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p30
装岩机
设计
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P30耙斗装岩机的设计,p30,装岩机,设计
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毕业设计说明书摘 要P-30B耙斗装载机属于矿井巷道掘进的装岩设备，是耙装机和转载机“合二为一”的机型。可称之为转载式耙斗装岩机。在巷道掘进中，作为装载设备的装岩机有多种，主要分耙斗式、铲斗式装岩机两种。P-30B耙斗装载机是一种用绞车牵引耙斗把岩石装入矿车的机械。其符号的意义是：P 耙斗式；30耙斗的容积为0.3；B设计序号。它适用于巷道净高大于2m，断面为5以上的巷道。为了适应大断面矿井快速掘进的要求，从而解决装载速度不能满足掘进速度要求的矛盾，论文中以耙斗装岩机的生产率和耙斗容积为已知条件，通过大量的计算、推理和论证，设计了耙斗装岩机的减速器、工作滚筒、空程滚筒等绞车主要部件。其中工作滚筒和空程滚筒的传动部分采用行星齿轮机构来完成，具有操作省力、灵活，调整简便，事故少，维修工作量小的优点，同时在吸取成型产品生产和使用经验的基础上完成了耙斗装岩机的绞车设计。P-30B耙斗装载机主要由钢丝绳、耙斗、机架、台车、操作机构和绞车等部分组成。这种装载机的优点为装载能力大、装岩效率高、安全可靠、故障少、易维修、使用范围广、结构简单，便于制造等等。但体积大、钢丝绳磨损快。关键词：耙斗装岩机、 滚筒、 行星齿轮AbstractThe P-30B scraper bucket loads machine to belong to mineral well tunnel to dig into of pack a rock equipments, is the model that the rake packs machine and turns to carry the machinematch two is one.Can call it as to turn the carry type scraper bucket to pack rock machine.In the tunnel dig into, Be load an equipments to pack the rock machine contain variety, main cent scraper bucket type, bucket type pack rock machine 2 kinds.P-30B scraper buckets loading machine is a kind of machine which leads scraper bucket to pack the rock into a mineral car with the winch.The meaning of its sign BE:P Scraper bucket type;30the capacity of scraper bucket is 0.3;Bdesign ordinal number.It is applicable to tunnel clean and high and big in 2 ms, the cross section is 5 above tunnels. For adapting a big cross section mineral, the well digs quickly into of request, solving to load speed thus cant satisfy to dig into the antinomy of with speed request, in the thesis with the scraper bucket pack rate of production and scraper bucket of rock machine capacity for have already known a condition, pass a great deal of calculation and reason logically with argument, design scraper bucket to pack the deceleration machine of rock machine and work roller, empty distance roller etc. the winch main parts.Work among them roller with empty the distance roller spread to move the planet wheel gear of the part adoption organization to complete, having operation labor-saving, vivid, adjust simple, the trouble is little, maintaining the workload small advantage, completing scraper bucket to pack the winch design of rock machine in absorbing to model product production and using empirical foundation in the meantime.The P-30B scraper bucket loads machine to mainly constitute to from the parts such as steel wire rope, scraper bucket , machine, trolley, operation organization and winch etc.This kind of advantage that load machine for load an ability greatly and pack a rock efficiency high, safety credibility, break down little, maintain, use scope easily widely, structure simple, easy to manufacturing etc.But the physical volume is big, the steel wire rope wear away quickly Keywords: scraper loader 、 drum、 planet gear.目 录第一章概述1第一节 装载机械的发展过程、发展方向和趋势1第二节 耙斗式装岩机的用途2第三节 型号说明3第四节 技术特征:3第二章 耙斗装岩机设计的方案论证4第一节 结构简图4第二节 耙斗装岩机的结构及工作原理4第三节 耙斗装岩机主要部件结构6一、耙斗6二、绞车8三、主轴部件9四、带式制动闸10五、操作机构10六、辅助闸11七、传动系统12八、台车15九、料槽15十、牵引钢丝绳16第三章 圆柱直齿减速器的设计与校核17第一节 总体设计方案选择17第二节 电机选型18第三节 圆柱直齿减速器设计和计算19一、确定总传动比19二、传动比分配19三、传动装置的运动参数计算20第四节 齿轮的计算：21一、高速级：21二、低速级25第五节 轴的结构设计29一、输入轴的结构设计和强度计算29二、中间轴的结构设计29第六节 轴的校核32第七节 减速器部分其他部件计算和选择35第八节 减速器装配草图39第四章 行星减速器设计和校核40第一节 工作滚筒行星齿轮的设计40一、行星机构齿轮设计41二、行星齿轮减速器主要零部件设计52第二节 工作滚筒设计与校核56一、总传动比56二、传动比分配56三、空程滚筒传动参数计算及56强度校核56四、行星架设计62第三节 花键的选择与校核63第五章 耙装机的操作及维修65第一节 耙装机的操作65一、尾轮的悬挂65二、耙装机的位置及移动65三、注意事项66第二节 耙装机的维护66第六章 对P30型耙斗机做了以下几点改进67第一节 自动挡车器67第二节导向轮、拖辊改用聚氨酯材料68第三节 在卸料槽下加装托辊69第四节 在槽底加焊钢筋69结 论70参考文献71英文原文72中文翻译78致 谢8282第一章 概述第一节 装载机械的发展过程、发展方向和趋势由于装载作业的工作环境恶劣，任务繁重，机器的有效利用率较低，生产不高，还有很大部分繁重的手工劳动，所以，如何有效提高现有的装载机械的生产能力，缩短装载作业时间，提高装载作业的机械化程度，研制并推广新的高效的先进装载机械，无疑对加快采掘速度，提高采矿生产效率，降低成本，改善劳动条件，有着很重要的作用。装载作业是整个采掘过程中最繁重、最费工时的工序。装载机械化的水平，将直接影响采矿生产效率和矿石的开采成本，也关系到工人的劳动强度、作业条件及安全。世界各国都很重视井下矿用装载机的研究和发展。20世纪初，美英等国开始使用装载机代替手工作业，50年代，装载机以大量推广并发展成若干品种。比如：后卸式装载机和扒爪装载机。70年代后，随着巷道断面的增大，侧卸式装载机迅速发展。国外发展较早，种类很多，有17种基本类型，近5000多种型号及规格。广泛使用的有15种形式，大致有蟹爪式、铲斗式、耙斗式、星轮式、滚筒式等。近年来大都集中发展耙斗式、铲斗后卸式、侧卸式及星轮式。德国是生产装载机械的主要国家。沙土基打（salzgiter）公司的侧卸式装煤（岩）机品种最多，共16种，有气动系列、EL系列电动系列、TL电动伸缩系列，其最大斗容量1.8立方米，最大卸载高度2m，该公司还生产7种规格的HL、EL系列铲斗式装载机；日本生产铲斗式装（煤）岩机较多，有13个系列45种规格。太空机械株式会社生产的太空型装岩机有500、600、700、800、950系列14个规格；英国以生产扒爪式装载机最多，计39种规格，Anderson Mavor公司生产SM7、MC3LT等9种规格，JOY公司生产12BU型计20多种蟹爪式装岩机；法国是制造和使用耙斗式装煤机较多的国家，SACE公司生产C2型，SA-BES公司生产SABE型，SAMiiA公司生产TS型，法国也是铲运机的主要国家；瑞典是生产立爪式装岩机的主要国家，赫格隆德公司生产7HR等型号的立爪式装岩机；俄罗斯生产的转载机械较多。亚斯诺格尔斯基机械制造厂生产HB-3K型扒爪式装岩苏联矿山机械科学设计所研究的铲运机耙斗装岩机、振动装岩机、铲斗式装岩机等。近年来，各国主要生产和使用的有铲斗（后卸）式、铲斗侧卸式、扒爪式（包括蟹爪式、立爪式）、耙斗式和铲运机。我国于50年代初期使用侧卸式装载机和扒爪装载机，60年代研制耙斗装载机，70年代初，研制成功侧卸式装载机构，与凿岩台车配套使用。装载机的发展与掘进断面的大小及被装物料的特性密切相关。跟随着掘进断面的增大，在大断面的巷道中，多采用侧卸式铲斗装载机；且有大功率、大容量的方向发展，对于中小断面掘进的装载机，则着眼于提高其机械性能和工作可靠性，并使其更方便灵活。此外，正在探索装载机械向一机多能方向发展，如：在装煤机上增加钻臂，铲斗臂上增设可拆卸工作台。提高煤矿的机械化程度是首要问题，但煤矿施工最重要的式安全，但是现在的煤矿作业的特点式多工种，多电作业，战线长，没有保护措施是不行的，未来的装煤机械应具有高可靠性，便于维护、操作，各项费用降到最低，成本低，具有良好的配套性，便于其他高新技术配合使用，有效提高生产率。第二节 耙斗式装岩机的用途P型系列耙斗式装岩机主要用于煤矿、冶金矿山、隧道等工程巷道掘进中配以矿车或箕斗进行装载作业。