关 键 词：

含CAD高清图纸和说明书 装岩机 设计 CAD 图纸 说明书

资源描述：

【温馨提示】====【1】设计包含CAD图纸 和 DOC文档，均可以在线预览，所见即所得，，dwg后缀的文件为CAD图，超高清，可编辑，无任何水印，，充值下载得到【资源目录】里展示的所有文件======【2】若题目上备注三维，则表示文件里包含三维源文件，由于三维组成零件数量较多，为保证预览的简洁性，店家将三维文件夹进行了打包。三维预览图，均为店主电脑打开软件进行截图的，保证能够打开，下载后解压即可。======【3】特价促销，，拼团购买，，均有不同程度的打折优惠，，详情可咨询QQ：1304139763 或者 414951605======

内容简介：

编号：（ ）字 号本科生毕业设计 耙斗装岩机设计周述霞 21040234 机械工程及自动化专业04-1班题目： 姓名： 学号： 班级： 二八年六月 中 国 矿 业 大 学本科生毕业设计姓 名： 周述霞 学 号： 21040234 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 耙斗装岩机设计 专 题： 指导教师： 杨善国 职 称： 副教授 2008 年 6 月 徐州中国矿业大学毕业设计任务书学院 应用技术学院 专业年级 机自04-1 学生姓名 周述霞 任务下达日期：2008 年 月 日毕业设计日期： 2008 年 月 日 至 2008 年 月 日毕业设计题目：耙斗装岩机设计毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：进行能够适用于斜井快速掘进的耙斗装岩机整机设计。生产能力，钢丝绳牵引力。具体要求如下:.绘制相关设计图纸3张左右（0号）;.按学校统一要求编写设计说明书,说明书正文在70页左右;.中英文摘要400字左右;.英文翻译3000字左右;.参考文献20篇左右(其中外文文献2篇).院长签字： 指导教师签字：中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 指导教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人： 年 月 日摘 要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。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。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钢丝绳牵引力为已知条件，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整机设计。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。关键字: 耙斗装岩机、 滚筒、 行星齿轮、绞车ABSTRACTThe 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.The scraper buckets loading machine is a kind of machine which leads scraper bucket to pack the rock into a mineral car with the winch.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.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、 winch. 目 录1 概述11.1研究矿山机械的目的及意义11.2矿山机械的发展历程11.3矿山装载机械简介22 方案论证112.1耙斗装岩机的结构及工作原理112.1.1耙斗装岩机主要部件结构结构122.2牵引钢丝绳233耙斗装岩机主要部件设计及选择253.1.总体设计方案选择253.2电动机选型263.3减速器设计和计算263.3.1确定总传动比263.3.2传动比分配273.3.3传动装置的运动参数计算273.3.4齿轮传动的选择和计算283.3.5轴的结构设计373.3.6减速器部分其他部件计算和选择483.3.7减速器装配草图523.4工作滚筒中行星齿轮传动部分设计计算523.4.1设计绘制工作滚筒的装配草图523.5空程滚筒中行星齿轮传动部分设计计算623.5.1设计、绘制空程滚筒的装配草图623.6台车及操作机构设计723.7料槽设计723.8辅助设备介绍744耙装机的操作和维护774.1耙装机的操作774.2耙装机的维护和检修79结 论81参考文献82英文原文84中文翻译90致 谢95 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 第99页1 概述1.1研究矿山机械的目的及意义采矿工业是生产原料的基础工业，在国民经济中占有重要地位，我国矿产资源品种丰富，储量可观，煤炭资源尤为突出，随着中国特色社会主义事业的发展和社会主义市场经济的进一步深化，我国能源消耗比例正进一步向更加合理化的方向发展，但是煤炭资源在今后一段时间内仍是主要的能源。金属矿山的开采可划分为露天开采和地下开采两大类。我国露天开采采出矿石的比重约占，但从事地下开采的人员比露天开采的人员多。这是因为地下开采的条件复杂，使用设备种类繁多，在产量相同的条件下，对地下矿投资的人力和物力远大于露天矿的缘故。保护自然环境和合理利用矿藏资源，是发展社会主义经济的必要条件。随着浅埋矿床的耗尽而愈来愈向深部开采，或当露天开采的深度很大而使地表遭受大面积的破坏时，就必须采用地下开采。不论是露天矿开采还是地下矿开采，对矿体和围岩的金属矿山，都是经凿岩爆破将崩落的松散矿石或岩石，经装运作业运至下步工序的作业地点。装载作业式矿山整个生产过程中既繁重又费时的作业。所以努力提高装载机械的作业能力，对实现矿山生产的高效率低消耗起着重要作用。 1.2矿山机械的发展历程 20世纪初，美，英等国开始使用装载机械代替手工作业。50年代，装载机已大量推广并发展成若干品种，其中使用最多的是后卸式装载机和扒爪装载机。70年代后，随着巷道断面增大，侧卸式装载机迅速发展。中国于50年代初使用后卸式装载机和扒爪装载机，60年代研制耙斗装载机，70年代研制成功侧卸式装载机，与凿岩台车配套使用。装载机械的发展与掘进断面的大小及被装物料的特性密切相关。随着掘进断面的增大，在大断面巷道中多采用侧卸式铲斗装载机，且向大功率，大容量方向发展。对用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，正探索装载机械向一机多能方面发展，如在装载机上增加钻臂等。1.3矿山装载机械简介 用钻眼爆破法掘进巷道时,工作面爆破后碎落下来的煤岩需要装在到运输设备中运离工作面,实现这一功能的 设备统称为装载机械。按行走方式分为轮轨式、履带式、轮胎式和雪橇式。按驱动方式分为电动驱动、气动驱动、电液驱动。按作业过程的特点分为间歇动作时和连续动作式两大类。间歇动作式是工作摄取物料时为间歇动作的装载机，主要有耙斗装载机、后卸式铲斗装载机和侧卸式铲斗装载机等三种形式。连续动作式是工作机构摄取物料时为连续动作的装载机，主要有扒爪装载机，立抓装载机，扒立抓式装载机，圆盘式装载机和振动式装载机等。（1）. 耙斗装载机耙斗装载机也叫耙装机，主要由耙斗、尾轮、固定楔、绞车、台车、料槽、导向轮、托轮、操纵机构和电气部分组成。耙斗以自重落在物料堆的上表面，钢丝绳牵引使耙齿插入料堆扒取物料，然后沿巷道底板进入料槽，岩石通过卸料口卸至下面的运输设备。