井巷用反挖式装载机铲装车设计说明书

1 井巷用反挖式装载机铲装车设计说明书 机要实现的功能及主要参数确定 整机要实现的功能是将爆破产生的矿石扒装到一个可沿机架升降的料斗中，料斗由液压装置驱动实现升降及倾倒，将矿石倒入转运矿车中。参照同类设备及矿洞的作业面大小，整机总体主要参数确定如下： 长宽高： 405015801750距： 1700距（前 /后）： 1390/1325装距离： 2300备质量： 6800定载质量： 1200 1500机功率计算 足载行驶驱动要求 (满载最高车速 ) 按最高车速确定的功率 )7 1 6 4 03 6 0 0(1 3m a xm a x a 式 1中 为总传动效率，取 0.6 8100Kg g 为重力加速度，取 9.8 f 为滚动阻力系数，取 C 为空气阻力系数，取 2 3Km/h 代入 式 1 P=：总传动效率 是按传动路线确定的，本机行驶驱动路线是： 电动机主液压泵液压马达减速机车桥。主液压泵和液压马达的传动效率取 速机和车桥的传动效率取 总传动效率 = 满足工作装置要求确定的功率 工况分析：工作装置由扒装机构和料斗升降倾卸机构组成，二者不会同时工作，扒装机构最大功率状态是当扒斗油缸和斗杆（小臂）油缸在额定 压力下（ 16时快速（设定为 150mm/s）推出时；料斗升降机构最大功率状态是料斗快速上升时，以下分别计算上述 2 种状态所需功率。 a 扒装机构所需功率 2） *V =（ 2） *p*V （式 1 其中 斗杆油缸推力； 3*63/4=0*70/4=p 为额定压力 =16=150mm/s 代入式 1 b 料斗升降机构所需功率 * / （式 1 3 其中 G 为料斗及矿石总重 ,设计值 2800为料斗升降架倾角 ,设计值 35 为料斗升降速度，设计取值 200mm/s 为升降机构传动效率，取 入式 1 以 上功率计算值，考虑一定的富余量，最终选用 22 液压泵选择计算 工况分析：本设备的主液压泵为整机的液压动力源，通过多路换向阀驱动各执行油缸动作及液压马达旋转。整个设备的液压执行元件工作压力在 10 16间，流量最大状态是当斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作或液压马达高速旋转时。 参照同类设备，选用 50联齿轮泵为本机液压动力源，由电动机直联驱动， 型号： 525定压力： 20定排量： 50/25（ ml/r） 系统压力 60/Q=22 60 67=18(式中 P 电动机功率 机械效率 Q 最大流量 n 齿轮泵额定转（因为电动机、齿轮泵同轴安装所以转速相等） 最大流量 Q=V n /1000=50 1460 1000=67 L/4 式中 V 主泵公称排量 n 电动机额定转速 容积效率 斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作，校核主泵流量： 依据油缸工作时流量计算公式，有： 式中： v 错误 !未找到引用源。 =6m/误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 根据公式依次得 : 扒斗油缸最大所需流量： 扒斗油缸 : 故： 错误 !未找到引用源。 小臂油缸最大所需流量： 小臂油缸： 错误 !未找到引用源。 故： 错误 !未找到引用源。 5 综上所述，斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作时最大流量： 错误 !未找到引用源。 此条件下的最大流量 错误 !未找到引用源。 ，所以主泵的流量能够保证斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作。 走马达及料斗升降马达选择计算 行走马达的选用 已知整车满载总质量 100走速度 km/h,车轮直径 D=车最大爬坡角度 = 20 ,根据条件选择合适驱动马达。（重力加速度 错误 !未找到引用源。 ,滚动摩擦系数 错误 !未找到引用源。 ） 误 !未找到引用源。 条件下需要流量： 错误 !未找到引用源。 （式 1 式中： 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用 6 源。 。 故 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 （式 1 错误 !