主机部分采用行星轮传动,该系列耙斗装岩机具有装岩效率高、结构简单、可靠性好、操作方便、适用范围广等特点，不仅可以用于平巷，而且可以在30度以下的斜巷使用，是提高掘进速度、实现巷道掘进机械化的一种主要机械设备。第三节 型号说明第四节 技术特征:型号 P-30B耙斗容量0.3m 技术生产率35-50 m /h轨距600绞车型式三行星齿轮双滚筒绞车电动机型号YBB17-4电动机功率17KW绞车牵引力13.5-19.5KN钢丝绳直径12.5钢丝绳牵引速度0.85-1.22m/s第二章 耙斗装岩机设计的方案论证第一节 结构简图图2-1 第二节 耙斗装岩机的结构及工作原理煤矿生产中,当钻爆法掘进巷道时,爆破下来的岩石需要装到矿车里,运出工作面,提升到地面。这项装载工序的劳动强度高,工作量大,约占整个掘进循环的35 %50 %。为降低工人劳动强度,提高生产率,保证这项工序实现机械化,煤矿通常使用各类装载机,如耙斗装载机、铲斗装载机、蟹爪装载机等。由于耙斗装载机结构简单,容易制造,既能装大块岩石,又能用于坡度小于30的巷道,因而在煤矿生产中得到广泛应用。耙斗装岩机主要由固定楔、尾轮、耙斗、绞车、台车、导向轮、料槽（进料槽、中间槽、卸料槽）以及电气部分组成。图2-2 耙斗装岩机耙岩工作原理1-尾轮；2-耙斗；3-尾绳；4-主绳；5-档板；6-护板；7-升降装置；8-操纵机构；9-卡轨器；10-绞车；11-台车；12-导向轮；13-矿车；14-头轮；15-固定楔；16-簸箕口；17-连接槽；18-中间槽；19-卸载槽；20-轨道 耙斗装岩机是通过绞车的两个滚筒分别牵引主绳，尾绳，使耙斗做往复运动，耙斗把岩石耙进料槽，岩石从料槽的卸料口卸入矿车或箕斗，从而实现掘进的机械装岩。耙斗装岩机工作时，耙斗借自重插入岩石堆，然后起动绞车电动机，使绞车主轴旋转，再扳动操纵机构中的工作卷筒操纵手把，使工作卷筒旋转，则工作钢丝绳不断的缠到工作滚筒上，牵引耙斗沿底板移动并将岩石耙入进料槽，经过中间槽直到卸料槽的卸料口，从卸料口把岩石卸入矿车或箕斗。与此同时，回程滚筒处于浮动状态，使回程钢丝绳可顺利的由回程卷筒放松下来。当工作过程结束后，松开工作操纵手把，扳动回程操纵手把，这时回程卷筒与绞车主轴旋转，返回钢丝绳就不断的缠到回程卷筒上，将耙斗拉回岩石堆，完成一个循环，重新开始耙装。由耙装到卸载的过程可看出，耙斗装载机是间断的装载岩石的，耙斗属于上取式的工作机构。为防止在工作过程中卸料槽末端抖动，特加一副撑脚将卸料槽支撑到底板上。若在倾角较大的斜巷工作时，除用卡轨器将台车固定在轨道上以外，还另外设一个阻车器，以防机器下滑。固定楔在掘进工作面的作业面上，用以悬挂尾轮。若移动固定楔和尾轮的位置，便可改变耙斗的耙装位置，从而扩大耙装宽度。拆除卸料槽，配合刮板输送机，可用于规格较小的掘进巷道，耙斗机的耙斗把煤或岩石耙入刮板输送机的溜槽内，由刮板输送机把煤或岩石运走。第三节 耙斗装岩机主要部件结构耙斗装岩机主要由耙斗，绞车，台车及槽子等组成。耙斗与钢丝绳连接，由绞车牵引，经过槽子往复耙区岩石，将岩石卸载于矿车或箕斗内。一、耙斗耙斗是耙装机的主要组成部分，耙斗的重量，耙角，形状是耙斗的主要参数。耙斗设计是否合理，直接影响耙装机的生产率，影响在硬岩，大块条件下是否能很好地进行装载工作。图2-3 耙斗 耙斗的重量，根据岩石比重和块度的大小来决定耙斗的重量，在设计中可由单位耙斗长度的重量q来计算。耙角的选择，耙角是耙斗在精致水平位置时耙齿内侧与水平所成的夹角，设计耙角时，耙角选择要合适，过大或过小都会直接影响耙斗的插入情况，同时又会抵消耙斗的重量。根据经验用于巷道时，耙角为；用于斜井时，当斜井角度小于，耙角为左右，当斜井角度大于，耙角为。耙斗常见的几种类型：整体耙式耙斗b.铰链折叠式耙斗b.双面耙斗图2-4 几种耙斗形式耙斗形状在长，宽，高之间比例关系要有一定范围，根据经验为，在一定尺寸情况下，要考虑充分利用耙斗的有效空间，使耙斗工作过程中岩石愈积愈多，同时又要避免岩石从耙斗两侧或上部漏掉。耙齿一般有平齿和梳齿两种，耙斗扒取岩石时，耙齿任何一点与岩石接触，则整个耙齿无法插入，而梳形耙齿间如卡住岩石，就会增加耙斗插入阻力，松散细粒也容易从齿间漏掉，平齿无此现象。因此本次设计采用平齿。图2-5 耙斗结构1，6接头；2尾帮；3侧板；4拉板；5筋板；7斗齿；8牵引链二、绞车耙斗装载机的绞车是牵引耙斗运动的装置。能使耙斗往复运行迅速换向，并适应冲击符合较大的工况，一般均采用双滚筒结构，也有三滚筒结构，为了提高耙装机构生产率，空行的速度比耙装时快，为此两个滚筒之转速各不相同。它与耙斗，尾轮还可组成耙矿绞车。绞车按结构形式可分为行星轮式和摩擦式两种。（1）行星轮式绞车 行星轮传动的双滚筒绞车，它由电动机、减速器、带式制动闸、空程滚筒、工作滚筒、辅助闸和绞车架等部分组成。闸带式双卷筒绞车的一个卷筒用来缠绕工作钢丝绳（称工作滚筒），另一个卷筒则用来缠绕回程钢丝绳（称空程滚筒）。当启动电动机之后，可经减速器带动绞车主轴旋转，此时两个卷筒不动。若需耙斗开始耙取岩石工作时，司机操作控制手柄将工作滚筒一侧的带式制动闸闸紧，通过行星轮结构，其工作滚筒随主轴旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于工作状态。这时空程滚筒是处于浮动状态若使耙斗返回到耙岩石位置时，司机松开控制工作滚筒一侧的带式制动闸手柄，而将空程滚筒一侧的带式制动闸闸紧通过相应的行星轮结构，空程滚筒则随主轴的旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于回程状态。这时工作滚筒处于浮动状态。制动闸除控制卷筒旋转缠绕钢丝绳使耙斗往返工作外，还可控制耙斗的运行速度。利用闸带与内齿圈闸轮之间摩擦打滑的特性，闸紧一 些速度就快一些，相反就慢一些。两个辅助闸用来对工作滚筒和空程滚筒进行轻微制动，以防止卷筒处于浮动状态时，缠在卷筒上的钢丝绳松圈而造成乱绳和压绳的现象。三、主轴部件绞车的主轴部件主要由工作滚筒和空程滚筒、内齿圈、行星轮架、绞车架、行星轮、中心轮、主轴和轴承等部分组成。绞车主轴穿过两个卷筒的内孔，并用花键固定着两个中心轮。工作滚筒和空程滚筒用键联接在相应的行星轮架上，同时支承在相应的滚动轴承上。内齿圈的外缘就是带式制动闸的制动轮，这两个内齿圈也支承在相应的轴承上。整个绞车通过绞车固定在机器的台车上。主轴的安装方式很特殊，它没有任何轴承支承，呈浮动状态。这种浮动结构能自动调节三个行星轮上的负荷趋于均匀，使主轴不受径向力，只承受扭距。主轴左端与减速器伸出轴上大齿轮的花键连接，实现传递扭距。图2-6 绞车主轴部件1-工作卷筒；2、5、10、14-滚珠轴承；3、6-内齿圈；4-行星轮架；7、9-绞车架；8-回程卷筒；11-行星轮；12-中心轮；13-主轴四、带式制动闸图2-7 绞车带式制动闸1-凸肩；2-调节螺钉；3-挡板；4-钢带；5-钢丝石棉带；6-铆钉；7-圆柱销；8-摇杆；9-调节螺母；10-拉杆带式制动闸主要由钢带、钢丝石棉带、摇杆、和拉杆等部分组成闸带。石棉带磨损后可更换。闸带呈半圆形对称布置，两条闸带用圆柱销与绞车机架连接。当操纵机构使摇杆顺时针转动时，则摇杆时右闸带闸紧内齿圈外缘；同时，由于拉杆随摇杆向右移动使左闸带也闸紧内齿圈外缘，从而实现内齿圈的制动。反之，当操纵机构使摇杆逆时针转动时，摇杆使右闸带离开内齿圈外缘，同时拉杆随摇杆向左移动使左闸带也离开内齿圈外缘，即左右闸带几乎同时向外张开，从而实现内齿圈的松闸。为防止闸带松开距离过大，缩短制动时间，在闸带外缘上铆有凸肩。当该凸肩碰到固定在绞车架上的挡板后，闸带便停止向外张开，使闸带内表面与内齿圈外缘之间保持一定的工作间隙。该间隙的大小可用调节螺钉进行调节。两套带式制动闸可借助相应的杠杆操纵机构进行操作。五、操作机构操作机构主要由空程滚筒操纵手柄1、工作滚筒操纵手柄2、拉杆3、短杆6、长杆7和连杆9等部分组成。这是两套组装在一起的杠杆操纵机构。空程滚筒操纵手柄1和工作滚筒操纵手柄2分别控制相应的带式制动闸向右推时，如把空程滚筒操纵手柄和工作滚筒操纵手柄向右推时，通过相应的长杆7或10使拉杆3或4向下移，因拉杆是与制动闸中的摇杆连接，所以摇杆被带动按顺时针转动，则对相应的内齿圈进行制动；反之操纵手柄1或2向左拉时，通过相应的长杆使拉杆向上移，则对相应的内齿圈就进行松闸。图2-8 绞车操纵机构1-回程卷筒操纵手把；2-工作卷筒操纵手把；3、4-拉杆；5、6-短杆；7、10-长杆；8、9-连杆六、辅助闸辅助闸主要是由铜丝石棉带1、闸瓦2、接头4、支座5、弹簧6、活塞7、把手8和把座9等部分组成。绞车工作时，只有一个滚筒缠绕钢丝绳处于工作状态；另一个滚筒却相应的处于浮动状态，随着耙斗的移动松开钢丝绳。这样，当耙斗停止工作时，由于浮动滚筒的惯性，会使该滚筒继续转动而放出部分钢丝绳，使堆积在滚筒的出绳口处引起乱绳事故，使钢丝绳很容易损坏。为此，在两个滚筒的轮缘上各安装一个辅助闸，其作用就是以一定的制动力抵消浮动滚筒的惯性力矩，一般情况下这个辅助闸始终闸紧滚筒轮缘，使滚筒旋转始终具有一定的摩擦阻力矩，以便耙斗停止运动时及时克服惯性力矩而使浮动滚筒停止放绳。辅助闸的力矩一般是较小的，不致影响卷筒的正常转动。若摩擦阻力矩过大，则会增加绞车无用功率的消耗，降低机械效率。辅助闸的支座用螺钉5固定在绞车架上。把座9和支座5之间为螺纹配合。带偏心的手把8安装在把座9上。当顺时针转动手把时，手把上的偏心盘推压活塞7向左移动，压缩弹簧，使接头推动闸带作用在卷筒轮缘上，产生一定摩擦阻力矩，抵消卷筒的惯性力矩。正常情况下，辅助闸手把就被调整在一定的位置不动，使卷筒轮缘上始终具有一定的摩擦阻力矩。只有当人工拖拉钢丝绳的情况下，为了减轻人力，才将手8把逆时针转动，使弹簧松开，此时闸带只以很小的力贴在卷筒轮缘上。闸带中的铜丝石棉带磨损后可更换。图2-9 绞车辅助闸1-铜丝石棉带；2-闸瓦；3-铆钉；4-接头；5-支座；6-弹簧；7-活塞；8-手把；9-把座七、传动系统（1）圆柱式绞车的传动系统如图所示。电动机启动后，经减速器内齿轮，使绞车主轴转动。主轴上用花键固定着两个中心轮和，分别与三个行星齿轮和啮合，并与相应的内齿圈和组成两套行星齿轮传动机构，传动工作滚筒和空程滚筒，当耙斗装载机工作时，需扳动操纵手把使带式制动闸闸紧内齿圈，三个行星齿轮的行星轮架则被带动着与中心齿轮同向旋转。因工作卷筒用键固定在行星轮架上，故工作卷筒也就随着行星轮架同时旋转，使工作钢丝绳不断地缠绕到该卷筒上，牵引耙斗耙取岩石进入溜槽，实现耙斗的工作过程。与此同时，由于耙斗的移动，拉着返回钢丝绳从空程滚筒上放松下来，所以空程滚筒与工作滚筒按相反的方向旋转。由于空程滚筒也用键与相应的行星轮架固定，故此行星轮架也就随着空程滚筒转动。由于内齿圈未被闸紧，而中心齿轮始终随主轴一起转动，所以通过行星齿轮带动内齿圈随空程滚筒同向转动。同理，当带式制动闸闸紧内齿圈而松开内齿圈时，返回钢丝绳不断地缠绕到空程滚筒上，工作钢丝绳则由工作卷筒上放松下来，使耙斗实现返回行程。必须注意两个内齿圈只能一个闸紧另一个松开，不能同时闸紧，否则将引起耙斗跳动，甚至拉断钢丝绳，造成人身和设备事故。当两个带式制动闸同时松开相应的内齿圈时，两个卷筒都不旋转，使耙斗处于原来位置不动，这如同停止电动机运转一样。由此可见，采用这种绞车可防止电动机频繁起动，耙斗运动换向容易实现，对保护电气设备有利。由于耙斗工作行程的阻力远大于返回行程的阻力，可使空程滚筒的工作转速比工作滚筒的工作转速快一些，以减少返回所需的时间，因此相应的行星轮传动比是不一样的 。 图2-10 行星轮式绞车系统传动图（2）摩擦式绞车摩擦式绞车分圆锥摩擦轮式绞车和内涨摩擦轮式绞车两种。图为圆锥摩擦轮式双滚筒绞车。电动机和滚筒轴呈垂直布置，两个滚筒滑套在滚筒轴上，左右两个摩擦锥盘随滚筒轴一起旋转。当转左或右螺旋幅的螺母时，此螺母便推动与其相邻的滚筒外移，与摩擦盘接触并被带动旋转。当反向转动该螺母时，滚筒与摩擦盘脱开，停止旋转。