为了使耙斗能往复运行，采用双滚筒绞车牵引，工作滚筒的钢丝绳牵引耙斗前进，空程滚筒的钢丝绳绕过固定在工作上面的尾轮牵引耙斗后退。两个操纵手柄分别控制刹车闸带的开合，实现扒装物料的动作。耙斗装载机是我国目前煤矿掘进所使用的装载设备。耙斗装载机具有结构简单，操作容易的优点，适用范围较广，可用在高度2m左右，宽度在2m以上的水平巷道并倾角小于的倾斜巷道中工作，也能用于弯道处装载。耙岩机能装大块岩石，岩石块度为300-400mm时装载效率最高。我国自行设计制造的耙斗装岩机于1963年开始在我国煤矿中应用。在使用中经过不断改进提高，使该机具有结构简单，操作方便，事故少等优点，受到使用现场和操作工人的欢迎。近几年来，在全国煤矿中推广应用。在使用，改进，推广耙斗装岩机过程中峰峰矿务局各级领导与广大工人群众做了很多工作。湖南煤炭第三工程处，铜川煤炭基本建设公司等单位先后在创造单头斜井月进364.5米,452.1米,504.5米,705.3米等新纪录，其装岩设备都选用了平斜两用耙斗装岩机，起了一定配合作用。随着生产发展的需要，耙斗装岩机已初步形成系列。可以根据巷道规格大小，选用不同类型的耙装机。10左右平巷或斜井可选用DYP-30型大断面平斜两用耙斗装岩机。耙斗容量为0.7，生产率每小时80-120。8左右平巷或斜井可选用ZYP-17型平斜两用耙斗装岩机。耙斗容量为0.3，生产率每小时35-50。4左右平巷可选用SBZ-11型耙斗装岩机。耙斗容量为0.15，生产率每小时15。（2）.铲斗装载机.铲斗装载机用铲斗从工作面底板铲取物料，将物料卸入矿车或其他运输设备，时煤矿岩巷掘进时使用较多的一种装载机械。煤矿使用的主要是直接卸载式，按卸载方式不同分为后卸式、侧卸式和前卸式三种。后卸式和侧卸式使用较多。1. 后卸式铲斗装载机后卸式铲斗装载机主要用于中小断面巷道掘进的装载作业，生产能力一般为15140m/h.按装载方式分直接装车式和带转载机式两种。前者体积小，机动灵活，使用方便；后者转载机下可容纳大吨位矿车。按驱动方式分为气动、电动和电液驱动三种。铲斗装载机的总体结构如图所示，主要由铲斗工作机构2、翻转机构6、回转机构4、行走机构1和操纵机构等组成。图1-1 铲斗装载机1行走机构；2铲斗；3斗臂；4回转机构；5缓冲弹簧；6翻转机构装岩开始时，在距料堆11.5m处放下铲斗2，使其贴着地面，开动行走机构1，借助惯性将铲斗插入料堆，同时开动翻转机构6，铲斗边插入边提升。铲斗铲满后，行走机构后退，并继续提升铲斗，与铲斗连在一起的斗臂3沿回转机构4上的滑道滚动，直到铲斗向后翻转到末端位置，碰撞缓冲弹簧5，铲斗内的物料借助惯性抛出，卸入装载机后部的矿车内。卸载后，铲斗靠自重和缓冲弹簧的反力从卸载位置返回到产装位置，同时行走机构换向，机器又向前冲向料堆，开始下一次装载循环。为了把轨道两侧的物料装走，在铲斗下落过程中，铲斗可向巷道两侧最大摆动30.从装载循环可知，它的装载工作是非连续的。2. 侧卸式铲斗装载机侧卸式铲斗装载机用铲斗铲取爆落的煤岩，而后机器退到卸载点，铲斗向一侧翻转进行卸载。主要用于矿山平巷和倾角18度以下斜巷以及其他矿山工程中产装爆落的松散岩石，也可作为材料和设备的短途运输设备。侧卸式装载机适用的巷道断面，取决于机器自身的最大宽度、卸载时的最大高度以及配套设备。与刮板式装载机配套时，最小适用断面约6m。与矿车配套时，巷道断面不小于10m。按装载机行走驱动方式分为气动、电动、夜动驱动三种。按铲斗臂的结构形式分为固定斗臂、伸缩斗臂和摆动斗臂三种。大多数侧卸式装载机采用固定式斗臂结构。侧卸式铲斗装载机和后卸式装载机相比，有很多优点：铲斗比机身宽，铲斗容量较大，装岩效率高；铲斗侧壁很低，可以一边无侧壁，故插入料堆的阻力较小，容易装满铲斗，并能装块度较大的岩石；采用履带行走机构，调动灵活，可以装岩不留死角；铲斗的升降和翻转行程较短，有利于提高生产率；司机可坐着操作，安全可靠；铲斗可用于安装锚杆，处理危石和运送石料，实现一机多用。图1-2 侧卸式铲斗装载1工作机构；2行走机构；3液压装置；4电气系统；5操纵系统侧卸式装载机由工作机构、行走机构、液压系统、电气系统和操作系统等组成。装载机工作时，首先将铲斗1放到最低位置，开动行走机构2，使机器前进。借助行走机构的力量，使铲斗插入料堆。铲斗插入料堆后，在机器前进的同时开动两个翻斗液压缸5，使铲斗上升装满物料。铲斗升到一定高度后，机器退至卸料处，操纵侧卸液压缸6，将斗内物料卸入矿车。然后，铲斗恢复原位，同时，装载机回到装载物料堆处，至此完成一个工作循环。工作机构由铲斗1，铲斗座2，测斜液压缸6，升降液压缸3和斗臂4等组成。 图1-3 工作机构示意图1铲斗；2铲斗座；3升降液压缸；4斗臂；5翻斗液压缸；6-侧卸液压缸铲斗是直接产装物料的斗形构件，一般采用耐磨钢板焊接制成。铲斗容积为0.452m3，其最先插入料堆底部的部分称斗唇，有平斗唇和弧形斗唇两种。平斗唇铲斗插入阻力较大，但清理巷道散落岩石的效果较好；弧形斗唇插入阻力较小，适于产装硬岩。铲斗可制成一侧敞开或两侧均敞开的形式。斗臂时铲斗和铲斗座的支撑和升降机构，后端部与装载机的机架铰接。固定式斗臂多采用“H”形框架，它与翻斗液压缸，铲斗座和机架共同组成双曲柄摇杆机构；伸缩式斗臂一般为内外两层矩形断面套接的悬臂梁，外层为主臂，内层为动臂，动臂的前端与铲斗座连接，主臂与动臂之间安装液压缸，液压缸活塞杆直接推动动臂伸缩。当采用双伸缩臂时，为了扩大装载面，两个伸缩臂还可以分别作横向摆动；摆动式斗臂可以上下左右摆动，其横断面多为矩形。履带行走机构实现装载机的行走功能，给予工作机构在产装岩石时所需的插入力和承载机器的总质量，由履带总成、导向轮、支重轮、拖链轮、驱动轮、行走液压马达、张紧和缓冲装置、履带架和机架等组成。液压系统由液压泵、行走液压马达、油箱、驱动电动机、多路控制阀、压力表、过滤器和管路等组成。先进的液压系统中还采用一系列安全保护元件、自控元件和电磁阀。电气系统由防爆开关箱、电动机、照明灯、报警器、控制卡关和按钮等组成。动力回路由电动机台数决定。检测与故障显示、安全保护和自动控制回路因机型而异。（3）. 扒爪（蟹爪）装载机图1-4 扒爪装载机1扒爪；2扒爪减速器；3铲装板升降液压缸；4履带行走机构；5转载机升降；6电动机；7转载输送机；8紧链装置；9，10照明灯；11铲装板；12操纵手把；13转载机摆动液压缸扒爪（蟹爪）装载机是一种用扒爪作工作机构的连续作业装载机，主要用于巷道掘进中装载爆落的煤岩，装载能力一般为35200m3/h。扒爪装载机有电动和电液驱动两种。按转载运输机的形式分为整体式和分段式两种。目前应用较为广泛的扒爪装载机时具有整体运输机、履带行走的电动扒爪装载机。扒爪装载机主要由扒爪工作机构、转载机构、行走装置及其动力装置等组成。装载机工作时，先开动扒爪工作机构和转载运输机7，操纵液压缸3将铲装板降至料堆的底部，然后开动履带行走机构4，让机器慢速推进，是铲装板前缘逐渐插入料堆。此时，扒爪1按预定的耙运轨迹运动，落在铲装板上的物料被扒爪送入转载输送机7的受料口，由刮板链运送到机器后面停放的矿车或其他运输设备。液压缸3、5和13分别实现装载高度、卸载高度和卸载位置的调整。（4）.立爪装载机立爪装载机是用立抓从上方及两侧扒取爆落的煤岩，经自身的转载机构卸载的装载机械，适用于矿山巷道和平硐施工，装在能力一般为90180m3/h。立抓装载机阻力小，功率消耗少，装在连续、平稳，生产效率高；立抓工作时的受力方向相同，受力状态合理。轮轨式立抓装载机工作时部存在冲插和前后频繁移动的弊病，易于凿岩台车、梭式矿车或其他转载设备配套使用，组成机械化作业。图1-5 立爪装载机示意图1立爪；2小臂；3积渣板；4液压缸；5动臂；6机架； 7液压操纵阀；8行走驱动装置；9防爆电控箱；10驱动装置1.组成与工作原理立爪装载机主要由工作机构、输送机构、行走机构和操纵机构等组成。