未找到引用源。 式中 ,减速器传动比 错误 !未找到引用源。 ；驱动桥传动比 错误 !未找到引用源。 故 错误 !未找到引用源。 综上所述，所选驱动马达主要技术参数如下： 排量 流量 转速 压力 扭矩 130mL/r 75L/76r/6 料斗升降马达的选用 已知料斗盛满矿石总质量 m=2800斗升降最大速度00mm/s,传动齿轮半径 R=斗传送倾角 =35，选择合适升降马达满足工作条件。（重力加速度 错误 !未找到引用源。 ） 误 !未找到引用源。 条件下所需流量： 错误 !未找到引用源。 （式 1 7 式中： 错误 !未找到引用源。 齿轮与驱动 马达同轴，故 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 齿轮与驱动马达同轴，故 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 。 故 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 （式 1 故 错误 !未找到引用源。 综上所述，选择升降马达技术参数如下 : 排量 额定压力 额定扭矩 转速范围 r 16速机选择计算 减速机选择要满足最高车速和最大爬坡度要求，行走驱动路线：行走马达减速机车桥车轮 已知：车轮滚动半径 R=m 8 行走马达输入转速 =576 720r/桥减速比 =整机以 km/轮转速： n= 000/*0 = 则：减速机减速比 =576 720/实际为 高车速达不到km/h 大爬 坡度校核 最大爬坡度设计值定为： 25 此时作用到车轮上的驱动力 G* *+G* 驱动扭矩 T R 其中 G=8100 =R=入上式得： 37903N， T 10992轮上的实际扭矩 走马达输入扭矩 * * =295*9205有不足，应将最大爬坡度改为 20 定装载容积校核 图 1） D D B A E 图 1 9 其中 V 料斗容积 S 标面侧面积 L 料斗内侧宽度 料斗装载量 1)已知 L 为 736B=41007410m 00 A=75 ,为 V=S L, S=S 梯 11(E) 因为其中要用到 以先算 为 A E . C O S 2 = 022 75c o = 3 7 4 01 6 5 6 4 91 6 8 1 0 0 = 83435333749 = 250314 500 所以 S=21 410 407 +21(1410+900) 500 =21 410 407 1 2310 500 =80932+577500 =658432 10 所以 V= 料斗容积为 )已知容积效率为 为 把 1）中 V 的值代入得： 料斗装载量约为 二章 整机稳定性计算 车的质心位置及轴荷分配计算 11 图 2装车结构图 1、底盘总成 2、升降架总成 3、龙门架总成 4、扒装机构 5、料斗总成 6、液压系统 7、电气系统 （ 1）计算质心位置 当总体布置基本完成以后，即可计算整车的质心位置。 整车质心的横向坐标 考虑到整车结构的左右对称性，后续计算按整车质心位于整车横向中心对称面上。 整车质心的纵向坐标以及高度坐标 以车辆前轮与地面接触点为坐标原点， x 轴正方向与车辆行驶 12 方向相反， y 轴正反方向垂直向上，见图 2 表 2装车各总成质心位置 序号 总成名称 Xi(Yi(1 底盘总成 2605 920 362 2 升降架总成 1150 360 1000 3 龙门架总成 613 577 963 4 扒装机构 736 408 5 料斗总成 1088 99 6 液压系统 280 330 1070 7 电气系统 70 1100 1050 8 空载时整车 (17 项合计 ) 6542 0a 0 13 9 驾驶员 65 950 1240 10 最大装载质量 1500 00 11 满载时整车质量（ 810 项合计） 8107 a 注：表中料斗总成的质心数据是其位于车辆前端装料状态时的数值。 