两个滚筒上设有辅助刹车。操纵螺母的手把与操纵辅助刹车的手把存在联动闭锁关系：当滚筒被圆锥摩擦轮带动时，辅助刹车的闸带就放开；反之，当滚筒与圆锥摩擦轮脱开时，闸带就抱紧制动轮，以克服惯性影响，避免回程滚筒放绳太多引起乱绳。为了减少误操作的可能性，两队螺旋幅的螺旋方向相反，所以操纵两个滚筒的手把动作方向一致。图2-11 圆锥摩擦轮绞车传动绞车1工作滚筒；2圆锥摩擦轮；3螺杆；4主轴；5回程滚筒；6螺母；7闸带图2-11为内涨摩擦轮传动绞车系统。当操作手把转动螺母7时，因空套在主轴10上的螺杆6轴向不能移动，四头螺母就推动空套在离合瓦座12上的锥体5轴向移动。工作滚筒8的锥体向右移动，或回程滚筒2的锥体向左移动时，滚轮11和顶杆4就沿径向向外移动，将闸瓦9压紧在滚筒内壁上。又因离合瓦座是用键装在轴上的，滚筒就跟轴一起转动。滚筒内壁和闸瓦的摩擦表面都装有铜丝石棉带。滚筒上也设有防止乱绳的辅助带闸1。 图2-12 内涨摩擦轮传动绞车系统1闸带；2回程滚筒；3摩擦带；4顶杆；5移动锥体；6螺杆；7螺母；8工作滚筒；9闸瓦；10主轴；11滚轮；12离合瓦座从制造角度来看：行星齿轮绞车比较复杂，矿上机修厂自行制造较困难。特别是有些易损零件矿上很难自己解决，如内齿圈等。而摩擦式绞车由于电动机，减速器均利用现成设备，比较方便。从使用维护角度来看：行星齿轮操作省力，灵活。调整简便，事故少，维修工作量少。而摩擦式绞车，由于都用四头螺母推动滚筒与摩擦离合器接触，带动滚筒转动，轴向力较大，推力轴容易损坏，连续操作后离合器容易发热产生打滑等现象，操作时比较费力，钢丝绳亦容易跳动，维修工作量也比较大。因行星齿轮传动耙斗装岩机具有装岩效率高、结构简单、可靠性好、操作方便、使用范围广等特点，所以本次设计选用行星齿轮式绞车。八、台车台车由车架，车轮，弹簧碰头等组成，它是装岩机的机架及行走部，承装岩机的部重量。在台车上安装绞车，操纵机构，并安装有支撑中间槽的支架和支柱，台车前后部有四套卡轨器，作为固定装置，末端装有弹簧碰头，可缓冲矿车对装载机的撞击。九、料槽料槽是容纳扒煤矸的，耙斗扒取的岩石依次通过进料槽，中间槽，卸载槽，从卸载槽底部的卸料口卸入矿车，中间槽安装在台车，支架和支柱上，而进料槽，卸载槽则分别在其前后与之衔接。进料槽的中部安有升降装置，以调节簸箕口的高低，簸箕口前两侧装有挡板，引导耙斗进入槽子。中间槽有两个弯曲部分，为考虑磨损及易于更换，弯曲部装有可拆卸的耐磨弧形板，卸料槽后部装有弹簧碰头，起缓冲作用。十、牵引钢丝绳凡在水平的或倾斜轨道上利用绞车及钢丝绳牵引矿车或提升容器沿轨道移动的运输方式称为钢丝绳运输。钢丝绳运输由于适应性强，受巷道起伏影响不大，设备简单、轻便、制造和安装容易、初期投资少、操作方便，对维护、安装、使用要求的技术条件不高，因而在我国当前的矿山企业中，尤其是中小型矿井应用广泛。特别对于倾角大的斜巷，带式输送机不能应用，采用钢丝绳运输尤为合适。即使在使用带式输送机的巷道中，现阶段还采用钢丝绳运输设备作辅助运输。钢丝绳运输的缺点是辅助劳动量大，能量消耗较多，线路上还需 装辅助设备等。按矿车的运行特点，钢丝绳运输分为使用单滚筒或双滚筒的滚筒式绞车的有极绳运输和使用摩擦轮式或其它特殊形式绞车的无极绳运输。按作用方式，有极绳运输分为单绳运输和双绳运输。（1）单绳运输 矿车由一台单滚筒绞车沿斜巷向上牵引，而向下运行时依靠矿车自重沿斜巷自溜下放。这种运输方式主要用于在倾斜巷道中。（2）.单尾绳运输 矿车由一台单滚筒绞车或一台带尾绳的双滚筒绞车进行牵引。用一台双滚筒绞车的优点是操作简单，缺点是构造复杂，钢丝绳长。这种运输方式用在水平巷道或坡度不大巷道。（3）.双绳运输 这种运输方式是绞车上的两根钢丝绳各挂一个车组，两个车组相向运行。这种运输方式只能在倾斜巷道中，轨道可采用双轨，也可采用带有中间错错车道的单轨。优点是与单轨相比，运输能力几乎增加一倍，而两个车组的自重亦可部分地得到平衡，从而使电动机功率可得到相应减少，其缺点是：收发车场的线路布置十分复杂，当进行多水平运输时，调车十分复杂。(4).无极绳运输 无极绳运输中钢丝绳的两端是绕过一个或几个摩擦绳轮和一个拉紧绳轮而后连接起来。无极绳运输的轨道一般是敷设双轨重车在一条轨道上向一个方向行驶，而空车则在另一轨道上向另一个方向行驶。空重车通常是单个的在钢丝绳处于运动不停的状态中挂到钢丝绳上去，或自钢丝绳上摘下来。无极运输的优点是运输能力与运输距离无关。 无极运输是我国小型矿井上下较常用的一种运输方式。无极运输方式有两种，一种是运动着的钢丝绳在矿车的下面与矿车相连接，称为下行式；另一种是运动着的钢丝绳在矿车上面与矿车相连接，称下行式。在本章中，我们已拟定选用行星轮式双滚筒绞车，据此本设计中钢丝绳运输方式相应的选用单尾绳运输方式。第三章 圆柱直齿减速器的设计与校核第一节 总体设计方案选择本课题要达到的设计结果是：耙斗容积0.3m，钢丝绳的牵引力为。选用电机功率为17KW。轨距600mm。绞车型式为行星齿轮双滚筒绞车。参照已成型产品，P-30B耙斗装岩机耙斗容积，并且假设耙斗从耙装点耙装岩石至卸料口而后空程返回至耙装点为一次装载过程，由此我们可以从设计结果中推算除耙斗装岩机每小时完成100次装载过程，每次装载过程耗时36s。根据经验为保证耙斗装岩机具有较高生产率及便于铺设轨道，耙装机工作时离迎头最好不超过15m，同时为了避免放炮时机器受到损坏，机器离迎头一般不小于6m，因此耙装机工作时离迎头最合适距离为615m，初选耙装机工作时距离迎头10m。参照已成型产品，初拟外形尺寸为6600mm，由此可求得耙斗完成一次装载过程钢丝绳的平均牵引力为为提高生产率，通常工作速度小于回程速度，要求钢丝绳牵引速度范围是0.85-1.22m/s，分别取两个极限速度进行设计和计算。初步设定滚筒直径D为265 mm。当钢丝绳牵引速度为时，视之为最小工作速度，此时工作滚筒的转速为：工作滚筒的工作阻力为：当钢丝绳牵引速度为时，视之为最大工作速度，此时回程滚筒的转速为：第二节 电机选型根据前面相关计算和假定我们已知绞车工作滚筒作用力为14KN，其转速为62.01r/min。据给定功率选取型号YBB17-4，额定功率为17KW，满载转速1460r/m。检验，由工作滚筒的转速和滚筒所受扭矩求取电机输出功率 传动装置总效率 圆柱齿轮传动效率 取 0.97 行星齿轮减速器效率 取0.95 滚动轴承效率 取0.99电机所需额定效率 式中：K功率储备系数， 取K=1.2： 则 所以选取的电动机满足要求。第三节 圆柱直齿减速器设计和计算一、确定总传动比 工作滚筒工作时 空程滚筒工作时 二、传动比分配传动比分配通过两个减速器完成，即一个二级圆柱齿轮减速器和一个一级行星齿轮减速器，根据工作条件，行星齿轮减速器选用2K-H(A)型，其传动比应用范围为初步选取工作滚筒中初步选取空程滚筒滚筒中则二级圆柱齿轮减速器的传动比=/=23.54/4.64=5.08 =/=16.87/3.35=5.03取中间值： =（+ ）=5.055 设二级圆柱齿轮减速器高速级传动比 ，低速级传动比，为了保持载荷均匀和合理出的尺寸结构要求，取。，由此得：，三、传动装置的运动参数计算1.计算各轴转速： r/min r/min r/min r/min2.计算各轴输入功率： 3.计算各轴输入转矩： Nm 将上述结果列于表中：轴号转 速功 率转 矩11460r/min16.31Kw2570.3r/min15.82Kw3289.5r/min15.5Kw4289.5r/min15Kw第四节 齿轮的计算：一、高速级：选择齿轮的材料，确定许用应力： 由表选：小齿轮选用20CrMnTi表面淬火 大齿轮选用40r调质许用接触应力由式：接触疲劳极限查图 接触寿命系数 应力循环次数由式： = 则：查表 得，（不允许有点蚀） 则： 许用弯曲应力 则： 接触强度最小安全系数取： 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力, 查图6-7得,双向传动乘0.7： 弯曲强度寿命系数,查图6-8得,弯曲强度尺寸系数,查图6-9(设模数m小于5),弯曲强度最小安全/系数, 则： 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级，按估计齿宽中点分度圆上的圆周速度。查表6.7、6.8取组公差7级。小轮大端分度圆由式： 齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称布置： 小轮齿数 在推荐值 中选：大轮齿数 ，圆整取齿数比 传动比误差 ，误差在范围内满足要求小轮转矩载荷系数 式中： 使用系数 查得：动载荷系数 查得：齿向载荷分布系数 查得: 齿间载荷分布系数 由推荐值 材料弹性/系数 查表得：节点区域系数 查表得： 重合度系数 由推荐值0.85-0.92 取 故：的值为： 齿轮模数 圆整：圆周速度 ，与估取接近！标准中心矩： 齿宽b 圆整: 大轮齿宽 小轮齿宽 齿根弯曲疲劳强度校核计算： 由式齿形系数 查表得：小轮 大轮 应力修正系数 查表得:小轮 大轮 重合度系数 =1.71所以： 由此得齿根弯曲强度满足要求齿轮的其他主要尺寸计算小轮分度圆直径： 大轮分度圆直径: 根圆直径 = =顶圆直径 大齿轮轮毂的计算：二、低速级选择齿轮的材料,确定许用应力：查表： 小齿轮选用20CrMnTi表面淬火 小齿轮选用40Cr调质许用接触应力 接触疲劳极限应力 接触寿命系数,应力循环次数由式： 则：查表得接触寿命系数和 接触强度最小安全系数取： 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力, 查图6-7得,双向传动乘0.7： 弯曲强度寿命系数,查图6-8得, 弯曲强度尺寸系数,查图6-9(设模数m小于5), 弯曲强度最小安全/系数, 则： 按齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮精度等级，按：，估取圆周速度。查表取：组公差8级。齿宽系数 按齿轮相对轴承非对称布置，取：小轮齿数 在推荐值 中选：大轮齿数 齿数比 传动比误差 误差在范围内小轮转矩 载荷系数 式中：使用系数 查表得：动载荷系数值 查表得：齿向载荷分布系数 查表得：载荷系数的初值 弹性系数 查表得：节点影响系数（ 查表得：重合度系数（） 查表得： 得 齿轮模数 圆整：小轮分度圆直径的值为：圆周速度 与估取接近！标准中心距 齿宽 大轮齿宽 小轮齿宽 齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式 齿形系数 查表得：小轮 大轮 应力修正系数 查表得:小轮 大轮 重合度系数 =1.7许用弯曲应力 均满足要求齿轮的其他主要尺寸计算与结构图 大轮分度圆直径 顶圆直径 = = 根圆直径 = =第五节 轴的结构设计一、输入轴的结构设计和强度计算轴的结构设计：电机选定后轴确定 轴颈都d=45mm,轴承选用6009深沟球轴承尺寸45X75x16。根据高速轴的直径，参考文献3，选取键的尺寸为： （普通平键）图2二、中间轴的结构设计轴的结构设计：(齿轮轴)确定轴的结构方案：（见图3）该轴（中间轴）左端齿轮轴，大圆柱齿轮从右端装入，然后分别自两端装入挡油板和轴承初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=118。则：，取。图3确定各轴段的直径和长度：轴段1：该段安装滚动轴承，考虑轴承主要承受径向力为支撑轴颈，选择深沟球轴承，预选轴承型号为6009深沟球轴承。其内圈直径，宽度。D=75mm所以，确定轴段1直径为，长度为。轴段2：为联接齿轮。所以，确定轴段2直径为，根据需要去轴端长度为。轴段3：用于安装圆柱齿轮，直径略大于轴端4的直径，以便制出轴肩，取轴端3的直径为，宽度小于齿轮的宽度，取。轴段4：为支撑轴颈，同一轴上的结构尺寸通常与轴段1的完全相同。