装载机接近料堆时，使立爪由外向内摆动一定角度扒取物料，装入输送机，由刮板链把物料从输送机前端运送到末端，卸入转载设备或直接卸入矿车。工作机构装载物料的过程如下：动臂升起，立爪向外张开，动臂落下，立爪向内扒取物料，四个动作依次交替进行，也可以两个动作同时进行。2.工作机构如上图所示，立爪装载机的工作机构由动臂、小臂、立爪和液压缸等组成。有单立爪式和双立爪式两种结构，多数采用双立爪式。图1-6 立爪装载机工作机构1扒爪销轴；2支座；3动臂；4小臂液压缸；5小臂；6扒取液压缸；7立爪；8，10橡胶碰头；9小臂销轴；11爪齿动臂3是用钢板制成的整体U型框架结构。U型框架的两个末端焊有支座2，可固定在输送机体两侧伸出的轴头上。动臂在升降液压缸的作用下绕回转中心线a 转动，实现工作动臂的升降。在动臂上对称安装有小臂5。在回转液压缸的作用下，小臂可绕轴9向外、内向回转，工作转角为。当小臂转动时，橡胶碰头8和10起定位和缓冲作用。左右小臂上分别装有左右立爪7，立爪下端有爪齿11.左右立爪在扒取液压缸6的作用下，能够下外、向内各摆动，以扒取物料，并把输送机积渣上积聚的物料装进刮板输送机。工作机构为单立爪时，单立爪布置在动臂的中部，通过回转机构可使立爪向左、向右回转。动臂升降液压缸、小臂回转液压缸和立爪扒取液压缸均有多路换向阀控制。3.输送机构输送机构是一台刮板输送机，由机架、驱动装置、积渣板和刮板链等组成。机架前端绕液压缸的支撑轴升降时，其末端相应升降一定幅度，有利于卸料。操纵机架后部的液压缸也可使输送机的末端升降。调整机架的运行高度使卸载高度与输送设备相应。输送机的前端两侧装有积渣板，依靠液压缸回转，与输送机机架相互配合，将零散的物料聚集成堆以清理巷道底板。输送机的驱动装置大多为电液驱动，布置在输送机的末端。4.行走机构行走机构按行走方式分为轨轮式、轮胎式和履带式三种，其中轨轮式行走机构用得较多。轨轮式行走机构由行走驱动装置、回转盘和液压缸等组成。行走驱动装置大多采用电液驱动，由液压马达通过齿轮减速器驱动轮对转动。其特点是前后车轮都可作为主动轮，一旦其中一对车轮出轨，可以利用行走机构和工作机构将车轮复位，回转盘由上盘、下盘和钢球组成一个推力轴承，下盘固定在齿轮减速器上，上盘的上平面安装输送机、工作机构和操纵机构等。操纵液压缸使上盘转动时，以上各部件都随着回转，以扩大扒取范围。在机器运行到弯道时，亦能借助回转盘使机器在较小的弯道中通过。轮胎式行走机构的特点是由传动装置驱动轮胎使机器运行。履带行走机构通常由两只液压马达分别驱动左、右履带的链轮，实现机器的前进、后退和转弯等动作。（5）.扒立爪式装载机图1-7 扒立爪式装载机1立爪机构；2扒爪机构；3扒爪减速器；4机头部；5电器箱；6履带行走机构；7刮板输送机减速器；8行走减速器；9带式输送机；10电动机 扒立爪式装载机又称蟹立爪式装载机，是在具有单一工作机构的扒爪装载机的基础上发展起来的一种高效连续作业的装在设备。它用扒爪和立爪工作机构扒取物料，其余组成部分与扒爪装载机大致相同。工作时，立爪松动料堆并向扒爪喂料，扒爪将物料扒入输送机。它既改善了扒爪插入料堆时受阻较大的不良工况，减少了对铲板插入深度的要求，又保证了扒爪的满载作业。当装载粘结性较大的煤岩时，立爪机构完成煤岩松散、集料和送料工作，从而减少扒爪机构可能受到的较大阻力。装载能力一般为120180。由于机器采用两套工作机构，使其结构复杂。为保证机体的纵向平衡，需加长机身和质量，导致设备在井下调动的灵活性降低。扒爪立爪式装载机其基本结构与扒爪和立爪式装载机大致相同，有一下几方面特点：1. 扒爪机构扒爪的传动机构安装在机头部4的上方，有利于维护检修，能防止泥水侵入。2. 立爪机构立爪机构1在垂直平面内的运动由立爪扒取液压缸和立爪升降液压缸来完成，两个立爪在水平面内的回转通过回转液压缸推动齿轮齿条实现。立爪的升和张、降和收顺序动作，由单向顺序阀来控制。3. 转载输送机转载输送机由两部分组成。前一部分是采用双排套筒滚子链牵引的刮板输送机，保证在倾角时仍能正常运输；后一部分采用带式输送机，其卸载高度通过升降液压缸调节，左右摆动依靠一对水平布置的液压缸推动齿轮和弧形齿条来实现。2 方案论证2.1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2-1 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。2.1.1耙斗装岩机主要部件结构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。1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2-1 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。a. 整体耙式耙斗 b.铰链折叠式耙斗 b.双面耙斗图2-3 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2-4 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 2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。1. 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2-5 绞车主轴部件1-工作卷筒；2、5、110、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2.带式制动闸图2-6 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。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2-7 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3.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；另一个滚筒却响应的处于浮动状态，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2-8 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4.传动系统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2-9 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2-10 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2-10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2-11 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。3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，它承装岩机的部重量。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。4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。2.2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，两个车组想象运行。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主尾绳运输方式。3耙斗装岩机主要部件设计及选择3.1.