根据上表可以计算空载和满载时整车质心距前轴中 轴 线的水平距离以及 距地面的高度 ，由下式计算： ( ) /i i X M（ 2 ( ) /i i ih g M Y M (2式中：i 个总成的质量， i 个总成的质心到前轴中心的水平距离， i 个总成的质心距地面的高度， a 首先将 1 6 项的数据代入（ 2可计算出空载时（且料斗位于车辆前端装料位置）整车的质心距前轴中轴线的水平距离，得： 0a=269 14 将 8 9 项的数据代入（ 2可计算出满载时（且料斗位于车辆前端装料位置）整车的质心距前轴中轴线的水平距离，得： a=95 料 斗 位 于 车 辆 尾 端 卸 料 位 置 时 ， 其 质 心 位 置 为x=1790,y=2515,同理按 上述方法计算出整车的质心距前轴中轴线的水平 距离0a=688mm，a=896 整车质心距地面的高度 对于整车质心距地面的高度， 将 1 11项的数据代入（ 2可计算出空载时整车的质心距地面的高度，得： 008 10 11 项的数据代入（ 2可计算出满载时整车的质心距地面的高度，得： 33 料 斗 位 于 车 辆 尾 端 卸 料 位 置 时 ， 其 质 心 位 置 为x=1790,y=2515,同理按上述方法计算出整车的质心距地面高度01043=1333 2）轴载质量分配计算： 1 ( ) / a M L (2 15 2M/ L(2式中： 1700120将已知数据代入上面（ 2可计算空载时整车前轴轴载质量，得： 1M=5507已知数据代入上面（ 2可计算空载时整车后轴轴载质量，得： 2M=1035此，空载时前轴负荷率为： % 空载时后轴负荷率为： % 4 21 0 3 5212 将已知数据代入上面（ 2可计算满载 时 (料斗在前 )整车前轴轴载质量： 1M =7654 轮超载 将已知数据代入上面（ 2可计算满载时 (料斗在前 )整车后轴轴载质量： 16 2 M =453 理计算可得满载（料斗在尾端卸料位置时） 整车前轴轴载质量： 11M =3245车后轴轴载质量： 22M =4273此，满载时前轴负荷率为： %776 54211 前轮超载 满载时后轴负荷率为： %745 3212 定性的计算 （ 1）上坡极限翻倾角 li m a r c t a 空载时： 0 满载料斗在前端时： 满载料斗在尾端卸料时： 31 （ 2）下坡极限翻倾角 a r c t a n 空载时： 0ma 17 满载时料斗在前端时： 满载料斗在尾端卸料时： 34 （ 3）横向侧翻极限倾翻角 空载时： 0=43 满载时料斗在前端时： = 满载料斗在尾端卸料时： = 第三章 工作装置计算 1 摇臂旋转角度 (如图 3 18 其中 1）已知 7 C=1576 因为 A C 222 = 971 5 7 61 5 7 621 5 7 61 5 7 6 22 C O S = ) 4 8 3 7 7 622 4 8 3 7 7 62 4 8 3 7 7 6 = 5961064967552 = 5563658 2360 扒装距离约为 2360）已知 7 E=320 因为 D C 222 = 973 2 03 2 023 2 03 2 0 22 C O S = ) 0 2 4 0 021 0 2 4 0 01 0 2 4 0 0 = 24576204800 = 229376 479 小臂油缸行程距离约为 47919 2 扒装面积如图 3知 300D=500mm h=题 1）中 360为 S=21(C) h =21(2300+500) 2360 =1400 2360 =3300000扒装面积为 1 摇臂器旋转角度如图 3 B h A D 图 320 其中 A 摇臂器旋转角度 已知 C=59072为 A= 2222 =5905902 572590590222 =3481002 327184348100348100 = 所以 A 58 即摇臂器旋转约 58度 2 油缸旋转角度如图 3中 D 为油缸旋转角度 已知 50F=869F=475因为 D= 2222 =8695502 475869550222 =955900 225625755161302500 所以 D 300 即油缸旋转角度约为 300 3 油缸的伸缩差 其中 图 321 原油缸长度 长后的长度 因为 M=869319油缸的伸缩差为 319以油缸在设计过程中长度比原油缸长度多出或等于 319 22 即：料斗最大卸料高度 (设计值 )=1730际工作时受矿洞高度限制可能达不到此数值。 第 4 章 主要结构件强度校核 图 323 杆（小臂） 反铲挖掘机斗杆的强度主要由弯矩控制。取以下两个工况位置进行强度校核。 