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装载机传动系统设计【4张CAD图纸+毕业论文】

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装载机 传动系统 设计 cad图纸 毕业论文 装载机传动系统
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装载机传动系统设计

53页 14000字数+说明书+外文翻译+开题报告+4张CAD图纸【详情如下】

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外文翻译--国外工程机械主要配套件的基本情况及发展趋势.doc

实习报告.doc

提升机构简图.dwg

摘要.doc

目录.doc

行走减速装配图.dwg

装载机传动系统设计开题报告.doc

装载机传动系统设计论文.doc

铲斗装载机装配图.dwg

齿轮.dwg

目录

前言1

1  装载机结构及主要参数2

1.1铲斗装载机分类及组成2

1.2  主要技术参数3

2 工作机构设计5

2.1  铲斗的设计5

2.2  工作阻力的计算7

2.3  斗臂的设计8

2.3.1  装载机的斗臂曲线图绘制9

2.3.2  斗臂结构设计10

2.4  稳定钢丝绳选择12

2.5  工作机构的受力分析16

3  行走机构设计18

3.1  行走参数的选择19

3.2  电动机的选择20

3.3  进行行走减速器的齿轮设计21

3.3.1  各级传动比的分配21

3.3.2  初步计算第一级传动齿轮的主要参数22

3.3.3  二级齿轮传动26

3.3.4  三级齿轮传动27

3.3.5  齿根弯曲疲劳强度校核计算28

3.3.6  行走减速器轴的设计计算29

3.3.7  轴的弯扭合成强度计算31

4  提升机构设计35

4.1  原动机的功率确定和选择36

4.2  提升减速器设计36

4.3  提升减速器轴的设计40

4.4  作图得各轴的结构尺寸如下40

4.5  对低速级轴进行校核41

4.6  提升链条44

4.7  装载机回中机构选择46

5  结论49

致谢50

参考文献51

摘要

铲斗装载机是煤矿岩巷掘进较普遍使用的一种装载机。又因为其一般用于铲装岩石，所以也称为”装岩机”。它以铲斗铲取物料，然后使铲斗后翻或侧翻，将铲斗内的物料卸入矿车或其他运输设备。我国地下应用较多的铲斗装载机设备是前装后卸式铲斗装载机，其中冶金、化工等地下矿使用较多是轨道式电动和气动机，该机早已定型并有专业厂家生产，其产品技术性能已接近或达到西方国家同类产品先进水平。

本文综述了装载设备的应用现状和发展趋势，详细描述了装岩机的工作过程及其结构特征，对装载机工作装置和传动系统进行设计计算。简要比较了电动和气动两种传动的差异，对工作装置受力进行分析。最终设计比较符合要求参数的传动系统。

关键词：装载机；铲斗；插入阻力；铲取阻力        

Abstract

Bucket-loader is widly applicated in mine rock-tunnel excavation.it is also called ROCK LOADER because it is generally used for shoveling the rock.It takes materials with its shovel bucket and then turn the shovel bucket back or aside,unload the materials in the bucket into the mine car or other transportation equipment.In China,the loader that load in front and unload behind is applicated more widly.the track-type electric and pneumatic loaders are usually used underground in metallurgical and chemical industry.This type of loader has long been stereotyped and has professional manufacturers.Their products' technical performance is closed to or advanced than the western countries'.

This paper summarizes the application status and development trend of the laod equipment,gives out a detailed description on rock loader's work process and  structural characteristics.designs its working devices and transmission system.makes a brief comparison of the electric transmission and aerodynamic transmission.analyses the working part's loading force.and finally designs a appropriate transmission system.

Key words: loader; bucket; insert resistance; shoveling resistance

(2)鼓轮的几何尺寸(直径)影响铲斗回中的性能；

(3)鼓轮的回转角速度对装载机的工作性能有直接影响；

(4)当鼓轮以恒定的角速度回转时，直线形鼓轮曲面的合速度和合加速度变化平缓，接近常值，冲击和动载荷比较小，能够减小机器的振动与噪音，降低零部件的磨损，使得使用寿命较长，工作的平稳性和可靠性较好。

5 结论

至此已经设计完成了装载机传动系统中的所有项目，设计结果基本符合设计要求.

设计过程中不断的查阅资料，参考大量的文本文献的同时虚心的向老师、同学请教，再通过自己的努力来克服设计中遇到的一些困难和难以解决的问题。

设计的同时自己也认识到,设计过程中不可总是按照书本上的死套路进行思考，要敢于思考、敢于创新就可以发现新路子，这样才可以把装载机传动设计做好。才能进一步的了解本课题，使其从书本上真正的运用到实际中，进而创造更大的价值。

参考文献

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[19]胡应曦，钱金生，吴盛一.矿山机械习题集.重庆大学出版社.1990.4