总体设计方案选择本课题要达到的设计结果是：耙斗装岩机的生产率为，钢丝绳的牵引力为。参照已成型产品，初步拟定选取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7500mm，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，初拟钢丝绳牵引速度范围时0.97-1.35m/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300 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，此时回程滚筒的速为：3.2电动机选型 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20KN，其线速度为。 电动机输出功率 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 K为功率储备系数， 取K=1.2据此选取YB系列电动机，型号YB 200L-4，额定功率为30KW，满载转速1470r/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： 求取的结果与由拉力和速度求取结果相同，所以选取的电动机满足要求，前面作出的相关假定也满足设计要求。3.3减速器设计和计算3.3.1确定总传动比 工作滚筒工作时 空程滚筒工作时 3.3.2传动比分配传动拟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，则二级圆柱齿轮减速器的传动比 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，3.3.3传动装置的运动参数计算1各轴转速 高速轴 中间轴 低速轴 2.各轴功率计算高速轴 中间轴 低速轴 3.各轴扭矩计算 高速轴 中间轴 低速轴 3.3.4齿轮传动的选择和计算1高速级齿轮传动的计算（1） 选择齿轮材料小齿轮选用45钢调制 大齿轮选用45钢正火 （2） 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度，参考表，选取公差组8级小轮分度圆直径，由式（8-64）得，齿宽系数，查表（8-23），按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数，在推荐值2040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 使用系数 ，取动载荷系数，齿向载荷分布系数，齿间载荷分配系数，取 得 查表（8-21）并插值得，则载荷系数的初值 弹性系数,查表（8-22）取 节点影响系数,查图（8-64）（）得， 重合度系数，查图（8-56）（）得 许用接触应力 许用接触极限应力，查图（8-69）得， 应力循环次数查图（8-70）得接触强度的寿命系数(不允许有点蚀)硬化系数，查图（8-71）及说明取 接触强度安全系数,查表（8-27）取则所有的设计初值为齿轮模数m，,查表（8-3）取标准模数小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度，与估取值很接近，对取值影响不大，不必修正，小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽 取大轮齿宽 ，小轮齿宽（3） 齿根弯曲疲劳强度计算 齿形系数 ，查阅（8-67）得小轮，大轮应力修正系数，查阅（8-68）得小轮，大轮重合度系数 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 ，查图（8-72）得， 弯曲寿命系数,查图（8-37）得 尺寸系数,查图（8-74）得 安全系数,查图（8-74）得,则，则由此得齿根弯曲强度满足要求（4） 齿轮其他尺寸的计算小齿轮 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 大齿轮 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆径齿宽 （5） 齿轮结构草图图3-1 小齿轮结构草图图3-2 大齿轮结构草图2低速级齿轮传动的计算（1）选择齿轮材料小齿轮选用45钢调制 大齿轮选用45钢正火 （2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度，参考表，选取公差组8级小轮分度圆直径，由式（8-64）得，齿宽系数，查表（8-23），按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数，在推荐值2040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 使用系数 ，取动载荷系数，齿向载荷分布系数，齿间载荷分配系数，取 得 查表（8-21）并插值得，则载荷系数的初值 弹性系数,查表（8-22）取 节点影响系数,查图（8-64）（）得， 重合度系数，查图（8-56）（）得 许用接触应力 许用接触极限应力，查图（8-69）得， 应力循环次数查图（8-70）得接触强度的寿命系数(不允许有点蚀)硬化系数，查图（8-71）及说明取 接触强度安全系数,查表（8-27）取则所有的设计初值为齿轮模数m，,查表（8-3）取标准模数小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度，与估取值很接近，对取值影响不大，不必修正，小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽 取大轮齿宽 ，小轮齿宽（3）齿根弯曲疲劳强度计算 齿形系数 ，查阅（8-67）得小轮，大轮应力修正系数，查阅（8-68）得小轮，大轮重合度系数 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 ，查图（8-72）得， 弯曲寿命系数,查图（8-37）得 尺寸系数,查图（8-74）得 安全系数,查图（8-74）得,则，则由此得齿根弯曲强度满足要求（4）齿轮其他尺寸的计算小齿轮 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径齿宽 大齿轮 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆径齿宽 （5）齿轮结构草图 图3-3 小齿轮结构草图图3-4 大齿轮结构草图3.3.5轴的结构设计1高速轴的设计 确定轴的最小直径，选取设计系数,可得本次设计的减速器高速轴为电机轴，经过前面的设计和计算我们已确定了电动机的型号，电机轴也随之确定，2中间轴的设计(1)中间轴上的(2)确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取设计系数,可得（3）轴的结构设计图3-5 中间轴结构草图1）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段1 该段安装滚动轴承，考虑轴承主要承受径向力，选择深沟球轴承。取轴段直径，选用6000型深沟球轴承，尺寸。取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差。滚动轴承应距箱体内壁有一段距离S,取，为了便于滚动轴承的安装，在轴头做出的倒角，则。轴承和齿轮采用轴套进行轴向定位。轴段2 该轴安装齿轮，齿轮端采用轴套定位，右端使用轴环定位。