取由中间轴的直径，选取键的尺寸为：（A型）三、低速轴（过度轴）的结构设计.轴的结构设计：确定轴的结构方案：（见图4）该轴（过度轴）第二段装入大圆柱齿轮。结构如图：图4.初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=118，计算后取确定各轴段的直径和长度：轴段1：为支撑轴颈，预选轴承型号为6009深沟球轴承。确定轴段1直径为，长度为考虑到对齿轮的轴向固定取L1=45.5mm轴段2：用于安装大圆柱齿轮，所以轴端2的直径应略大于轴毂1的直径，以便制出轴肩，易于齿轮的装拆，故有，长度应小于齿轮宽度以便齿轮轴向定位，取。轴段3：，用于齿轮与的轴向定位，轴肩高度h应大些，2h=5mm,其直径为,长度为。轴段4：用于轴承的定位轴肩，h=2.5mm ,d=50mm,为保证和3轴同长取L=86.5mm轴段5为支撑轴颈，同一轴上的结构尺寸通常与轴段1的完全相同。故取，宽度为所配合的轴承的宽度，取， 第六节 轴的校核1)求轴的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。确定6009型深沟球轴承的支点位置后，可得轴的跨距。图5根据轴的计算简图做出轴的弯距图、扭矩图和当量弯距图。从轴的结构图和当量弯距图可以看出，B截面的当量弯距最大，是轴的危险截面。B截面处的、T以及的数值如下：求作用在齿轮上的力圆周力，径向力和轴向力的大小如下，方向如图水平面支反力 垂直面支反力 弯距和水平面 垂直面 合成弯距 扭矩 当量弯距 2）校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理，查表得，则,即,取，轴的计算应力为根据计算结果可知，该轴满足强度要求。该轴为一般用途的轴，所以不再按照安全系数精确校核轴的疲劳强度。（6）低速轴上轴承寿命的估取查手册得到所选用的轴承的主要性能参数为：,1）轴承支反力水平支反力 ,垂直支反力 ,合成支反力 2）轴承的当量载荷 因为轴承不承受轴向力，所以，,则,3）轴承寿命 因为，所以应按照计算，取，则按照每天工作16小时计算，需要1.6年更换一次轴承。(7) 低速轴上键的挤压强度计算普通平键联接工作时，当轴传递扭矩时，键的工作面受到压力作用，工作面受挤压，键受到剪切。失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和键被剪切。当键用45钢制造时，主要失效形式是压溃，所以通常只进行键的挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是： 本次设计的中间轴上的普通平键采用45钢制造，其尺寸为，许用挤压应力为，键的工作长度。键与轴槽的接槽高度，则所欲选用的键满足挤压强度要求。 第七节 减速器部分其他部件计算和选择1轴承端盖计算低速轴上轴承结构图3-9 轴承端盖端盖上的螺钉直径选取，螺钉数，螺钉孔的直径 2通气孔的计算图3-10 通气孔其尺寸选择如下：为螺钉的公称直径，,3吊环螺钉的选择为便于减速器搬运，箱体上需设置起吊装置，起吊装置可采用吊环螺钉。图3-11 吊环螺钉本次设计的减速器使用双螺钉起吊，从GB825-88中选取吊环螺钉M20，其规格为，材料为20钢，经正火处理，不经表面处理的A型吊环螺钉。4箱体箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中各种零件并保证传动件的啮合精度，使箱体内零件具有良好的润滑和密封。箱体的结构形式按照箱体毛坯的制造方法减速器箱体的结构形式分为铸造箱体和焊接箱体。铸造箱体刚性好，易得到美观的外形，适合于成批生产。本次设计的减速器箱体使用铸造箱体。 按箱体剖分与否减速器箱体的结构形式分为剖分式和整体式箱体。为了便于箱体内零件的装拆，箱体多采用水平剖分式，其剖分面常与轴线平面重合，有水平式和倾斜式两种。前者容易加工，在减速器中被广泛使用。本次设计的减速器使用水平式。2）箱体的结构尺寸箱体结构与受力很复杂，很难进行强度和刚度的计算，目前也没有完善的计算方法。所以，各部分尺寸一般按经验和某些结构设计要求来确定。铸造减速器箱体部分结构尺寸如下：箱座壁厚 取箱体壁厚 箱盖壁厚根据箱盖壁厚满足，取箱盖壁厚箱座凸缘厚度 ，取箱盖凸缘厚度 ，取地脚螺钉直径 取轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 地脚螺钉、轴承旁联接螺栓、箱盖与箱座联接螺栓至外箱壁的距离取。地脚螺钉、箱盖与箱座联接螺栓至凸缘边缘的距离取减速器的其他部件根据经验和某些结构设计要求最终确定或选择。第八节 减速器装配草图第四章 行星减速器设计和校核第一节 工作滚筒行星齿轮的设计行星轮越多,传动的承载能力越高,但行星轮数目的增加使各行星轮受力越不均匀,而且由于邻接条件限制又会减少传动比的范围。因而，通常采用3-4个行星轮，取=3。行星机构为NGW型，,一般取, 所以选用。(一) 确定齿数 （1）确定太阳轮齿数太阳轮齿数一般取20-40，在满足强度的条件下，其齿数越小越好，据装配条件：因而，取。（2）确定内齿圈齿数据传动比条件： 即:（3）确定行星轮齿数根据同心条件,(不变位传动)(二) 满足条件:（1）传动比条件:当中心轮输入a时,设给定的传动比为,内齿圈的齿数为,中心轮齿数为,则上述三个量满足下列关系:（2）同心条件：为保证行星轮g同时与中心轮a，太阳轮b实现正确啮合，对于圆柱齿轮行星传动机构，要求外啮合副的中心距与内啮合副的中心距相等，即。因各齿数模数相等，故有，由此可得: （3）装配条件：为保证各行星轮均匀分布在中心轮的周围，而且能准确的装入两中心轮的齿间，实现正确啮合，则必须满足两中心轮的齿数和（）与行星轮的数目的比值为整数，即：取整（4）邻接条件其中，验算邻接条件：代入相关数据可得符合邻接条件，通过。一、行星机构齿轮设计齿轮材料，热处理工艺及制造的确定太阳轮和行星轮的材料，表面渗碳淬火处理，表面硬度为，齿面接触，试验齿轮齿轮齿根弯曲疲劳极限。太阳轮：行星轮：齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为级。内齿圈材料为，调质处理，硬度为，试验齿轮的弯曲疲劳极限：，实验齿轮的弯曲疲劳极限：，齿形的最终加工为插齿，精度为级。初步计算齿轮的主要参数:1、齿轮模数和中心距：按齿面接触强度初算太阳轮（小齿轮）分度圆直径： 式中：u齿数比行星轮齿数/太阳轮齿数 U=29/22算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿传动， 取768；使用系数1.5载荷不均匀系数,采用太阳轮浮动的均载机构;综合系数为(1.82.4); 齿宽系数,取b/=0.4;啮合齿轮副中,小齿轮的名义转矩,N/M; 代入得 按齿根弯曲强度初算齿轮模数：齿轮模数的初算公式为：式中：算式系数，对于直齿轮传动；计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； 综合系数，（1.62.2） 齿轮副中小齿轮齿数； 小齿轮齿形系数； 试验齿轮弯曲疲劳极限，代入 则中心距： 2、齿轮几何尺寸计算计算项目及计算公式为： 分度圆直径： 基圆直径： 齿顶圆直径：齿根圆直径：分度圆压力角将已知数据代入心上各公式，可得：分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿宽： 圆整3、啮合要素验算：（1）ag传动端面重合度计算 1）齿顶圆齿形曲率半径的计算： 计算公式为： 太阳轮： 行星轮：2）端面啮合长度的计算：计算公式为：其中“”，正号用于外啮合，负号用于内啮合。则 3）端面重合度的计算： （2）bg传动端面重合度计算 1）齿顶圆齿形曲率半径：行星轮： 内齿圈：2）端面啮合长度的计算：3）端面重合长度的计算：4、齿轮强度验算：1）、确定传动载荷名义转矩：名义圆周力：2）、应力循环次数=60nt式中： n太阳轮相对于行星架的转速（r/min）； t寿命周期内要求传动的总运转时间；在此取齿轮寿命为5年，每天工作用于300天，每天工作20小时，则：t=530020=30000h太阳轮转速：行星架转速：则： n=-=289.5-62.4=227.1r/min综合以上数据可得：=60227.133000=1.2次5、确定强度计算中用到的各种系数（1）使用系数K考虑由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响系数。它与原动机和工作机的特性及运行状态等因素有关。的作用是使名义载荷变为当量载荷，根据对耙斗装岩机使用负荷的测试与分析，参考文献4表6-7取=1.5（2）动负荷系数K考虑齿轮制造精度、运转速度对齿轮内部附加动载荷影响的系数。的精确值可通过实际测量，或按GB3840-1983的一般方法确定。其近似值可根据小齿轮相对于转臂的节点线速度和齿轮精度查得。在行星齿轮传动中，小齿轮相对转臂的节点线速度可按下式计算。=（m/s）式中小齿轮的节圆直径，mm；小齿轮的转速，r/min；转臂的转速，r/min代入数据得=1.05m/s考文献4图6-6，取=1.03（3）齿向载荷分布系数K考虑沿齿宽方面载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数。该系数主要与齿轮加工误差、箱体轴孔偏差、啮合刚度、大小轮轴的平等度、跑合情况、齿宽系数和得星轮数目等有关。对于中等或较重载荷工况，对调质齿轮的值按下式计算：=1.110.18()0.15b =1.110.18()0.15b =1.15对于重要的行星齿轮传动，考虑到行星齿轮传动的特点，其齿向载荷分布系数和采用下述方法确定。接触强度计算 =1（-1）弯曲强度计算 =1（-1）式中 齿轮相对于转臂的圆周速度及大齿轮齿面硬度HB2对 的影响系数参见4图67a齿轮相对于转臂的圆周速度及大齿轮齿面硬度HB2对 的影响系数参见4图67b；齿宽和行星轮数对和的影响系数；对于圆柱直齿的行星传动，如果转臂刚性好，行星轮对称布置或采用调位轴承，因而使其中心轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计时，的值由4图68查取。（4）齿向载荷分布系数、是同时啮合的各对轮齿载齿间载荷分配不均匀的影响系数，当=（5）行星轮间载荷分配不均匀系数=1.05，=1.075（6）节点区域系数 =上式中 端面节圆啮合角 端面压力角，=，=0则： =2.37（7）弹性系数考虑材料弹性模量E和泊桑比V对赫兹应力影响的系数，=189.8（钢钢）（8）载荷作用齿顶时的齿形系数是考虑当载荷作用于齿顶时，齿形对名义弯曲应力的影响系数，由4表69查得=2.7（9）载荷作用齿顶时的应力修正系数当载荷作用于齿顶时将名义弯曲应力换算成齿根局部应力的系数。由4表622查得：=1.55（10）重合度系数、=0.53对端面重合度的齿轮计算公式为：=0.25=0.25=0.77（11）螺旋角系数、是考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力所产生影响的系数。