斗杆油缸扒装，扒斗油缸和动臂油缸闭锁） 如图 4示： 动臂液压缸全缩 )； b斗杆液压缸作用力臂最大 (斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为90 )； c铲斗斗齿尖位于 F、 F， Q， d各构件重量忽略不计 。 图 424 此时以斗杆和扒斗整体为研究对象，对 F 点取力矩平衡 则有： 1623=20 61570*320/1623=12139N 再以扒斗为研究对象，其受力简图见图 4 4 Q 点取矩得： 29= 690 2139*690/229=36576N 式中 连杆 扒斗的推力，此力作为后续连杆强度校核的依据。 同理求得工况一状态下扒斗油缸闭锁力 6447N，斗杆 N 点受力 900N,F 点受力 3687N，具体见图 425 图 4步设定截面 1、截面 2、截面 2 为危险截面，截面数据见图 4 4面 1 处弯矩 1*245=15084650曲应力 =72703=力 Q=61570N 剪应力 =61570/10647=26 截面 2 处弯矩 1*320=19702400曲应力 =24745=力 Q=61570N 剪应力 =61570/14151=面 3 处弯矩 1*320=10087509曲应力 =88433=35力 Q=12520N 剪应力 =12520/13049=工况二（用扒斗油缸扒装，斗杆油缸和动臂油缸闭锁） 如图 4示： b斗杆液压缸作用力臂最大； c铲斗位于发挥最大挖掘力位置 (连杆机构传动比最大 )。 27 图 4F2*i 其中 i 为连杆机构传动比，推导计算如下： 如图所示， Q 点为扒斗与斗杆的铰点， v 点为扒斗的斗齿尖点 ， K 点为连杆与扒斗的饺点， N 点为 摇杆与斗杆的铰点， H 点为摇杆，油缸与连杆的铰点。 1）传动比计算 28 利用上图，可以知道求得以下的参数： 铲斗油缸对 N 点的力臂 H 中 2 2 21 ()2 N H H G G N C O S N H H G, G 由设计时确定。 连杆 点的力臂 H 中： 2 21 )2 N H H Q N Q C O S N H H 2 2Q H N H N Q N H N Q C O S H N Q F N G G N H 2 2 21 ()2F N N G F G C O S F N N G , G,在设计中得到。 2 2 21 ()2H K H Q Q Q C O H 连杆 点的力臂为 2 21 ()2H K Q K H Q C F O Q K挖掘阻力对 Q 点的力臂为 r4=V 连杆机构传动比 i = （ r1r 3） /（ r2r 4） 显然上式中可知， i 是铲斗油缸长度 函数，用 用 上 述 方 法 计 算 出 图 4 态 传 动 比 i= 9876*6459N 29 此工况下斗杆各点受力见图 4 4面 1 处弯矩 1*245=20625570曲应力 =00127=力 Q=84186N 剪应力 =84186/10647=面 2 处弯矩 1*320=26939520曲应力 =40928=61力 Q=84186N 剪应力 =84186/14151=面 3 处弯矩 404147曲应力 =88433=力 Q=17172N 剪应力 =17172/13049=30 比较以上数据得出工况二情况下斗杆截面 1 应力最大，按第 4 强度理论，其所受合成应力为： 224 3 r = 22 =70杆材料为 屈服极限 45，取安全系数为 2，许用应力 =345/2=4r 故满足强度要求 臂 动臂受力工况同斗杆受力工况 2，计算出其各点受力大小及方向，见图 4图 4以截面 1 和截面 2 为危险截面，截面数据见图 431 图 4面 1 处弯矩 266810曲应力 =9266810/270603=34力 Q=25045N 剪应力 =25045/13649=向力 N=97616N 轴向应力 n97616/13649=第四强度理论：和应力 224 3 r = 22 =面 2 处弯矩 690360曲应力 =3690360/119455=31力 Q=34308N 剪应力 =34308/8406=4向力 N=26798N 轴向应力 n26798/8406=32 按第四强度理论：和应力 224 3 r = 22 =臂材料为 屈服极限 45，取安全系数为 2，许用应力 =345/2=4r 故满足强度要求 轴 斗连杆 铲斗连杆工作时受压力，最大值 0035N ,其截面积A=1344最大压应力 =50035/1344=满足强度要求 斗