内容简介：
辽宁工程技术大学毕业设计(论文)1目录前言.11 装载机结构及主要参数.21.1 铲斗装载机分类及组成 .21.2 主要技术参数 .32 工作机构设计.52.1 铲斗的设计 .52.2 工作阻力的计算 .72.3 斗臂的设计 .82.3.1 装载机的斗臂曲线图绘制.92.3.2 斗臂结构设计.102.4 稳定钢丝绳选择 .122.5 工作机构的受力分析 .163 行走机构设计.183.1 行走参数的选择 .193.2 电动机的选择 .203.3 进行行走减速器的齿轮设计 .213.3.1 各级传动比的分配.213.3.2 初步计算第一级传动齿轮的主要参数.223.3.3 二级齿轮传动.263.3.4 三级齿轮传动.27李刚：装载机传动系统设计23.3.5 齿根弯曲疲劳强度校核计算.283.3.6 行走减速器轴的设计计算.293.3.7 轴的弯扭合成强度计算.314 提升机构设计.354.1 原动机的功率确定和选择 .364.2 提升减速器设计 .364.3 提升减速器轴的设计 .404.4 作图得各轴的结构尺寸如下 .404.5 对低速级轴进行校核 .414.6 提升链条 .444.7 装载机回中机构选择 .465 结论.49致谢.50参考文献.51辽宁工程技术大学毕业设计(论文)3摘要铲斗装载机是煤矿岩巷掘进较普遍使用的一种装载机。又因为其一般用于铲装岩石，所以也称为”装岩机” 。它以铲斗铲取物料，然后使铲斗后翻或侧翻，将铲斗内的物料卸入矿车或其他运输设备。我国地下应用较多的铲斗装载机设备是前装后卸式铲斗装载机，其中冶金、化工等地下矿使用较多是轨道式电动和气动机，该机早已定型并有专业厂家生产，其产品技术性能已接近或达到西方国家同类产品先进水平。本文综述了装载设备的应用现状和发展趋势，详细描述了装岩机的工作过程及其结构特征，对装载机工作装置和传动系统进行设计计算。简要比较了电动和气动两种传动的差异，对工作装置受力进行分析。最终设计比较符合要求参数的传动系统。关键词：装载机；铲斗；插入阻力；铲取阻力 李刚：装载机传动系统设计4AbstractBucket-loader is widly applicated in mine rock-tunnel excavation.it is also called ROCK LOADER because it is generally used for shoveling the rock.It takes materials with its shovel bucket and then turn the shovel bucket back or aside,unload the materials in the bucket into the mine car or other transportation equipment.In China,the loader that load in front and unload behind is applicated more widly.the track-type electric and pneumatic loaders are usually used underground in metallurgical and chemical industry.This type of loader has long been stereotyped and has professional manufacturers.Their products technical performance is closed to or advanced than the western countries.This paper summarizes the application status and development trend of the laod equipment,gives out a detailed description on rock loaders work process and structural characteristics.designs its working devices and transmission system.makes a brief comparison of the electric transmission and aerodynamic transmission.analyses the working parts loading force.and finally designs a appropriate transmission system.Key words: loader; bucket; insert resistance; shoveling resistance辽宁工程技术大学毕业设计(论文)5前言在地下采矿工程中有两个基本作业内容。其一是把有用矿物或矿石从矿层中破碎下来，形成容易装运的块状，即矿物开采。其二是在地下开掘巷道。在矿山建设中首先要开掘巷道，在矿物开采中，也要边开采边开掘巷道。因此，巷道掘进在矿山生产与建设中与矿物开采处于同样重要的地位，不仅要采掘并举，而且要掘进先行。在全世界范围内，自第二次世界大战以来，新理论和新技术被应用到装载机械中，使矿山掘进机械有了巨大进步。劳动者的劳动强度大大减轻，生产效率得到了大幅度提高。随着煤矿综采机械化的实现和能源需求量的增加，装载机在矿物开采中将占有越来越重要的地位。因此，装载机的研究已成为保证能源生产开发的关键。李刚：装载机传动系统设计61 装载机结构及主要参数我国在巷道掘进中所用装载机主要有铲斗式装载机（侧卸和后卸） 、蟹爪式装载机和耙斗装载机。而在地下矿应用较多的装载设备是前装后卸式铲斗装载机，其中冶金、化工、等地下使用较多的是轨道式电动和气动装载机。耙斗装载机结构简单，同意设计和制造、重量轻、便于搬运，但耙斗装载机有效耙运距离不长、作业率低、在有底部结构出矿的电耙运矿中，需要有溜井和漏斗，其采切巷道工程量较大。蟹爪式装载机能够连续装载作业，而且整机的机动性好，故生产率较高，这种形式的装载机都运用地下矿山要求生产率中等或装载后运输距离较长且专用运输设备配套使用的场合。铲斗装载机结构简单、紧凑，坚固耐用，设备价格较低，操作和维修简单方便，对于一般矿岩均可装载。所以在巷道和硐室掘进及小采场得到广泛使用。铲斗装载机是以铲斗铲取物料，然后使铲斗后翻或侧翻，将铲斗内的物料卸入矿车或其他运输设备。这种装载机一般用于装岩石，是煤矿岩巷掘进较普遍使用的一种装载机。本设计的目的是设计能在小截面的地下巷道中装岩的装载机械。