取轴段直径，轴段长度等于齿轮的齿宽，轴段和轴段之间做出轴环用以齿轮的轴向定位，取轴环直径为，轴向长为。轴段3 该轴安装齿轮，齿轮右端采用轴套定位，左端使用轴环定位，取轴段直径，轴段长度等于齿轮齿宽。轴段4 该轴段同轴段1，1） 轴上零件的周向定位 两齿轮均采用A型普通平键进行周向定位。平键的尺寸分别为,滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合来保证，因此轴段直径尺寸公差为k6。2） 确定轴上圆周和倒角尺寸 轴段倒角取（4）轴的强度校核1）求作用在齿轮上的力中间轴上装的齿轮分别是,其分度圆直径分别为 圆周力，径向力和轴向力的大小如下，方向如图图3-6 中间轴受力分析图2）求轴的载荷首先根据轴的结构图做出轴计算简图，确定6000型深沟球轴承支点位置后，可得轴的跨距。轴上A,D处支撑反力分别为：水平面，由可得 ，则 ，则同理可求得垂直面A,D处支撑反力 轴上B、C处弯距分别为水平面 垂直面 从轴的结构图和弯距图可以看出，B截面处弯距最大，是轴的危险截面，所以只需对B截面进行强度校核。B截面合成弯距 扭矩 B截面当量弯距 3） 校核轴强度 轴的材料为45钢，调质处理，查表得，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。（5）中间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） 计算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，则按照每天工作八小时计算，需要每半年更换一次轴承。（6）中间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。3低速轴的设计（1）低速轴上的扭矩 （2）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 （3）确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr,取设计系数,可得 （4）轴的结构设计图3-7 低速轴结构草图1）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1 该轴段安装滚动轴承。考虑轴承主要承受径向力，选择深沟球轴承。取轴段直径，选用6000型深沟球轴承，尺寸。取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差。滚动轴承应距箱体内壁有一段距离S,取，为了便于滚动轴承的安装，在轴头做出的倒角，为了保证低速轴上的齿轮与中间轴上的齿轮的啮合，则该轴段的长度。轴承和齿轮采用轴套进行轴向定位。轴段2 该轴段安装齿轮。齿轮左端采用轴套定位，右端使用轴肩定位。取轴段直径。轴段长度等于齿轮的齿宽。轴段3 该轴段不装配零件，其上做出轴肩以定位齿轮，取。为了保证整个轴的长度和中间轴相等，则。该轴段的右端做出的倒角。轴段4 该轴段安装滚动轴承。考虑轴承主要承受径向力，选择深沟球轴承。取轴段直径，选用6000型深沟球轴承，尺寸。为了便于滚动轴承的安装在轴头做出的倒角，则轴段长度。2）零件的周向定位齿轮采用A型普通平键进行周向定位，平键的尺寸 滚动轴承与轴周向定位采用过度配合来保证，因此轴段直径公差为k6.3)确定轴上圆角和倒角尺寸 轴段倒角取，轴段3上倒角取。（5）轴的强度校核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6000型深沟球轴承的支点位置后，可得轴的跨距。图3-8低速轴受力分析图 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：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，则按照每天工作八小时计算，需要每两年更换一次轴承。(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。3.3.6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。1） 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。 照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。3.3.7减速器装配草图图3-12 减速器草图3.4工作滚筒中行星齿轮传动部分设计计算3.4.1设计绘制工作滚筒的装配草图行星减速器根据工作条件我们选用型。前面的设计已初选行星齿轮传动部分传动比。 1确定行星齿轮个数 为保证各行星齿轮上载荷分配均匀性，以获得紧凑减速器结构，选 2齿数选择 为避免轮齿产生根切要求,初步选取太阳轮齿数根据传动比条件得： 内齿圈齿数 行星轮齿数 按照同心条件，装配条件和邻接条件校核所选取齿数的正确性（1） 同心条件 （2）装配条件 (3)邻接条件 由计算可知所有条件均满足据最后确定的各轮齿数，准确计算行星齿轮减速器实际传动比与初选相等，满足3确定行星减速器各构件转速当内齿圈固定时，太阳轮转速转臂转速 行星轮转速 ，由式可得太阳轮a相对于转臂H的转速行星轮g相对于H的转速4确定减速器的效率和各轴上的扭矩不考虑轴承损失时，减速器效率式中 (取外啮合，内啮合)考虑到内轴承损失时，减速器总效率,式中为每对轴承的效率取主动轴（太阳轮轴）上的扭矩转臂上的扭矩 5齿轮强度计算（1） 选定齿轮材料及其热处理所有齿轮均采用40Cr，热处理采用整体淬火，强度极限（现代行星齿轮减速器制造中，常采用齿面硬度大于350HBS）,太阳轮齿面硬度达到HRC40,行星齿面硬度达到HRC38。（2） 齿面接触疲劳强度校核1) 许用接触应力预计每天工作8小时，一年工作300天，使用寿命8年，则总工作时间。应力循环 基本循环次数 因为，所以取，因此接触寿命系数 接触疲劳强度极限 太阳轮a 行星轮g 安全系数,由于整体淬火齿轮，则速度系数，设，8级精度齿轮，取齿面光洁度系数,取许用接触应力 2）计算齿轮副工作中心距小齿轮扭矩 式中齿数比 齿宽系数，取=0.75材料系数,取节点啮合系数,取载荷系数K 工作情况系数载荷分布系数,取，则，所以确定齿轮模数m ,取行星轮工作齿宽 ，取，取太阳轮齿宽校核计算载荷系数K,与假设速度符合，故载荷系数K不需要修正。K=1.32（3） 齿根弯曲疲劳强度校核 扭矩 载荷系数 其中 齿形系数 ,取，齿根应力集中系数，取,许用弯曲应力 其中 ，按对称循环安全系数 ,取弯曲寿命系数 ，(因N)尺寸系数,取则故，所以齿根弯曲强度足够。6传动的几何尺寸计算（1）分度圆直径 （2）工作中心距 （3）齿顶圆直径（4）齿根圆直径 （5）齿宽 取7啮合力计算对于行星齿轮传动各啮合处圆周力 径向力 行星轮上的载荷 8行星齿轮传动的主要零件设计（1）行星轮轴在相对运动中，行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于转臂对称配置时，载荷作用在轴跨距的中间，取行星轮与转臂之间间隙，则跨距长度行星轮轴在转臂中可以看成是具有跨距L的双支撑梁。我们可以认为轴是沿整个跨距承受均布载荷，图3-13 行星轮轴受力示意图危险截面（在中间）内的弯行星轮轴材料采用40Cr,调质处理，考虑到可能的冲击振动，取安全系数，则许用弯曲应力，所以取行星轮轴的直径还将在选择轴承时最后确定（2）太阳轮轴的直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于太阳轮上的力是相互平和的，而且主动轴运转时只承受扭矩。