=1 =1-=1-0=16、齿数比：U=/=29/22=1.3187、计算接触应力的基本值= =2.37189.80.531=272.8MPa8、接触应力= =272.8 =390.89、弯曲应力基本值=2.71.550.771=69.410、齿根弯曲应力= =69.41.51.051.121.11.075 =144.8511、确定计算许用接触应力时的各种系数（1）寿命系数是用以考虑齿轮只要求有限寿命时，齿轮的许用接触应力可以提高的系数，齿轮每转一圈轮齿同一侧齿面的啮合次数为1，因应力循环次数由4查得=1.0（2）润滑系数是考虑润滑剂的类型和度对齿轮的许用接触应力的影响，因=13000MPa12000MPa，所以=1.03（3）速度系数是考虑齿轮的节点线速度对许用接触应力有影响的系数，由旋转速度和的值，查图6-18得=0.96（4）粗糙度系数是考虑齿轮的齿面粗糙度对许用接触应力所旋的影响，大小两齿轮的齿面粗糙度一般为=12.53.2um, 可按相对平均粗糙度，查文献4图6-19得=0.9（5）工作硬化系数因齿轮齿面为硬齿面，且齿面=1.66=9.6m，出文献4图6-18查得：=0.92（6）尺寸系数由文献4图621查得=0.9812、最小接触强度安全系数 =/=1043/390.8=2.613、许用接触应力 = =13001.01.030.960.90.920.98 =1043MPa及强度条件：， 则： 计算结果，接触强度通过。14、确定计算许用弯曲应力时的各种系数（1）试验齿轮的应力修正系数=2.0（2）寿命系数因次，查表得（3）相对齿根角敏感系数，查表得，（4）齿根表面状况系数，查表得：（5）尺寸系数是考虑在尺寸增大时（法向模数大于5）能使材料强度降低的尺寸效应。15、最小弯曲强度安全系数取=4.2616、许用弯曲应力考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力 由强度条件： 即 计算结果，弯曲强度也通过。二、行星齿轮减速器主要零部件设计一)、行星架设计行星架是行星传动装置中的主要构件之一，行星架的结构设计和制造对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有很大影响。行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配。在此选用双侧板整体式结构，材料选用40CrMo，整体铸造，经退火和调质处理后，键连接处进行淬火，硬度HRC52-56。铸件最小壁厚取，为保证装配条件，取，为了减轻重量两侧板做成六边形，中间连接部分为T形。二)、行星架轴的计算行星架输出轴通过平键于卷筒连接，并将输出转矩转动给卷筒。该轴传递的转矩为：按转矩估算法： 上式中，输出轴传递转矩； 材料的许用剪应力； 空心轴的计算系数，取代入以上各数据，可得：考虑传动效率与安全系数以及轴承选用的影响，取三)键的选取及校核键连接是将轴上的转动或摆动零件与轴进行周向固定的连接，用以传递转矩；有的还兼作轴向固定或轴向移动的导向装置。根据工况选用普通A型平键，基特点为：键与轴槽配合较紧，键易于制造，装拆方便，在槽中轴向固定良好；适用于高精度，高速或承受变载，冲击的工况。键的长度L、轴的直径D的平键联接工作时的受力状况：当轴传递转矩T时，键的工作面受到压力N的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效形式是键、键槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和键被剪坏。当键用场45钢制造时，主要失效形式是压溃，所以只进行挤压强度计算。考虑行星架轴的最小直径与装配要求，选取 假设挤压应力在键的接触面上是均匀颁的，此时挤压强度条件是：式中 k键与轮毂槽的接触高度，mm, k=h/2,h为键高； L 键的工作长度，mm, A型:l=l-b 许用挤压应力，的精拔钢制造，常用材料为难45钢，取=110N/mm代入数据得： 由以上计算可知：键的选用满足强度要求。四)卷筒设计1、工作滚筒传动装置的运动和动力参数计算： 已知：钢丝绳速 钢丝绳直径 传动比卷筒参数得确定根据参考文献规定：卷筒最小直径，mm;钢丝绳直径，mm;2、确定卷筒宽度B;初选：每层缠绕圈数14 钢丝绳排列不均匀系数初选钢丝绳缠绕层数n=43、确定卷筒直径1）钢丝绳在卷筒上的最小缠绕直径 2 ）钢丝绳在卷筒上的最大缠绕直径 卷筒得结构外径D五)、花键的选择与校核根据轴径d可以选择花键的尺寸第四轴的直径 取根据文献，查表11-4选取矩形外花键轻系列，= c=0.3花键联接的主要失效形式是齿面压溃和磨损，一般需进行联接的挤压强度或耐磨性的条件性计算，假设压力在各齿的工作长度上均匀分布，各齿压力的合力作用在平均直径处，则花键联接的强度计算式为：静联接 式中， 齿间载荷分配不均匀系数，取花键的齿数，z=8h花键齿侧面的工作高度，mm。矩形花键 花键的平均直径，mm，矩形花键齿的工作长度，mm,查设计手册，许用挤压应力，查表 根据计算效验合格六)、滚动轴承的校核对于中速运转的轴承，其主要失效形式是疲劳点蚀，应按疲劳寿命进行校核计算。查设计手册，所选深沟球轴承6220的主要性能参数为：额定动载荷，额定静载荷前面所得，该轴承所承受的轴向载荷A=2221N，径向载荷R=808N根据文献，查表10.5并插值计算 e=0.22因，查表10.5并插值计算 由式10-7 当量动载荷 轴承工作时有轻微冲击，由表10.6 得载荷系数，故由式10-7 轴承寿命由表10.3 温度系数故由表10.4选轴承预期寿命因，故该轴承合适。第二节 工作滚筒设计与校核一、总传动比总传动比式中,为电动机满载转速，电动机型号为YBB17-4，查有关资料，。空程滚筒的转速式中，根据给定P30耙斗装岩机资料定 1.22m/s d为滚筒直径，mm，d=270mm； 所以，当为空程滚筒时，总传动比二、传动比分配根据工作条件，行星齿轮减速器选用2K-H(A)型，其传动比应用范围为初步选取空程滚筒滚筒中，三、空程滚筒传动参数计算及强度校核空程滚筒中行星齿轮传动比，行星轮数目。1、按接触强度初算太阳轮和行星轮传动的中心距a和模数m输入转矩，因传动中有一个或两个基本构件浮动作为均载机构，且齿轮精度低于6级，查参考文献，取载荷不均匀系数在一对A-C传动中，太阳轮传递的扭矩查有关资料，全为硬齿面的外啮合齿轮，在对称、中等冲击载荷时，7级精度使用的综合系数；8级精度，。考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取齿数比 太阳轮和行星轮的材料用40钢表面的影响系数，硬度分别为HRC50-HRC55（太阳轮）和HRC45-HRC50（行星轮），查得齿宽系数（GB10090-88），线偏斜可以忽略，有0.3,0.4,0.45,0.5,0.6。因齿面硬度HB350,则取按接触强度初算中心距a公式(mm) 模数 圆整取m=42、验算A-C传动的接触强度和弯曲强度强度计算所用公式同定轴线赤较传动，但确定和所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度 = 动戴系数 速度系数查得， 确定计算公式中的其它系数使用系数齿间载荷分布系数弯曲强度计算时，接触强度计算时，式中: 和齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度 对的影响系数，及按表选取齿宽和行星轮数目对和的影响系数对与圆柱直齿或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计。 由图查得 ，齿间载荷分布系数及也用6 .16节中的公式计算出，但算出的数值可能偏高，另外NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于1时，可取及求齿间载荷分配系数及，先求端面重合度式中 则 = =1.88因为是直齿轮，总重合度，所以节点区域系数式中 所以 弹性系数 接触强度计算的重合度系数 接触强度计算的螺旋角系数接触强度计算的寿命系数因为当量循环次数，则 最小安全系数 取润滑剂系数，考虑用N46(30号)机械油作为润滑冷却剂，按表6-10，取. 粗糙度系数 齿面工作硬化系数 ；接触强度计算的尺寸系数 A-C传动接触强度验算计算接触应力 计算许用接触应力 及强度条件则 计算结果，接触强度通过。除钢外，还可以使用40MnB,50SiMn等代用，如使用20CrMnTi渗碳淬火钢制造，安全裕度更好。 A-C传动弯曲强度验算齿根应力为式中，齿形系数；查得，应力修正系数 ；查得，弯曲强度计算的重合度系数， 弯曲强度计算的螺旋角系数因为是直齿，取 = = 55.6 考虑到行星轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力由强度条件 即 则 40Cr调质，表面淬火，。A-C传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。 验算C-B传动的接触强度和弯曲强度1)根据A-C传动的来确定C-B传动的接触应力因为C-B传动为内啮合，又有 ，所以 2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限由，有 45号调质钢，则内齿轮用45号调质钢，调质硬度HB229286，接触强度符合要求。弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A-C传动的外啮合一样，即 由强度条件 得 45号调质钢，所以C-B传动中的内齿轮弯曲强度也符合要求。四、行星架设计行星架是行星传动装置中的主要构件之一，行星架的结构设计和制造对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有很大影响。行星架的合理结构应该是重量轻，刚性好，便于加工和装配。在此选用双侧板整体式结构，材料选用40CrMo，整体铸造，经退火和调质处理后，链连接出进行淬火，硬度HRC52-56。参考文献，表2-99铸件最小允许壁厚取C1=C2=16mm，为保证装配要求，取， 为了减轻重量两侧板做成六边形，中间连接部分为T形。行星架轴的计算行星架输出轴通过平键于卷筒连接，并将输出转矩传递给卷筒。该轴传递的扭矩为： = 按转矩估算法，上式中，材料的许用剪应力 空心轴的计算系数，取代入以上各数据，可得考虑传动效率与安全系数以及轴承选用的影响，取键的选取及校核键连接是将轴上的转动或摆动零件与轴进行轴向固定的连接，用以传递转矩，有的还兼作轴向固定或轴向移动的导向装置。根据工况选用普通A型平键，其特点是：键与轴槽配合较紧，键易于制造，装拆方便，在槽中轴向固定良好；使用于高精度，高速或承受变载，冲击的工况。当轴传递转矩时，键的工作面受到压力的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效形式是键、键槽、和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和键被剪坏。当键用45钢制造时，主要失效形式是压溃，所以只进行挤压强度计算。考虑行星架轴的最小直径与装配要求，根据文献，选取假设挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是：式中，键与轮毂槽（或轴槽）的接触高度，为键高 键的工作长度，A型：许用挤压应力，键的材料一般采用抗拉强度极限的精拔钢制造，常用材料为45钢，查文献表2-21取代入数据得，由以上计算可知，键的选用满足强度要求第三节 花键的选择与校核根据轴径d可以选择花键的尺寸第四轴的直径取根据文献，查表11-4选取矩形外花键轻系列，= c=0.3花键联接的主要失效形式是齿面压溃和磨损，一般需进行联接的挤压强度或耐磨性的条件性计算假设压力在各齿的工作长度上均匀分布，各齿压力的合力作用在平均直径处，则花键联接的强度计算式为：静联接 式中，齿间载荷分配不均匀系数，取花键的齿数，z=8花键齿侧面的工作高度，mm。矩形花键花键的平均直径，mm，矩形花键齿的工作长度，mm,查设计手册，许用挤压应力，查表 则 第五章 耙装机的操作及维修第一节 耙装机的操作放炮后先在掘进工作面打好上部眼，在眼内或在利用的剩余炮眼内插入固定楔，悬挂好尾轮，便可开始耙岩。