所以选铲斗装载机进行设计。1.1 铲斗装载机分类及组成铲斗装载机种类很多，按机器总体结构可分为：直接卸载式、带运输机式和带储矿仓式三类。 铲斗装载机按行走机构不同，分有：轨轮式、履带式和轮胎式，而煤矿井下多用轨轮式铲斗装载机。铲斗装岩机的主要组成部分：行走机构、回转机构、提升机构、工作机构和操作机构。行走机构主要包括发动机、轮轴和减速箱等。铸钢的减速箱体是行走机构的底架，又是机器的架体，它的前部是一个整块的半圆行缓冲器，用以拖挂矿车。减速箱上部装有回转托盘，用以安装机器的回转部分。辽宁工程技术大学毕业设计(论文)7回转机构主要包括上下回转盘、滚珠、滚珠圈及中心轴等。在回转机构上部装有工作机构、提升机构和操作机构。回转机构的作用是使工作机构在水平面内偏转一定角度，以便铲装巷道两侧的岩石，扩大装岩范围。提升机构主要包括发动机、减速箱、卷筒及链条。提升机构的作用是提起铲斗向后卸载。铲斗下放复位则靠缓冲弹簧反力和工作机构自重作用实现。工作机构主要包括铲斗、斗臂、横梁及稳定钢丝绳。提升链条一端通过安全销轴连于铲斗架的横梁上，另一端连于提升减速器的卷筒上。工作机构的作用是直接完成装卸工作。操纵机构是由接触器、开关、按钮或主控阀等组成。装岩机的铲装、卸载、前进和后退都由变换操纵机构状态来实现。1.2 主要技术参数1、主要用于巷道和硐室掘进及采场矿岩的装载工作；近于水平装载，或倾斜小于的巷道； 8 2、装载机最大扬高即是装载机在工作中扬斗时的最大高度；在大多数情况下，2h是在铲斗尖 的运动轨迹上；2he 3、卸载高度即是铲斗在卸载状态是顶板和轨面的最小高度。如果已知所配用的矿0h车高度为，则卸载高度为：4h0h0430 50hh 4、卸载距离是铲斗在卸载状态时顶板前缘最外点至装岩机挂钩销轴中心线之水平2L距离。小型（斗容小于 0.2） 3m2250 330Lmm中型（斗容为 0.20.4） 3m2300 400Lmm大型（斗容大于 0.4） 3m2400 600Lmm5、铲斗卸载角是铲斗在卸载状态时顶板与水平面的夹角。卸载角度直接影响斗中物料被抛射距离的大小以及物料是否能够顺利地倾卸干净。卸载角一般可取为：李刚：装载机传动系统设计8 25 356、机体离地最小间隙，是指机器行走部分的最低点至轨道顶面所在平面的最小距k离。最小间隙值的大小，直接影响装岩机在轨道上行驶时的通过性能，推荐值一般取k；30 50kmm7、装岩机的宽度，主要考虑配套车辆及其他转运设备的宽度及司机工作安全距离；0b一般可由下式确定： 0b0122bbb式中巷道宽度，在巷道腰线（巷道侧壁上，沿走向与轨面垂直高度为 1m 的线上）1b上测量，估计能容纳司机和行人的安全距离，一般可取；2b2500 600bmm8、装岩机的轴距，其值大小直接影响装岩机的长度方向尺寸和1(0.11 0.14)LR1L整机纵向稳定性。轴距值一般依据所需通过的弯道曲率半径来确定，可近似取为：1L，式装岩机的轴距。R 弯道的最小曲率半径。1(0.11 0.14)LR1L辽宁工程技术大学毕业设计(论文)92 工作机构设计工作机构主要包括铲斗、斗臂、横梁及稳定钢丝绳。提升链条一端通过安全销轴连于铲斗架的横梁上，另一端连于提升减速器的卷筒上。工作机构的作用是直接完成装卸工作。2.1 铲斗的设计铲斗工作机构上直接与岩石频繁接触的部件。其集合尺寸和结构型式设计合理与否，直接影响装载机的生产率和使用性能。铲斗设计的主要要求是：插入阻力小、装满系数高、卸载干净和坚固耐用。铲斗示意图如图（2-1）所示：图 2-1 铲斗示意图Fig 2-1 spade Dou sketch map1。铲斗几何尺寸的确定：铲斗底边长度 L： (1-1)32010(0.6580.751)4KLVL（h +h）(b +b ) (1-2)33/(0.6570.751)0.2/(0.6570.751)522LVmm李刚：装载机传动系统设计10铲斗后侧高度:0h (1-3)0(0.5 0.7)Lh取313mm0h铲斗前端高度:2h (1-4)2(1.0 1.2)Lh取574 mm2h斗底宽度:0b (1-5)0(0.8 1.1)Lb取522 mm0b开口宽度:1b (1-6)1(11.8)Lb取679 mm1b装载机宽度 B 取：B=679 mm1b考虑铲斗几何形状及外廓尺寸要使铲斗插入阻力较小，并具有较好的使用性能，铲斗设计如下：铲斗底板前端为椭圆弧舌尖，实验证明其插入阻力比直线形前刃的插入阻力减少；10% 20%为能清理轨道间岩石，底板前端中央部分应下凹，下凹垂直高度取：50mmh实验和实践证明为了使铲斗便于插入岩石堆当角度在时铲斗插入效果较好，角5 8oo度过大会使插入阻力增大，角度太小在铲取过程中容易被岩石堆顶出，而使插入阻力显著增加。取08侧板下部前缘与水平面间夹角，同时前缘下部应向外鼓并有圆弧形缺口， 这45样可使插入阻力明显下降。顶板在宽度方向做成圆弧形，使铲斗在卸载时有收敛物料作用。辽宁工程技术大学毕业设计(论文)11斗底前刃视需要可安装斗齿个。斗齿宽度约为 mm，间距一般为 3 530 4090 100mm，斗齿超出斗刃的长度为 mm。50 70考虑到岩石堆平均块度的影响，齿间距取 100 mm，又因为由上边计算得铲斗底边长度L=522mm，所以在斗底安装齿数为 4 个。考虑的斗齿的磨损，斗齿宽度取为 40 mm。考虑提升时力矩原因，斗齿长度相应取小，取为 50 mm。铲斗上板的形状有两种形式：一种是平面形的，另一种是横截面为圆弧形的。后者能有效的利用空间尺寸，并使铲斗在卸载时有收敛作用。因此上板形状选择横截面为圆弧形的。铲斗工作条件恶劣，并承受很大的冲击载荷，特别是斗底的前刃容易发生扭曲、卷刃或急剧磨损。因此，铲斗的材料及工艺的选择原则，主要考虑坚固、耐磨且经济。制作铲斗主要选用结构钢板，厚度一般为。取厚度为。底板和侧板的前刃要贴焊8 12mm10mm锰合金钢板加固，并施以堆焊。常采用高锰钢堆焊焊条。采用220220nrnTDMDC M（）和（）的焊缝形式主要是角焊和对焊。铲斗结构焊制完毕后放入石灰内进行时效处理。2.2 工作阻力的计算装载阻力的计算一直是装载机设计方面的重要研究课题，国内外许多研究人员通过实验建立了经验公式，对装载机设计技术的进步和发展做出了贡献经验公式在一定的区间(例如插入阻力在0507斗底长度范围内)或特殊点进行计算，其值比较接近实际。装载机工作阻力包括：插入阻力和铲取阻力。