太阳轮轴材料选用40Cr，调质处理，其许用扭转剪应力，取，则太阳轮轴直径从安全方面考虑应增大所得的直径值，且太阳轮轴选用花键轴，选用中系列A型矩形内花键轴GB1144-87，花键联接强度计算计算矩形花键时，通常假设载荷沿键的工作长度L均布，各齿面上压力的合力作用在平均直径处，为考虑花键各齿面实际载荷分配不均影响，计入系数，则当花键传递工作转矩T时，其静联接的挤压条件为，式中为载荷分配系数，一般情况下取，取,h为花键齿工作高度，为许用挤压应力，取，则，故满足强度要求。（3）低速轴（转臂轴）的直径低速轴与太阳轮轴一样也只受扭矩。低速轴材料选用40Cr，调质处理，其许用扭转剪应力，取，则低速轴直径,取。9选择轴承（1） 行星轮轴承在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷在相对运动中，轴承外圆以转速旋转。考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮内的轴承其外廓尺寸将受到限制，故选用单列圆柱滚子轴承（GB/T283-94）,其参数为,，因为轴向力，所以，取载荷系数，温度系数当量动载荷轴承的计算寿命 （2） 太阳轮轴承由于太阳轴的轴承不承受径向载荷，所以轴承的尺寸由结构要求来确定。按照结构要求选取深沟球轴承（GBT276-94）6000型，其尺寸为。（3）转臂轴承 由于转臂轴的轴承不受径向载荷，所以轴承的尺寸也由结构要求来确定。为了保证太阳轮安装方便，使太阳轮能通过转臂轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮齿顶圆。取转臂轴颈的厚度为，从而得出转臂轴承处的直径。根据结构要求选取深沟球轴承（GBT276-94）6000型，其尺寸为。工作滚筒由滚筒、太阳轮、行星齿轮、内齿轮、行星轮架及轴承等组成。在行星轮架上装有三个行星齿轮，行星齿轮既与太阳轮啮合，又与内齿轮啮合，行星轮架上的轴用键与滚筒内孔固定。当花键轴旋转后，通过太阳轮上的花键孔带动太阳轮旋转，太阳轮带动行星齿轮，再由行星齿轮带动内齿轮旋转。内齿轮本身是一个闸轮，外面装有刹车闸带，放松刹车闸带则行星轮自转，带动内齿轮转动。刹紧刹车闸带，则内齿轮不转，这时行星齿轮除自转外还要绕太阳轮公转，这样就带动行星轮架转动。由于滚筒固定在行星轮架上，所以滚筒转动将钢丝绳卷入。图3-14 工作滚筒草图3.5空程滚筒中行星齿轮传动部分设计计算3.5.1设计、绘制空程滚筒的装配草图行星减速器根据工作条件我们选用型。我们已经知道当空程滚筒工作时，总传动比。我们已确定二级圆柱齿轮减速器的传动比，所以空程滚筒的传动比。 1确定行星齿轮个数 为保证各行星齿轮上载荷分配均匀性，以获得紧凑减速器结构，选 2齿数选择 为避免轮齿产生根切要求,初步选取太阳轮齿数根据传动比条件得： 内齿圈齿数 ，取 行星轮齿数 按照同心条件，装配条件和邻接条件校核所选取齿数的正确性（2） 同心条件 （2）装配条件 (3)邻接条件 由计算可知所有条件均满足据最后确定的各轮齿数，准确计算行星齿轮减速器实际传动比传动比误差。误差在范围内满足要求。3确定行星减速器各构件转速当内齿圈固定时，太阳轮转速转臂转速 行星轮转速 ，由式可得太阳轮a相对于转臂H的转速行星轮g相对于H的转速4确定减速器的效率和各轴上的扭矩不考虑轴承损失时，减速器效率式中 (取外啮合，内啮合)考虑到内轴承损失时，减速器总效率,式中为每对轴承的效率取主动轴（太阳轮轴）上的扭矩，转臂上的扭矩 5齿轮强度计算（4） 选定齿轮材料及其热处理所有齿轮均采用40Cr，热处理采用整体淬火，强度极限（现代行星齿轮减速器制造中，常采用齿面硬度大于350HBS）,太阳轮齿面硬度达到HRC40,行星齿面硬度达到HRC38。（5） 齿面接触疲劳强度校核2) 许用接触应力预计每天工作8小时，一年工作300天，使用寿命8年，则总工作时间。应力循环 基本循环次数 因为，所以取，因此接触寿命系数 接触疲劳强度极限 太阳轮a 行星轮g 安全系数,由于整体淬火齿轮，则速度系数，设，8级精度齿轮，取齿面光洁度系数,取许用接触应力 2）计算齿轮副工作中心距小齿轮扭矩 式中齿数比 齿宽系数，取=0.75材料系数,取节点啮合系数,取载荷系数K 工作情况使用系数动载荷系数,取，则，所以确定齿轮模数m ,取太阳轮工作齿宽 ，取，取行星轮齿宽校核计算载荷系数K,与假设速度符合，故载荷系数K不需要修正。K=1.32（6） 齿根弯曲疲劳强度校核 扭矩 载荷系数 其中 齿形系数 ,取，齿根应力集中系数，取,许用弯曲应力 其中 ，按对称循环安全系数 ,取弯曲寿命系数 ，(因N)尺寸系数,取则故，所以齿根弯曲强度足够。6传动的几何尺寸计算（1）分度圆直径 （2）工作中心距 （3）齿顶圆直径（4）齿根圆直径（5）齿宽 取7啮合力计算对于行星齿轮传动各啮合处 圆周力 径向力 行星轮上的载荷 8行星齿轮传动的主要零件设计（1）行星轮轴在相对运动中，行星轮轴承稳定载荷，当行星轮相对于转臂对称配置时，载荷作用在轴跨距的中间，取行星轮与转臂之间间隙，则跨距长度行星轮轴在转臂中可以看成是具有跨距L的双支撑梁。我们可以认为轴是沿整个跨距承受均布载荷，图3-15行星轮轴受力示意图危险截面（在中间）内的弯行星轮轴材料采用40Cr,调质处理，考虑到可能的冲击振动，取安全系数，则许用弯曲应力，所以取行星轮轴的直径还将在选择轴承时最后确定（2）太阳轮轴的直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于太阳轮上的力是相互平和的，而且主动轴运转时只承受扭矩。太阳轮轴材料选用40Cr，调质处理，其许用扭转剪应力，取，则太阳轮轴直径从安全方面考虑应增大所得的直径值，且太阳轮轴选用花键轴，选用中系列A型矩形内花键轴GB1144-87，（3）低速轴（转臂轴）的直径低速轴与太阳轮轴一样也只受扭矩。低速轴材料选用40Cr，调质处理，其许用扭转剪应力，取，则低速轴直径,取。9选择轴承行星轮轴承在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷在相对运动中，轴承外圆以转速旋转。考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮内的轴承其外廓尺寸将受到限制，故选用单列圆柱与轴承（GB/T283-94）,其参数为,，因为轴向力，所以，取载荷系数，温度系数当量动载荷轴承的计算寿命 太阳轮轴承由于太阳轴的轴承不承受径向载荷，所以轴承的尺寸由结构要求来确定。按照结构要求选取深沟球轴承（GBT276-94）6000型，其尺寸为。（3）转臂轴承 由于转臂轴的轴承不受径向载荷，所以轴承的尺寸也由结构要求来确定。为了保证太阳轮安装方便，使太阳轮能通过转臂轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮齿顶圆。取转臂轴颈的厚度为，从而得出转臂轴承处的直径。根据结构要求选取深沟球轴承（GBT276-94）6000型，其尺寸为。空程滚筒由滚筒、太阳轮、行星齿轮、内齿轮、行星轮架及轴承等组成。在行星轮架上装有三个行星齿轮，行星齿轮既与太阳轮啮合，又与内齿轮啮合，行星轮架上的轴用键与滚筒内孔固定。当花键轴旋转后，通过太阳轮上的花键孔带动太阳轮旋转，太阳轮带动行星齿轮，再由行星齿轮带动内齿轮旋转。内齿轮本身是一个闸轮，外面装有刹车闸带，放松刹车闸带则行星轮自转，带动内齿轮转动。刹紧刹车闸带，则内齿轮不转，这时行星齿轮除自转外还要绕太阳轮公转，这样就带动行星轮架转动。由于滚筒固定在行星轮架上，所以滚筒转动将钢丝绳卷入。其实，空程滚筒机构与工作滚筒的机构相同，工作原理也相同，并且两者许多零件可以通用，但由于中心轮，行星轮齿数不同，所以滚筒转速也不同。