如果耙斗已经在工作面，司机垃紧工作滚筒的操作手柄，工作滚筒转动，钢丝绳牵引耙斗装满岩石，经簸箕口、连接槽、中间槽、卸载槽从卸料口把岩石卸入矿车或箕斗内，然后司机垃紧空程滚筒的操作手柄，空程滚筒转动，钢丝绳牵引空耙斗回到工作面。再重复耙岩动作，连续耙取几次后，即可装满矿车。调车过程中，司机可利用调车间隙时间，连续耙岩至簸箕口前，也可允许使少量岩石耙至各节槽子上，待矿车到时，司机连续操作，先耙簸箕口前岩石，这样可以充分发挥耙装机工作能力。设备用于斜井时，除把耙装机上已有卡轨器外，必须另置一套阻车装置，防止机器下滑。如后面配置用箕斗，应在中间槽和卸载槽之间另加一节中间接槽，以增加长度，改变卸料口位置使箕斗装满。扒取巷道两侧岩石时，司机只需移动尾轮左右位置即可进行耙取。当耙取工作面剩余少量岩石时，为了加快掘进速度，可以配上少量人工辅助。这样可以减少辅助工作量。耙装机在90度弯道中使用，一般采用分段耙取岩石的方法。第一步先将工作面岩石耙至转弯处。然后再移动尾轮位置，把转弯处岩石耙至矿车内。 一、尾轮的悬挂尾轮挂在楔体端部圆环上。悬挂高度及左右位置应根据巷道大小而定。一般应高出工作面岩石堆8001000以上。使耙斗容易耙取工作面矸石。如巷道较宽，尾轮需随时调换悬挂位置，以耙清巷道中央和两侧岩石。二、耙装机的位置及移动为了达到较高的生产率，以及便于铺设轨道，耙装机工作时离工作面最远不宜超过20米，同时为了避免放炮时机器受到损伤，耙装机离工作面不得小于6米。耙装机工作时不必移动，每当工作面进展到一定距离时移动一次。移动可用人工推移，也可利用绞车自行牵引。移动前，先清理簸箕口及车轮两旁的岩石。同时调整升降装置，使簸箕口抬起到200左右。移动到合适位置后，下放簸箕口。新铺轨道不得伸出簸箕口外。卡好卡轨器，恢复到原来工作状况。即可进行耙岩工作。三、注意事项1耙装机专用工件应由司机负责保管。2司机应先发出信号，使工作面人员注意后再开车，以免发生安全事故。3司机操作时应避免两个操作手柄同时拉紧，以防耙斗飞起伤人或损坏设备。4开车时严禁用手或工具触摸钢丝绳。5耙岩过程中，如耙斗受阻或负载太大时，不应使耙斗强行牵引，应将耙斗稍稍后退然后再前进。6工作时，绞车滚轮上钢丝绳的余量最好少不额少于3圈，钢丝绳长度一般主绳为40米，尾绳为60米。7装岩完毕，应将两个操纵手柄放在松闸位置，然后卸下手柄，并置于台车上，以防在放炮时损坏。8放炮前，照明灯应移至距工作面30米以外的地方或放在耙装机槽子下，以免放炮损坏照明灯。9平时作业时，应密切注意钢丝绳跳动和耙斗伤人问题。人与耙斗要保持一定距离，或采取必要安全措施。司机更应集中注意力，防止发生意外事故。第二节 耙装机的维护（1）检查绞车，各连接螺丝有无松动，钢丝绳子接头是否牢固可靠，各部件有无损坏及不灵活现象，发现应予以更换处理。（2）经常检查钢丝绳的磨损情况，钢丝绳严重断裂时，应予以更换处理。（3）电工接线后，应检查电动机转向是否正确。（4）每月对轴承加注黄油一次，每季度对减速器加注黄油一次，但对行星齿轮机构每月必须加注黄油1-2次。（5）连续使用六个月应对其进行全面检修，损坏严重的应及时修补或更新。（6）更换配件时应带有安全标志的配件。第六章 对P30型耙斗机做了以下几点改进第一节 自动挡车器为防止耙装机工作和运输的跑车事故，经研究可加挡车器，可对此类事故做到很好的预防。耙斗机在矿山掘进中是广泛使用的设备，它具有结构简单，生产能力大，适用范围广等优点，而其缺点是体积大，不以能独立行车，在有坡度巷道中使用和移设过程中牵引导向滑轮固定楔子滑掉，牵引钢丝绳磨损或牵引绞车固定顶子打的不牢靠而跑绞车等事故。耙斗防滑设备说明书提出应配挡车器，矿山机械一书中也有在耙斗台车立柱上加装两个斜撑的记载，但实际出厂设备亦没有装设。现场使用的耙斗机有的配上斜撑，但由于地板不平，仍有掉道和翻车等下滑事故发生。为此P30型耙斗装岩机上安装了自动挡车器， a.自动阻车器的安装及设计数据自动挡车器是由自动插爪，插爪轴，轴瓦等三部分组成，插爪强度按下滑力的2.3倍计算，下爪比上爪重4kg，插爪用40#厚钢板制成，取许用应力。b.自动挡车器工作原理阻车器的下爪比上爪重4kg，使下爪保持下沉状态，上爪受耙斗台车横横筋限制，控制了插爪摆动范围在130mm内，在耙斗机往上山移设过程中，下爪被拖浮在道木上往上移动。当耙斗机出现楔子滑掉及断绳事故时，耙斗机下滑，下爪尖受偏重作用必然逆向插入道木底部，上爪被耙斗机台车横筋挡住，克服了耙斗机下滑力，从而达到了防滑的目的。c.使用中的注意事项轴瓦应该经常保持有油，轴应转动灵活，防止摆动失效，要求每班检查一次。轴瓦固定螺丝不准松动。第二节 导向轮、拖辊改用聚氨酯材料为避免钢丝绳与导向轮摩擦产生火花造成生产事故，可把导向轮、托辊改用聚氨酯材料。由于钢丝绳与导向轮的摩擦 ，偶有火花产生，这是我国煤炭安全生产所不允许的，有此产生的瓦斯爆炸事故在煤炭生产过程中也时有发生，给生产和安全带来了很大的困扰，一直以来没能得到很好的解决。现将导向轮原金属材料改用新型聚氨酯。此材料硬度高，耐磨性好，绝缘性好，与钢丝绳摩擦不会产生火花，从而能有效的避免钢丝绳与导向轮摩擦产生火花引起瓦斯爆炸的生产事故。a.胶辊 聚氦酯胶辊种类很多，按聚氨酯胶辊的硬度可分两类，一类是软质聚氨酯胶辊，聚氯酯胶辊的硬度较高，约为硬度8595邵A。但这些较硬的弹性体具有杰出的抗撕裂和耐磨耐切割性能，使用寿命要比钢辊和其他胶辊长得多。胶辊单件用胶量较大，制作方便，可采用模具浇注成型，亦可不用模具，采用辊芯旋转浇注成型。b，胶轮在各种传动机构中广泛采用各种形状的橡胶轮子。聚氨酯弹性体承载能力大，绝缘性好，撕裂强度高，耐磨、耐油，与金属骨架粘结牢实是制造各种胶轮的理想材料。如输送带用的托轮、导轮，车辆和电梯用的实芯轮，自动生产线的各种导轮和传动轮，缆车用的滑轮，摄影机和办公设备用的无供油、无噪音齿轮扫雪机用的链轮以及摩擦轮和旱冰鞋轮子等。c， 聚氨酯导向轮和托辊的成型工艺浇注发泡是聚氨酯硬泡常用的成型方法， 即就是将各种原料混合均匀后，注入模具或制件的空腔内发泡成型。聚氨酯硬泡的浇注成型可采用手工发泡或机械发泡，机械发泡可采用间歇法及连续法发泡方式。机械浇注发泡的原理和手工发泡的相似，差别在于手工发泡是将各种原料依次注入容器中， 搅拌混合； 而机械浇注发泡则是由计量泵按配方比例连续将原料输入发泡机的混合室快速混合。硬泡浇注方式适用于生产块状硬泡、硬泡模塑制品，在制件的空腔内填充泡沫，以及其它的现场浇注泡沫。d, 胶辊对聚氨酯材料的基本要求： （1） 必须满足各种胶辊所要求的物理机械性能指标； （2） 必须和辊芯有良好粘合性，以适应粘合成型的工艺要求； （3） 胶辊硬度应符合要求，辊面硬度应均匀一致； （4） 表面无气泡，杂质及机械损伤。第三节 在卸料槽下加装托辊为避免耙装机工作时钢丝绳伤人，可在卸料槽下加装托辊，可防止钢丝绳在绞车拉力下甩动伤人。由于耙装机在工作的时候，工人经常俯身从卸料槽下把矿车推出，而钢丝绳在绞车的牵引下会产生不规则的拉力，致使钢丝绳上下或左右甩动伤人。为避免这一安全隐患可在卸料槽下加装托辊，将钢丝绳固定在一定的范围内活动，使工人能更好、更安全的完成生产工作。考虑到钢丝绳与托辊的摩擦会产生火花，产生瓦斯爆炸，可将托辊材料改用新型聚氨酯材料。第四节 在槽底加焊钢筋由于耙装机的工作时是往复运动，料槽经常处于摩擦状态，料槽磨损很快，增加了生产的成本，可在槽底纵向每隔10cm距离加焊钢筋，能有效的延长料槽的使用寿命结 论本次课题设计是在广泛阅读参考资料和参考成型产品条件下，在赵彤涌老师的精心指导下，通过细心和大量计算求证得以完成的。首先，论文针对目前我国矿山机械相对落后而且在一定程度上导致我国矿难多发的现实情况有感而发。我们有责任为我国采矿事业高效而安全发展做贡献。其次，论文提出研究课题的现实意义，特别针对我国西北地区矿井的特点，致力于解决装载机械的装运能力满足掘进速度要求的矛盾，耙斗装岩机的研制和改造显得尤为重要。再次，论文进入课题设计的主要部分，耙斗装岩机具体部分的设计和计算，在吸收大量成型产品制造和使用的经验基础上进行了大量计算工作，基本完成了耙斗装岩机减速器、工作滚筒、空程滚筒等主要部件的设计工作，并且选取设计了料槽、操作机构、台车部件，同时总结了耙斗装岩机操作及使用维护注意事项。同时多种原因致使设计产品无法进行生产制造也就无从在生产使用中进一步改善，遗憾的是还存在一些难以彻底解决的问题，如滚筒密封和泄露等，有待进一步努力。当然，由于水平有限，设计过程中难免出错，请老师给予指正。参考文献1 上海煤矿机械研究所装载机组编.耙斗装岩机煤炭工业出版社，19762 邓文英、郭晓鹏 金属工艺学.高等教育出版社,2007 3 安 琦、顾大强 机械设计 科学出版社，2008 4 寇嘉年、罗金泉 矿井辅助运输 煤炭工业出版社,19965 李树森 矿井轨道运输 煤炭工业出版社 ,19866 谢锡钝、李晓豁 矿山机械与设备 中国矿业大学出版社,20007 李健成 矿山装载机械设计 机械工业出版社,19898 李仪钰 矿山提升运输机械 冶金工业出版社,19899 巩云鹏、张伟华机械设计课程设计科学出版社,200710 现代机械传动手册编辑委员会编现代机械传动手册机械工业出版社,2002 11 杨延栋、周寿华渐开线齿轮行星传动成都科技大学, 198612 于 泓机械工程材料 北京：北京航空航天大学出版社,200713 苟文选材料力学I科学出版社,200414 大连理工大学工程图学教研室机械制图（第六版）高等教育出版社,200715 张 展机械设计手册北京:中国劳动出版社,199416 GU Deying, WANG Jinkuan, and XUE Yanbo， A PRECISE TEMPERING TEMPERATURE CONTROL SYSTEM OF MINING CIRCULAR CHAIN WITH BI-SENSORS ， Department of Automation Engineering,Northeastern University at Qinhuangdao, China，17 Jacek Jaworsk, J，J，Cervantes S，FORCES ON THE SCRAPER BOWL OPERATING WITH LINEAL VARIABLE CUTTING DERPTH， Warsaw Institute of Technology, Warsaw,Poland，18 J，C，Jauregui-Correa， Belt Conveyor Transversal Vibration， CIATEQ,A，C， Aguascalientes20355, Mexico，英文原文Optimize the reliability of mechanical structure designIt is now generally recognized that structural and mechanical problems are nondeterministic and, consequently, engineering optimum design must cope with un-certainties，Reliability technology provides tools for formal assessment and analysis of such uncertainties，Thus, the combination of reliability-based design procedure sand optimization promises to provide a practical optimum design solution, i，e，, a de-sign having an optimum balance between cost and risk， However, reliabilty-based