插入阻力就是铲斗插入料堆过程中，料堆对铲斗的反作用力压实区的形成是产生插入阻力的重要因素，故认为影响压实区大小的因素也是影响插入阻力大小的因素试验表明，压实区的大小随物料的块度、重度和堆高的增大而增大，是引起插入阻力变化的内在因素但在一定条件下，改变铲斗形状和结构尺寸，以及一次插入深度等外部因素，也可使压实区在一定范围变化试验表明，插入深度大则压实区体积大，插入阻力也大，并且插入阻力与插入深度的125次方成正比；曲线形铲斗底刃，无论在何种情况下，插入阻力都比直线形底刃小1020，若装上梯形截面的斗齿，可进一步降低插入阻力；插入阻力还随斗底倾角的增大而增大，随铲斗宽度的增大而增大为能够反映各个因素对铲斗插入阻力的影响，在经验公式中用影响系数来考虑即插入阻力 的经验李刚：装载机传动系统设计12公式为： (1-7)1.2512349.8FKKKKB L查表 5-4 取块度与松散度系数1K查表 5-5 取物料的性质系数2K查表 5-6 岩石堆高系数3K铲斗的斗形系数在（）之间取4K11.8插入深度 L 取底边长度的1233则：插入阻力 (1-8)1.259.8 1.3 0.1 0.55 67.9 1.4 303597.40FN铲取阻力铲取阻力是指铲斗插入料堆一定深度后，用提升链提升铲斗时，料堆对铲斗的反作用力铲取过程就是铲斗中物料与料堆之间沿滑动线 ( 为松散物料的(45)2内摩擦角)的剪切过程这个剪切面积在开始时最大，以后逐渐减小因此最大铲取阻力发生在铲斗开始提升的时刻，随着动臂的提升，铲取阻力逐渐减小开始提升时铲取阻力:ZF (1-9)2.2ZBcFLB铲斗开始提升时剪切应力查表 5-7 取c故： (1-10)2.2 0.261 0.679 3900015205.40ZFN2.3 斗臂的设计斗臂曲线有特殊曲线、半圆弧曲线和多段圆曲线。特殊曲线，经常使用的特殊曲线有阿基米德螺旋线和对数螺线。采用特殊曲线作为斗臂工作曲线，可使起动速度缓慢，抛射速度较高，零部件受力状态较好。但这种曲线的斗臂模型制造困难，铸造过程变形大。半圆弧曲线作为斗臂工作曲线，设计和绘制比较简单，构件制造比较容易，零部件受辽宁工程技术大学毕业设计(论文)13力较均匀。但这种斗臂起动速度较大而抛射速度不够大，工作曲线始端易磨损，工作效率较低。多段圆弧一般由三段至五段圆弧平滑连接而成，曲线的曲率半径由小到大顺序递增。这种曲线的设计和绘制比较麻烦。因其优点突出，所以在国内外得到了广泛的应用。所以设计斗臂曲线时采用多段圆弧。所以在斗臂设计时采用多段弧曲线作为斗臂曲线。2.3.1 装载机的斗臂曲线图绘制斗臂曲线的绘制步骤如下:(1)按比例画出工作机构及行走机构的外型尺寸,并确定铲斗架的铲装位置和卸载位置；(2)把斗臂工作曲线等分成若干段，并将所有对圆心角也相应分成若干份。这里是将组成工作曲线等分成 12 份（圆心角也分为 12 份） 。(3)在斗臂上标出等分点 1、212，在导轨面上标出与斗臂工作曲线上各点相应长度的对应点、，并标定斗齿、链头销中心和铲斗重心；12120e0c0G(4)绘出各段不同半径的圆弧在导轨面上滚动，故各段圆弧的圆心角与导轨面始终保持等距，其轨迹（、）为与导轨面平行的直线段，并找出对应于导轨分点1014OO3034OO的轨迹分点、等；11O12O13O(5)绘制各有关点的轨迹。由于斗臂为一固定的整体，所以工作机构上各点之间距离不变。根据这一原则，便可找出各有关点的各个位置，将其圆滑地联结起来，便得到各有关点的运动轨迹。图 2-2 斗臂工作曲线绘制图Fig 2-2 Dou arm work curves draw graphics李刚：装载机传动系统设计14斗臂曲线标注和长度计算由图（2-3）可得：图 2-3 斗臂曲线长度计算示意图Fig2-3 Dou arm calculation sketch map of the curve length计算得斗臂曲线长度：L1510.7Lmm设计时取回转平台的长度等于行走减速器的长度：L转 (1-11)1608LLmm行转1510.7Lmm2.3.2 斗臂结构设计斗臂结构是个比较复杂的异性构件，它的设计原则是使装载机工作机构具有良好的工作性能和较长的工作寿命。斗臂结构示意图如(2-4)所示：图 2-4 斗臂结构示意图Fig 2-4 Dou arm structure sketch map在斗臂上开空区可以使工作机构的重心下移，有利于工作机构返回到铲装位置。在空缺处是辐板，臂颈处设计成类似加强筋的突缘用来增加强度。滚动斗臂的下部铸造成直角型，用以固定铲斗。铲斗固定方式有螺钉、铆钉和焊接三种，在铲斗工作过程中要经常辽宁工程技术大学毕业设计(论文)15承受冲击载荷的作用，而螺钉和铆钉这两种固定形式在这种状况下容易出现松动现象。所以在铲斗固定时采用焊接。同时考虑到斗臂在加工制造中的需要，在适当位置留有加工长槽 g，便于压块伸入槽内压紧工件，方便加工。同时，在斗臂设计中工作机构的自动返回也是一个重要的问题。本机的自动返回，是靠工作机构的自重实现的。返回力矩的大小和方向，决定与工作结构 的重量及其重心相对于斗臂回转点的位置，尤其重心位置对返回力矩的影响更为显著。因此要对铲斗架返回时进行受力分析，其在返回过程中的几个典型位置如图所示。在工作机构开始返回时，由于此时工作机构受有缓冲弹簧的推力，只要工作机构的重心不超过卸载法线，工作机构就可以顺利地向返回方向滚动。在返回过程临近结束时，由于重心力臂增大，而且从此位置一直到返回终了位置一直在增大，所以工作机构很容易返回铲装位置。而在返回过程中的某一位置，由于已无缓冲弹簧的推力，重心力臂较小，使滚动速度减慢，有停滞的趋势，是工作机构返回过程中的一个困难位置。在该位置，若使铲斗不发生停滞，应有： (1-12)0021 12GG hFlalg-工作机构的重力；0G-链条和减速器等部分的阻力；1F、-重力加速度和运动加速度。ga由于上式中和受多种因素的影响，要减小不等式后两项之和比较麻烦，在铲斗设1Fa计时，一般是通过增大来增大返回力矩，以保证工作机构的自动返回。增大又可02G h02G h分别增大和值。由于受结构尺寸和提升功率的限制，因此一般是通过移动重心位0G2h0G置来增大力臂值。2h在完成了工作机构的结构设计之后，可求得的工作机构的重心位置，在地球表面附近，即重力场内，质点系的质心与重心的位置是重合的。所以求工作机构的重心位置，也即求工作机构质心的位置，由力学知道，工作机构的重心坐标为： (1-13)1niiim xxM李刚：装载机传动系统设计16 (1-14)1niiim yyM其中为该质点系的总质量。1niiMm通过工作机构在导轨面上的位置变化，便可以找值的变化。若要增大的值，可修2h2h改第三段圆弧，使减小。 。这时，斗臂工作机构的重心也随之向有利于自动化返回的位3R置移动。但是，卸载高度将减小，在卸载高度无法满足要求时，可采用斜导轨来提高卸载高度。采用斜导轨还可以增加返回力矩。