图3-16空程滚筒草图3.6台车及操作机构设计台车是耙装机机架，用以支撑耙装机。它由车架、弹簧碰头等部分。台车上装有矿车的车轮，台车末端装有弹簧碰头，可以缓冲矿车对耙装机的碰撞。台车上面可供安装绞车操作机构，电气设备等，此外还装有供安装槽子用的支架和支柱。图3-17 台车3.7料槽设计耙斗通过槽子把岩石卸到矿车或箕斗中。为了便于运输和安装，槽子应做成可拆卸的结构形式。设计槽子时应注意下列几点：（1）槽子几何形状应考虑耙斗往复工作时钢丝绳尽量少于槽底板接触，以减少钢丝绳对底板的磨损。（2）耙斗与槽子之间的侧间隙应正确选择，间隙小则耙斗与槽子间易卡石头。使电机瞬间负荷很大，间隙过大则相应增加了设备外形尺寸。一般每边间隙不超过50，而簸箕口尺寸应适当加大，以利于耙取两旁岩石。（3）槽底板因为容易磨损，应采用耐磨性好的钢材。底板可适当加厚，也可点焊上扁铁条，其它处选用普通钢材。下面根据槽子安装的前后顺序分别简述如下：1.挡板当耙斗耙取巷道两帮岩石时，挡板起耙斗导向和阻止岩石向两翼扩散的作用。挡板张开角度不宜太大，最好在以内，否则不起导向作用。挡板长度根据巷道宽窄而定，巷道宽，挡板可适当加长，直至挡板一端碰到岩帮为止。2.进料槽 由簸箕口，护板，连接槽，升降装置组成。簸箕口与连接槽是活连接，簸箕口通过升降装置可上下转动。护板：当耙装机工作时使簸箕口与连接槽紧紧卡住，加强槽子刚性。 3.中间槽中间槽形状取决于矿车及绞车位置高低，同时也要考虑岩石进槽子后不会活少量自行往下滑移，耙岩时又要使钢丝绳少与槽底板摩擦，故槽子两端底板设计成凸起形状。使钢丝绳只同底板接触，在磨损以后只需要更换凸形底板可比较省工，省料。4.卸载槽 卸载槽槽底开有卸料口，矸石或煤从此口进入矿车或箕斗内，卸料口两侧与侧板间焊有两块斜板，以防止矸石积存。卸载槽末端装有缓冲器，缓冲器内装有弹簧。当耙斗卸料时起缓冲作用。图3-18卸料槽卸载槽根据矿车和箕斗容积大小，它的槽子长度可作应变更，在中间槽与卸载槽之间可再增加一节中间槽，长短视实际需要而定。但必须考虑接长后的刚性和强度要求。有时为了增加其稳定性，在卸载槽末端加一付撑脚。卸载槽末端，装有可供安装头轮用的座板，座板均有一定角度，考虑钢丝绳从绞车出来后通过拖轮和头轮，使钢丝绳避开卸料口，这样卸载时岩石不会与钢丝绳接触，以保护钢丝绳。3.8辅助设备介绍耙装机除机体以外，尚需配备一些辅助装置，缺少这些装置，就不能工作。它们是：1.固定装置 当耙斗往复耙取岩石时，前面需要有一个导向轮（称为尾轮）悬挂在工作面上，悬挂滑轮的机构称固定装置。固定装置方式很多，过去曾利用过工作面棚梁来悬挂尾轮。这种办法有很多缺点，因为使用时受力大，棚梁常被拉倒，反而增加辅助工作量，在运行上也不安全。现在很少被采用了。近来广泛利用锚杆固定装置，是一种简便而又可靠的方法，我们叫它为固定楔。分为硬岩用与软岩用两种。（1） 硬岩固定楔 适用于节理和层理不发达的硬岩。在此条件下，应该采用硬岩固定楔。它具有使用方便，可靠等优点。图3-19 硬岩固定楔硬岩固定楔由楔体、紧楔和圆环等组成。采用钢制成。楔体和紧楔均有斜度，起自锁作用。（2） 软岩固定楔图3-20 软岩固定楔适用于软岩，岩石节理层理比较发达，或遇到煤或断层情况下，此种方式工作比较可靠。如仍选用上面介绍的硬岩固定楔，楔体容易拉出。 软岩固定楔由楔体、钢丝绳和钢套等组成。楔体系用钢制成，钢内外均有锥度，用铅把钢套和钢丝绳紧紧熔合在一起。2.导向轮 导向轮包括有尾轮、拖轮、头轮和双滑轮。它们都由侧板、绳轮、心轴轴承等几个零件组成。（1）尾轮 图3-21尾轮悬挂在顶棚上悬挂在工作面固定楔上，固定耙斗钢丝绳，使耙斗来回耙取岩石。要求坚固可靠。不会卡绳或使钢丝绳跳出轮槽外。重量要轻，便于移挂。（2）托轮和头轮 为了使耙斗往复耙岩，要求钢丝绳从绞车滚筒出来以后通过托轮和头轮来改变方向，以达到耙斗往复工作的目的。（3）双滑轮耙装机在弯道中使用时，用分段耙运岩石，此时用双滑轮来改变钢丝绳位置。上述几种轮子都有共同要求，它们是：1）工作条件恶劣，有水和岩尘，需要有较好的密封装置。2）轮子与侧板之间间隙要小，防止钢丝绳跳出轮槽，卡入轮子与侧板间，从而损坏钢丝绳与轮子，影响耙装机工作。3）轮槽夹角要大。便于钢丝绳接头通过。因为为了延长钢丝绳使用寿命。当钢丝绳磨损或拉断时可做接头继续使用，这样要求轮槽夹角尺寸放大。4）轮子最好选用耐磨性好的材料，保证半年以上使用寿命。轮槽处表面硬度要高，需达到。3.撑脚 当耙装机槽子接长后，为了加强刚性，在卸载槽尾部安装一付撑脚。4耙装机的操作和维护4.1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。如果耙斗已在工作面，司机拉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、卸料槽从卸料口把岩石卸入矿车或箕斗内，然后司机再拉紧空程滚筒的操作手柄，空程滚筒开始转动；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空隙时间，连续耙岩至簸箕口前，也可容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。如矿车一时供应不上，司机也可以集中力量先把工作面矸石耙至簸箕槽前以便为下一循环打眼放炮创造条件。设备用于斜井时，除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。如后面配用箕斗，应在中间槽和卸料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。耙取巷道两侧岩石时，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，这样可以大大提高耙装效率。簸箕口前面挡板两侧岩石平时不必清理，待移动耙装机时一次清理，这样可以减少辅助工作量。耙装机在弯道中使用时，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。1. 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毫米以上。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。固定楔的固定和拆卸方法（1） 硬岩固定楔固定时先将带圆环的楔体放入钻好的眼内，再将紧楔插入并用铁锤敲紧。尾轮挂在楔体的圆环内。拆卸时先取下尾轮，再用铁锤横向敲打紧楔的端部，使楔子松动，先抽出紧楔，随后将整幅固定楔抽去。图4-1 硬岩固定楔（2）软岩固定楔 图4-2 硬岩固定楔固定时先将带楔头的钢丝绳放入钻好的眼内，再将紧楔插入，并用铁锤敲紧，尾轮则挂在钢丝绳的圆环内。拆卸时先取下尾轮，再用铁锤横向敲打紧楔的端部，使楔子松动，先抽出紧楔后再将钢丝绳抽出。 当悬挂和卸下尾轮时，先将绞车滚筒边缘的辅助刹车弹簧松开，这样拉钢丝绳比较轻便省力。待尾轮悬挂好后，再将刹车弹簧拧紧，并调节到合适位置以免乱绳。2.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，也可利用绞车自重前行。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毫米左右，并将簸箕口前面两侧挡板收回到内侧，放松卡轨器便可移动。移动到合适位置后，下放簸箕口。新铺设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。2.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，以防止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，绞车滚筒上钢丝绳的余量不得少于3圈，钢丝绳长度一般主绳为40米，尾声为60米。