structural optimization programs have not enjoyed the name popularity as their deterministic counterparts， Some reasons for this are suggested， First, reliability analysis can be complicated even for simple systems， There are various methods for handling the uncertainty in similar situations (e，g，, first order second moment methods, full distribution methods)， Lacking a single method, individuals are likely to adopt separate strategies for handling the uncertainty in their particular problems， This suggests the possibility of different reliability predictions in similar structural design situations， Then, there are diverging opinions on many basic issues, from the very definition of reliability-based optimization, including the definition of the optimum solution, the objective function and the constraints, to its application in structural design practice， There is a need to formally consider these itess in the merger of present structural optimization research with reliability-based design philosophy。In general, an optimization problem can be stated as follows,Minimize （1.1）subject to the constraints （1.2） （1.3）where X is an-dimensional vector called the design vector， f(X) is called the objective function and, k(X) and i(X) are, respectively, the inequality and equality constraints， The number of variables n and the number of constraints， L need not be related in any way， Thus, L could be less than, equal to or greater than n in a given mathematical programming problem， In some problems, the value of L might be zero which means there are no constraints on the problem， Such type of problems are called unconstrained optimization problems， Those problems for which L is not equal to zero are known as constrained optimization problems。 Traditionally the designer assumes the loading on an element and the strength of that element to be a single valued characteristic or design value， Perhaps it is equal to some maximum (or minimum) anticipated or nominal value， Safety is assured by introducing a factor of safety, greater than one, usually applied as a reduction factor to strength。Probabilistic design is propose: as an alternative to the conventional approach with the promise of producing better engineered systems， each factor in the design process can be defined and treated as a random variable， Using method-ology from probabilistic theory, the designer defines the appropriate limit state and computes the probability of failure P of the element， The basic design requirement is that，where p f is the maximum allowable probability of failure。Advantages of adopting the probabilistic design approach are well documented (Wu, 1984)， Basically the arguments for probabilistic design center around the fact that, relative to the conventional approach, a) risk is a more meaningful index of structural performance, and b) a reliability approach to design of a sys-tom can tend to produce an optimum design by ensuring a uniform risk in all components。 Optimization, which may be considered a component of operations research, is the process of obtaining the best result by finding conditions that produce the maximum or minimum value of a function， Table 1，1 illustrates area of operations research。 Mathematical programming techniques, also known as optimization methods, are useful in finding the minimum (or maximum) of a function of several variables under a prescribed set of constraints， Rao (1979) presented a definition and description of some of the various methods of mathematical programming， Stochas-tic process techniques can be used to analyze problems which are described by a set of random variables， Statistical methods enable one to analyze the experimental data and build empirical models to obtain the most accurate representations of physical behavior。 In spite of these early contributions, very little progress was made until the middle of the twentieth Gentry, when high-speed digital computers made the implementation of optimization procedures possible and stimulate, d further research on new methods， Spectacular advances followed, producing a m;sssive literature on optimization techniques， This advancement also resulted in the emergence of several well-defined new areas in optimization theory。It is interesting to note that major developments in the area of numerical methods of unconstrained optimization have been made in the TTnited Kingdom only in the 1960x， The development of the simplex method by Dantzig (1947) for linear programming and the annunciation of the principle of optimality by Bellman (1957) for dynamic programming problems paved the wa，; f= development of the methods of constrained optimization， The work by Kuhn and Tucker (1951) on necessary and xuflicient conditions for the optimal xolution of programming problems laid foundations for later research in nonlinear programming, the optimization area of this thesis。