采用平导轨时的返回力矩 (1-15)02MG h采用斜导轨时的返回力矩 (1-16)0220 2(cos)cosMG hlMG l其中为斜导轨的倾斜角度。显然，。对工作机构返回有利。MM2.4 稳定钢丝绳选择每个斗臂的滚动边下都有两条凹槽，其内嵌入稳定钢丝绳 1 和 2。稳定钢丝绳可保证铲斗架在工作过程中斗臂沿其导轨滚动，卸载时碰撞缓冲弹簧后处于稳定状态，而且限制斗臂在卸载支承点处的纵向滑动趋势，保证铲斗在提升过程中斗臂曲线与导轨间不发生滑动。稳定钢丝绳的工作情况如下所示：辽宁工程技术大学毕业设计(论文)17图 2-5 装岩位置Fig 2-5 pack rock position图 2-6 提升过程位置Fig 2-6 promote process position图 2-7 卸载位置Fig 2-7 unload position图 2-5 表示铲斗装岩位置，钢丝绳 1 缠绕在斗臂滚动边的凹槽内，而钢丝绳 2 则顺放李刚：装载机传动系统设计18在回转台的导轨上，拉住斗臂不致向前脱离导轨。图 2-7 表示铲斗卸载位置，这时钢丝绳2 已完全缠绕到斗臂滚动边的相应凹槽内，钢丝绳 1 则顺放到回转台的导轨上，拉住斗臂不致向后脱离导轨。图 2-6 表示铲斗提升过程的位置，这时钢丝绳 1 和 2 一部分缠绕在斗臂滚动边相应的凹槽内，另一部分顺放在导轨上，钢丝绳 2 防止斗臂向前滑动，钢丝绳 1防止斗臂向后滑动，在这两根钢丝绳的拉力作用下，使斗臂滚动边与导轨接触处不发生相对滑动，即铲斗在提升过程中，斗臂滚动边与导轨间始终保持纯滚动。钢丝绳在工程机械车辆(如起重机、装载机)上使用的非常普遍。一般由许多高强度钢丝编绕而成。它首先由单根钢丝绕在一起形成股，然后将其中一些股绕成绳芯，再由其它股组成的外股围绕绳芯绕成钢丝绳。有些进口钢丝绳内部还包含一个塑料插芯，通常以塑料涂层的形式经过特殊处理覆盖在绳芯上，重要的钢丝绳则在绳内部充填适当的润滑剂以减少摩擦。国产钢丝绳按绳芯材料一般分有机物(麻芯和棉芯)、石棉芯或金属芯三种，绳内部通常无填充物或润滑剂。1工程机械车辆上的钢丝绳类型和结构钢丝绳按钢丝绕成股和股绕成绳的相互方向又可分为顺绕绳和交绕绳，并按其股绳捻向分为左、右同向捻和左、右交互捻；进口钢丝绳一般以交绕绳为标准绳，规定钢丝绳的旋向与相对于钢丝绳的纵轴为基准的外股螺旋线的旋向一致，分为左旋和右旋。相应的也规定了股的旋向，即以股的纵轴为基准，组成股的外丝的螺旋线的方向为每股的旋向。普通钢丝绳在单根使用时，都有向钢丝绳绕向相反方向旋转的现象，在滑轮组中使用时，会因钢丝绳旋转而造成起吊钢丝绳旋扭，俗称打绞。相对于普通钢丝绳，目前不旋转钢丝绳已开始大量应用。所谓不旋转钢丝绳是基于这样一个原理，即绳与股的扭转力矩方向相反而大小相等；进口不旋转钢丝绳则有所不同，其原理是使绳芯的旋向与绳本身的旋向相反，当受力时，绳芯产生的扭矩与外股产生的扭矩大小相等，方向相反。钢丝绳的股还可通过滚压或模具挤压等处理方法成为紧密股，处理后股的直径将减小，而表面光洁度很高。因此，采用紧密股的钢丝绳可以使用较粗的钢丝，相同直径下采用紧密股的钢丝绳充填系数较高，破断拉力大为提高。当在卷筒上进行多层缠绕时，普通股的钢丝绳其外股在层与层之间挤压较严重，钢丝绳表面磨损较快。而紧密股的钢丝绳则有较高的抗磨损能力和抗挤压能力。2工程机械车辆上的钢丝绳选用原则钢丝绳的选择正确与否，直接影响绳的使用寿命。如选用不正确，会使绳产生结构辽宁工程技术大学毕业设计(论文)19变形、断裂和意外的失效等。因此推荐选用原则如下：当进行一次无导向重物提升时，或在较大高度下进行多次无导向重物提升时，选用不旋转钢丝绳。当进行一次有导向重物提升或在较小高度下进行多次有导向重物提升，或左旋和右旋绳成对使用时，可选用普通钢丝绳。钢丝绳旋向的确定应遵循：右旋绳槽的卷筒推荐使用左旋钢丝绳；反之，左旋绳槽的卷筒应使用右旋钢丝绳。对于单层缠绕的不旋转钢丝绳，必须严格遵守上述原则，否则易引起钢丝绳结构的永久变形；对于多层缠绕的情况，绳的旋向由卷筒绳槽的方向决定，以便为下一层打好基础。多层绕卷筒的钢丝绳相互间摩擦力及受到的挤压力都较大，易产生乱绳现象，因此应选用直径略小于绳槽节距和绳槽直径的钢丝绳，以增加钢丝绳与卷筒间的接触面积，减少相邻钢丝绳间的摩擦力，从而提高钢丝绳的寿命。实践证明，钢丝绳的直径比绳槽节距小1 ，有助于排绳紧密，有效消除爬绳、乱绳现象。在相同直径下，钢丝绳外股数目越多直径则越细，单根钢丝就越细，这种钢丝绳的挠性好，能很好的克服钢丝绳多次进出卷筒时受到的反向弯折力，穿绳也容易。而较粗的外股，其钢丝也较粗，则能更好的抵抗磨损、机械损伤、腐蚀和挤压力。因此，只有将两种优点很好的结合起来，才是真正高性能的优质钢丝绳。此外，钢丝绳在选用过程中，还要注意其最小直径和最小破断拉力应符合IS04308标准的规定。据测定，铲斗架在卸载位置时稳定钢丝绳所受载荷最大。对稳定钢丝绳做受力分析(如图)，列平衡方程： (1-17)1 13 2GhFlFl则 (1-18)3 211FlGhFl式中 -提升链的拉力；1F -重载工作机构的重力；G -重载工作的惯性力，3F (1-19)032iIFl -满载工作机构绕点的转动惯量；0IO -工作机构的瞬时角加速度。i根据张力大小即可选择钢丝绳，其安全系数为，同时根据钢丝绳选用原则，钢丝3李刚：装载机传动系统设计20绳采用“”型。6 19 1 逆-130即稳定钢丝绳型号选择“”型。6 19 1 逆-1302.5 工作机构的受力分析滚动斗臂在导轨上运动的速度和加速度，直接影响机器的结构设计和使用性能。所以，在必须进行工作机构的运动学和动力学分析，其主要目的是：验证有关零件是否互相干涉，从而确定零部件的尺寸几装载机的外形尺寸；求解有关点的速度和加速度，验证是否能装满配用的运输车辆；校核初选的发动机功率是否合适；为零部件的强度与刚度计算提供依据；通过计算，可对不同的方案进行比较，以便选出最优的方案。工作机构受力分析示意图如图 2-8 所示：图 2-8 工作机构动力学分析示意图Fig 2-8 work organization dynamics analysis sketch map假设铲斗在铲装时在其导轨上做纯滚动，瞬心为 n。若能正常工作应有如下方程： (1-20)21 11sin0gFlGlMM式中 提升链的拉力；1F 满载工作机构的重力；G 铲取物料时的静阻力矩，M (1-21)(1)ndoMMC 铲斗开始铲取时的静阻力矩doM (1-22)11.1 0.4()3oMFxLy 、分别为铲斗的插入阻力和插入深度；FL辽宁工程技术大学毕业设计(论文)21 铲斗在回转堆里的回转角； 、实验计算系数，其中Cn (1-23)2()lg/lg3ooMMnM (1-24)()onoMMCM 铲斗脱离岩石堆后，斗中岩石重量产生的静力矩；M 铲斗尖自铲取到离开岩石堆时的全部回转角； 满载工作机构对瞬心 O 的惯性矩。