（7） 装岩完毕，应将两个操作手柄放在松闸位置，然后卸下手柄，并置于台车上，以防止放炮时损坏。（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） 平行作业时，应密切注意钢丝绳跳动和耙斗伤人问题。人与耙斗要保持移动距离，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。4.2耙装机的维护和检修为了保证耙装机正常运转，防止在生产中突然发生故障，司机应做到；（1）经常检查钢丝绳的磨损情况，钢丝绳拉断后允许做接头使用，如发现整条钢丝绳严重断裂，应在装岩开始前预先调换，这样可以不影响下一循环装岩工作。（2）经常检查耙装机各连接螺栓有无松动，钢丝绳街头是否牢固可靠，各部件有无损坏及不灵活。发现后应及时予以修理或更新。（3）每月需对绞车滚筒加住润滑油一次，用油枪压入。定时检查减速箱内存油数量，存油不足时，应予补充。但也不宜过多，否则润滑油易进入电机。（4）电工接线后，应检查电动机的转向是否正确。（5）经常检查电缆有无破损，电气设备接地是否良好。（6）电器应经常注意下列几点： 1）接触器在工作时如发出较大的噪音，或在使用中发现在切断电源后有显著延时释放现象，可将磁铁极面上所积聚的尘垢或油污消除，即能恢复正常。2）接触器的触头由于电弧而产生烧黑或不严重的烧毛现象，并不影响其性能，不必消除。否则反会促使触头提前损坏。3）必须将完整的灭弧罩装好，否则控制箱不允许使用。4）热继电器上凡是有红漆涂封的螺钉均不得拧动，否则其保护特性可能改变。5）必须保持隔爆面的清洁，并防止碰伤，应时常用浸过煤油的布拭擦，为防止生锈，在保存时期内需涂上一层中性凡士林，但在使用时必须擦掉，涂上薄薄一层防锈油脂。6）125瓦汞灯灯泡损坏后应立即切断电源，更换新灯泡，以免因空载、电压较高影响安全。7）电气部分可能发生故障的原因及排除方法。耙装机如连续使用6个月以上，需上井全面检修。检修包括下列内容： （1）对槽子需整形，根据磨损情况进行加固或更换槽底板。如磨损严重，必要时应全部调换。 （2）拆洗导向轮，台车车轮。更换磨损的轴承及润滑油脂，整平侧板。 （3）清洗升降装置，整形，并加少量润滑油。 （4）检修耙斗更换新耙齿或补修磨损部分。 （5）清洗操纵系统，弹簧碰头。整形与更换损坏的零件。 （6）更换绞车闸带和辅助刹车上闸皮。 （7）对绞车进行前面解体检查 行星轮，中心轮和减速器的小齿轮的齿厚磨损量超过1，就必须换掉。调换磨损的轴承，密封圈和其他零件。修复组装时应注意轻重滚筒位置不能搞错。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，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。我们矿大学子一部分将会成为我国矿山机械工程技术人员，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，一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、空程滚筒等主要不见的设计工作，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.北京:煤炭工业出版社 1976.102 王启广、李炳文、黄嘉兴.采掘机械与支护设备.徐州：中国矿业大学出版社,2006.43 王洪欣、李木、刘秉忠.机械设计工程学I.徐州：中国矿业大学出版社 2000.94 唐大放、冯小宁、杨现卿.机械设计工程学II.徐州：中国矿业大学出版社,2001.25 寇嘉年、罗金泉.矿井辅助运输.北京:煤炭工业出版社,19966 李树森.矿井轨道运输.北京：煤炭工业出版社 ,19867 谢锡钝、李晓豁.矿山机械与设备.徐州：中国矿业大学出版社,20008 李健成.矿山装在机械设计.北京：机械工业出版社,19899 李仪钰.矿山提升运输机械 北京：冶金工业出版社,198910 王旭、王积森.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社,200311 现代机械传动手册编辑委员会编.现代机械传动手册.北京：机械工业出版社,200212 成大先、王德夫、姜勇.机械设计手册第三版.北京:化学工业出版社, 1992.213 杨延栋、周寿华、肖忠实.渐开线齿轮行星传动.成都：成都科技大学, 198614 詹武之.工程材料.北京：机械工业出版社,199715 单辉祖.材料力学I.北京：高等教育出版社,199616 关俊良、庄宗元.画法几何及工程制图.南京：河海大学出版社,199617 张展.机械设计手册. 北京:中国劳动出版社,199418 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，19 Jacek Jaworsk, J，J，Cervantes S，FORCES ON THE SCRAPER BOWL OPERATING WITH LINEAL VARIABLE CUTTING DERPTH， Warsaw Institute of Technology, Warsaw,Poland，20 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,Minimizesubject to the constraintswhere 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。 Origins of optimization theory can be traced to the days of Newton, La-grange and Cauchy in the 1800x， The application of differential calculus to optimization was possible because of the contributions of Newton and Leibnitz， The foundations of calculus of variations were laid by Bernoulli, Euler, Lagrange and Weirstrass， The method of optimization for constrained problems, which involves the addition of unknown multipliers became known by the name its inventor, La-grange， Cauchy presented the first application of the steepest descent method to solve minimization problems。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 (195?) 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 in practice to determine a priori which failure modes are probabilistically significant， The following methods have been proposed to produce approximate solutions: (a) automatic generation of safety margins,