Although no single technique has been found to be universally applicable for nonlinear programming, the works by Cacrol (1961)and Fiacco and McCormic (1968) suggested practical solutions by employing well-known techniques of uncon xtrained optimization， Geometric programming was developed by Dufhn, Zener and Peterson (1960)， Gomory (1963) pioneered work in integer programming, which is at this time an exciting and rapidly developing area of optimization research， Many real-world applications can be cast in this category of problem， Dantzig (1955) and Charnel and Cooper (1959) developed stochastic programming techniques and solved problems by assuming design parameters to be independent and normally distributed。Techniques of nonlinear programming, employed in this study, can be categorized 1， one-dimensional minimization method2， unconstrained multivariable minimization A， gradient based method B， nongradient based method3， constrained multivariable minimization A， gradient based method B，gradient based method The gradient based methods require function and derivative evaluations while the non gradient based methods require function evaluations only， In general, one would expect the gradient methods to be more effecti;re, due to the added information provided， However, if analytical derivatives are available, the question of whether a search technique should be used at all is presented， If numerical derivative approximations are utilized, the efficiency of the gradient based methods should be approximately the same as that of nongradient based methods， Gradient based methods incorporating numerical derivatives would be expected to present some numerical problems in the vicinity of the optimum, i，e，, approximations to slopes would become small， Fig， 1，1 shows the $ow chart of general iterative scheme of optimization (Rao, 1979)， No claim is made that some methods are better than any others， A method works well on one problem may perform very poorly on another problem of the same general type， Only after much experience using all the methods can one judge which method would be better for a particular problem (Kuester snd Mize, 1973). First attempts to apply probabilistic and statistical concepts in structural analysis date back to the beginning of this century， However, the subject aid not receive much attention until after the World War II， In October 1945, a historic paper written by A， M， Freudenthal entitled The Safety of Structures appeared in the proceedings of the American Society of Civil Engineers， The publicationof this paper marked the genesis of structural reliability in the U，S，A， Professor F:eudenthal continued for many years to be in the forefront of structural reliability and risk analysis， During the 1960s there was rapid growth of academic interest in struc-total reliability theory， Classical theory became well developed and widely known through a few influential publications such as that of Freudenthal, Garrelts, and Shi-nouzuka (1966), Pugsley (1966), Kececioglu and Cormier (1964), Ferry-Borges and Castenheta (1971, and Haugen (1968)， However, professional acceptance was low for several reasons， Probabilistic design seemed cumbersome, the theory, particularly system analysis, seemed mathematically intractible， Little data were available, and modeling error was an issue which needed to be addressed，But there were early efforts to circumvent these limitations， Turkstra(l070) Yrnted structural design as a problem of decision making under uncertainty and risk， Lind, Turkstra, and Wright (1965) defined the problem of rational design of a code as finding a set of best values of the load and resistance factors， Cornell (1967) suggested the use of a second moment format, and subsequently it was demonstrated that Cornells safety index requirement could be used to derive a set of safety factors on loads and resistances， This approach related reliability analysis to practically accepted methods of design The Cornell approach has been refined and employed in many structural standards，Difficulties with the second moment format were uncovered 1969 when Ditlevsen and Lind independently discovered the problem of invariance， Cornells index was not constant when certain simple problems were reformulated in a mechanically equivalent way， But the lack of invariance dilemma was overcome when Hasofer and Lind (1974) defined a generalized safety index which was invariant to mechanical formulation， This landmark paper represented a turning point in structural reliability theory， More sophisticated extensions of the Hasofer-Lind approach proposed in recent years by Rackwitz and Fiessler (1978), Chen and Lind (1982), and Wu (1984) provide accurate probability of failure estimates for complicated limit state functions，There are many modes of failure in structural systems, depending on the configuration of the system, shapes and materials of the members, the loading conditions, etc， Lz order to perform a system reliability assessment the failure modes must be defined， However, for a large system with a high degree of redundancy it is difficult
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