gM (1-25)goiMI 满载工作机构的转动惯量，oI (1-26)22oGGIIm l 满载工作机构对其重心的转动惯量GI 满载工作机构的质量，由物料的性质系数和岩石容重取：Gm460Gmkg设计时由于参数不能最后确定，有的甚至无法确定，所以难以准确求的值。可由0I0I下边公式近似计算： (1-27)202(1.5 1.8)GIm l将以上相关参数代入(5-1)整理可求得链条 拉力为： (1-28)2111singGlMMFl有实验证明，开始提升铲斗时链条受拉力最大。这时，所以应有：oMM (1-29)211max1sinogGlMMFl但在计算提升开始状态是，且，一般取初始间隔时间式算。0 00.1ts李刚：装载机传动系统设计22设计时估取重心由上述分析得:1.1 3597.40 0.4 (0.670.09)0.481667/oMN m460 1.058 9.84769.46MN m A2201.6 460 0.30668.92/Ikg m1max22540 0.304 1667 1020.1616447.100.580FN辽宁工程技术大学毕业设计(论文)233 行走机构设计行走机构主要包括发动机、轮轴和减速箱等。铸钢的减速箱体是行走机构的底架，又是机器的架体，它的前部是一个整块的半圆行缓冲器，用以拖挂矿车。减速箱上部装有回转托盘，用以安装机器的回转部分。行走机构的传动系统如图（3-1）所示：图 3-1 行走机构传动系统Fig 3-1 run about organization to spread to move system3.1 行走参数的选择行走速度为设计参数 =1 m/minv行走机构的选择：由于轨轮式行走机构具有结构简单、制造和维护容易、操作方便、运行阻力小、运转费用低和使用寿命长的优点，所以装载机行走机构设计时选择轨轮式。原动机的选择主要有气动马达和电动机。气动马达对于装载机的工作要求有较好的适应性，因其特性软，启动和停止不会产生过热现象。但由于气源的价格高、能源输入比较麻烦，能量利用率较低，维护检修工作比较繁杂等原因，使用较少。电动机驱动，能源输入比较简单、方便；能量利用率较高；使用操作容易，维护检修方便。由于经常处在大电流下工作，发热现象较为严重，但可选择容量适当增大，特性软，过载能力强的，同时电动机工作费用较低，所以一般选电动机作为原动机较多。传动系统参照选四轮驱动，则装载机的粘着重量就等于自身重量，从而增大20ZB铲斗的插入力，使铲斗插入深度增加，提高生产率。轨距按照 mm153875600JB规定，从标准轨距中选车轮直径有 300 mm 和 350 mm 两种，选为 350mm李刚：装载机传动系统设计24车轮宽度一般为 200mm 左右，取=160mm轮h装载机工作的理想重力 (2-1)2mFG（-）-行走轮与轨面的黏着系数，一般为0.2 0.25=() (2-2)dbg-直道基本阻力系数，一般为d0.03 0.04-弯道附加阻力系数，一般为b0.01 0.02-坡道附加阻力系数，一般为g0.005 0.007故：=0.03+0.01-0.006=0.034 (2-3)= (2-4)mG4676.6014086.142 (0.20.034)N此时，牵引力:P=F=4676.60N (2-5)14086.14 0.22817.22mGN所以增大装载机的整机重量，参照同系列产品重量取装载机重量G=3700Kg此时， 牵引力:P= (2-8)3700 9.8 0.27252mGN符合要求。3.2 电动机的选择原动机功率: (2-9)1000PVN-行走减速器的传动效率，在 0.75 和 0.8 之间取值辽宁工程技术大学毕业设计(论文)25故：N=9.07KW (2-10)72521000 0.8查新编机械设计手册选择电动机型号YB180L-8 功率 11KW 步转速 730/ minr安装座到电动机轴中心线的高度 H 为 180mm电动机轴直径 D 为 48mm电动机总长度 L 为 730mm电动机高度 AC 为 240mm原动机功率校核: (2-11)9554nr GNi滚轮转速: (2-12)vdn轮得： (2-13)6060 160 / min0.35vnrd轮则行走减速器的传动比： (2-14)73012.1760nin电总轮故： (2-15)730 0.15 72527.121195549554 12.17 0.87nr GNKWi电动机符合要求。3.3 进行行走减速器的齿轮设计3.3.1 各级传动比的分配公称传动比:i=2.3，i =2.7，=2.8， =0.68123i4i1进行配齿李刚：装载机传动系统设计26一级 实际传动比 =2.271i齿数 =16， =36 1Z2Z二级 实际传动比 i =32齿数 =20， =60，3Z4Z三级 实际传动比=2.83i齿数 =18， =485Z6Z四级 实际传动比=0.644i齿数 =317Z2传动比误差i 传动比误差应满足条件4%ii=0.1%5% (2-16)1 ippiii|=05% (2-17)2ippiii|=05% (2-18)3 i均满足条件3.3.2 初步计算第一级传动齿轮的主要参数选择齿轮的材料(1) 查表 8-17。小齿轮选用调质#45大齿轮选用正火#45小轮分度圆直径：1d (2-19)23121()EHdHZ Z ZKTd辽宁工程技术大学毕业设计(论文)27齿宽系数查表 8-23 按软齿面相对轴非对称布置d取=0.8d小齿轮齿数取1Z116Z 大齿轮齿数:2Z (2-20)21Zi Z 22.27 1636Z 小齿轮名义转矩： (2-21)39.55 10/TP n339.55 10/9.55 1011/730143.90TP nN mA载荷系数 K: (2-22)AVKK K K K按表 8-20 取使用系数=1.00AK按图 8-60 取齿向载荷分布系数 =1.12K动载荷系数查图 8-57 取=1.2VKtVK齿间载荷分配系数：K (2-23)121.883.2(1/1/)rZZ则： 1.883.2(1/16 1/36)1.79r查表 8-21 插值取=1.05KK则载荷系数 K 初值：tK 1.00 1.12 1.2 1.051.41tK 查表 8-22 弹性系数取EZ189.8/EZN mm查图 8-64 节点影响系数取=2.5HZHZ查图 8-65 重合度系数取=0.74ZZ李刚：装载机传动系统设计28许用接触应力：H= (2-24)Hlim/HNHZZS查图 8-69 得接触疲劳极限应力：=570lim1H2/N mm=460lim2H2/N mm应力循环次数由公式(8-70)得： （2-25)160hNnjL=6.30 16060 730 1 16 300 3hNnjL 810 （2-26)21/NNu =3.15 21/60 730 1 16 300 3/ 2.1NNu 810查图 8-70 取接触强度的寿命系数12,NNZZ=112NNZZ查图 8-71 及说明取硬化系数=1Z接触强度安全系数查表 8-27 按一般可靠度取=1.1HSHS (2-27)lim1211/HHNNZZZ 21570 1 1/1.1518/HN mm 21460 1 1/1.1418/HN mm 则的设计初值为：1d1td 2312 1.41 1439002.11 1189.8 2.5 0.74()80.800.82.11418tdmm齿轮模数 m： 11/80.80/184.49tmdZmm查表 8-3 取第一系列模数： 5mmm分度圆直径：辽宁工程技术大学毕业设计(论文)29 (2-28)dm Z小轮分度圆直径： 15 1890dmm 大轮分度圆直径： 25 36180dmm 中心距： a （2-29）21()2m ZZa 45amm齿宽： b （2-30）1 mindtbd 65bmm大轮齿宽 1b265bbmm小轮齿宽 取 702bmm齿根弯曲疲劳强度校核计算： (2-31)112FFaSaFKTY Y Ybd m齿形系数查图 8-67 小轮 =2.8FaY1FaY 大轮 =2.42FaY应力修正系数查图 8-68 小轮 =1.5SaY1SaY 大轮 =1.652SaY重合度系数:Y (2-32)0.250.75/Y 0.250.75/1.790.67Y弯曲疲劳极限查图 8-72 limF2lim1460/FN mm李刚：装载机传动系统设计30 2lim2390/FN mm弯曲寿命系数查图 8-73 NY121NNYY尺寸系数查图 8-74 XY1XY 安全系数查表 8-27 FS2FS 则 21lim111/230/FFNXFYYSN mm22lim222/195/FFNXFYYSN mm故：22112 1.41 14390012.88/230/70 90 5FFN mmN mm22222 1.41 14390013.87/195/65 90 5FFN mmN mm齿根弯曲强度符合。3.3.3 二级齿轮传动转速：n321 / minnr转距：2T332229.55 109.55 100.99 0.97 11157.1322 321PTNmn则的设计初值为： 2td2td2322321()2 1.46 1571303 1189.8 2.5 0.9()95.030.83418EHtHZ Z ZKTdmm模数： m22/95.03/ 204.75tmdZmm查表 8-3 取 =5m小轮分度圆直径： 辽宁工程技术大学毕业设计(论文)3135 20100dmm 大轮分度圆直径： 45 60300dmm 中心距： a43()2002m ZZamm大轮齿宽： 4b476bbmm小轮齿宽： 取 813b34(5 10)bbmm齿根弯曲疲劳强度校核计算： （3-33）22232FFaSaFKTYYYbd m23lim333/230/FFNXFYYSN mm24lim444/195/FFNXFYYSN mm2332 1.46 15713011.10/81 100 5FFN mm2442 1.46 15713011.76/76 100 5FFN mm齿根弯曲强度符合。3.3.4 三级齿轮传动转速：n110 / minnr转距：3T333439.55 1029.55 1011 0.97 0.97 0.99 0.99413.642 110PTnNm则的设计初值为：3td3td李刚：装载机传动系统设计32233323321()2 1.46 4136402.8 1189.8 2.5 0.8()105.730.82.8418EHtdHKTZ Z Zdmm模数：m33/105.73/185.87tmdZmm查表 8-3 取=6m小轮分度圆直径： 56 18108dmm大轮分度圆直径： 66 48288dmm中心距： a65()1982m ZZamm大轮齿宽： 856b6bbmm小轮齿宽： =905b5bmm齿根弯曲疲劳强度校核计算：33342FFaSaFKTYYYbd m25lim555/230/FFNXFYYSN mm26lim666/195/FFNXFYYSN mm2552 1.46 41364020.71/90 108 6FFN mm 2662 1.46 41364021.93/85 108 6FFN mm齿轮强度符合。齿轮 7 要和齿轮 6 啮合，要满足正确啮合的条件是模数要一致。则：齿轮 7 分度圆直径： 76 31186dmm辽宁工程技术大学毕业设计(论文)33齿轮 7 宽度： 790bmm齿轮 7 与齿轮 6 的中心距： a 76()2372m ZZamm3.3.5 齿根弯曲疲劳强度校核计算 27lim777/230/FFNXFYYSN mm 2772 1.57 6578003.54/90 108 6FFN mm齿根弯曲强度满足要求。3.3.6 行走减速器轴的设计计算轴材料选 45 号钢调质处理，轴最小直径由公式: (2-34)3/dAp n进行确定。查表 4-2 取设计系数：=115。AA则：轴 1 的最小直径：1mind331min11/11528.40730dAp nmm轴 2 的最小直径：2mind 2111 0.97 0.9910.56PP 承齿332min10.56/11529.242 321dAp nmm轴 3 的最小直径：3mind 3210.56 0.97 0.9910.14PP 承齿李刚：装载机传动系统设计34333min3310.14/11541.612 110dApnmm轴 4 的最小直径：4mind 4310.14 0.97 0.999.74PP 承齿334min449.74/11555.642 43dApnmm轴 5 的最小直径：5mind 549.74 0.97 0.999.35PP 承齿335min559.35/11548.322 63dApnmm电动机与行走减速器用法兰盘相连，所以 1 轴即为电动机轴。查新编机械设计手册电动机结构，电动机轴直径 D 为 48mm2 2 轴直径尺寸如图轴直径尺寸如图 3-23-2 所示：所示：图 3-2Fig 3-23 3 轴尺寸如图轴尺寸如图 3-33-3 所示：所示：图 3-3辽宁工程技术大学毕业设计(论文)35Fig 3-34 轴的尺寸如图轴的尺寸如图 3-4 所示：所示：图 3-4Fig3-45 轴的尺寸如图轴的尺寸如图 3-5 所示：所示：图 3-5Fig 3-53.3.7 轴的弯扭合成强度计算 轴的强度计算中通常只要最大转距轴符合要求就符合要求。所以只要对上边转距最大的 4 轴进行校核计算。圆周力： (2-35)11122/ttFTdF 得： 432924ttFFN 径向力： (2-36)112tanrtrFFF 李刚：装载机传动系统设计36得：431064rrFFN 其中为啮合角，取标准中心距则=。国家(GB1356-88)中规定分度圆压力角为标准值， 。20根据轴的结构图作出轴的计算简图，然后根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。如下：图 3-6 轴的计算简图The calculation of Fig 3-6 stalkses sketch plan从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C 截面的当量弯矩最大，C 是轴的危险截面。截面处的、的数值如下：HMVMMTcM支反力 水平面 11950HRN2975HRN 垂直面 1710VRN2355VRN弯矩和 水平面 HMVM378.300HMNm 垂直面 137.740VMNm合成弯矩 M22402.560HVMMMNm扭矩 T 665.236TNm当量弯矩 22()566.90cMMTNm校核轴的强度辽宁工程技术大学毕业设计(论文)37轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 4-1 查得，则2650/BN mm，即，取，轴的计算应力为： 0.09 0.1B258 65/N mm2 65/N mm23566.9026.25/ 65/0.1 60ccMN mmN mmW满足强度要求。因为此轴是重要轴，所以要精确校核轴的疲劳强度判断危险截面为截面左侧。计算危险截面应力截面左侧弯矩 M 为 215.805MNm截面上的扭矩 T 为 665.236TNm抗弯截面系数 330.121600Wdmm抗扭截面系数 330.243200Wdmm截面上的弯曲应力 27.55/bMN mmW截面上的扭转剪应力 29.58/TTN mmW弯曲应力幅 27.55/abN mm弯曲平均应力 0m扭转剪应力的幅值与平均应力相等，即2/ 24.79/amN mm确定影响系数轴的材料为 45 号钢，调质处理。由表 4-1 查得，2600/BN mm21275/N mm21140/N mm轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，kk/4/600.067r d ，由表 4-5 经插值后可得1.28，= 1.64/68/601.13D d kk尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图 4-18 得=0.69， =0.82。李刚：装载机传动系统设计38表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图 4-19，得r2600/BN mm0.88r材料弯曲、扭转的特性系数、 取，r0.10.05由上面结果可得127522.211.64 7.55amSK 121.98mSK 2215.62S SSSS查表 4-4 中的许用安全系数S值，知该轴安全。辽宁工程技术大学毕业设计(论文)394 提升机构设计提升机构主要包括马达、减速器、卷筒、导向轮、链条及自动正位鼓轮等部分。设计方案应简单紧凑、便于安装维修且坚固耐用，同时应考虑加工工艺水平可能性。图 4-1 提升机构示意图Fig 4-1 promote organization sketch map 图 4-2 提升机构平面布置Fig 4-2 promote organization flat surface a decoration主要设计原则：李刚：装载机传动系统设计40(1)外廓尺寸应满足巷道及采矿条件要求，并与运输车辆配套：(2)链条、卷筒、导向轮和正位鼓轮应位于装岩机的纵向中心线上：(3)考虑电动机安装和检修位置，减速器应布置在回转台的一侧；电动机和减速器与回转台上侧板的间隙不得小于；85mm(4)电动机长度不宜太大，与减速箱体最好采用法兰盘式联结，而不采用连轴节，以便减小电动机与减速箱组装后的总宽度；(5)减速器传动齿轮的齿宽系数尽量小一些；减速箱的高度应与马达相适应，长度与回转平台相适应；(6)减速器一般采用二级或三级减速，提升速度为。当斗容小于时，推荐采用二级减速器；斗容0.4 1.5/m s30.3m大于时，采用三级减速器。30.3m4.1 原动机的功率确定和选择提升原动机的类型主要有气马达和电动机两种，考虑到行走机构原动机的类型，选择电动机为原动机。这样可以减少能源种类，使维护单一，减少设备费用，同时电动机的工作费用比较低。装载机的设计功率 （3-1）cNV提升机构比容功率查表 5-9 取344/KWm则：0.2 448.8NKW查新编机械设计手册选择电动机型号YB180L-8 功率 11KW 步转速 730/ minr参照同类型铲斗装载机，取卷筒的设计输出转速为：辽宁工程技术大学毕业设计(论文)4174 / minnr4.2 提升减速器设计装载机斗容为采用两极减速器，则提升减速器的传动比：30.2Mi减7309.874i减传动比分配：1233.27ii减减提升减速器第一级设计12060ZZ减减2传动比误差： 满足条件。105%i减 （3-2）39.55 10PTn331119.55 109.55 1011143.90730PTNmn减减减则的设计初值为：d减1td减1t （3-3）2321()EHdHZ Z ZKTd21312321()2 1.18 1439003 1189.8 2.5 0.9()83.900.83418EHtdHKTZ Z Zdmm减减模数： m11/83.90/ 204.20tmdZmm减减查表 8-3 取标准模数第一系列 =5m分度圆直径李刚：装载机传动系统设计42 （3-4）dm Z小轮分度圆直径：d减1120 5100dm Zmm减1减大轮分度圆直径：d减260 5300dm Zmm减2减2中心距： a （3-5）1()2m ZZa2 1()2002m ZZammm减减2大齿轮宽度：b减2 （3-6）1tbd2183.90 0.867tbdmm减2减小齿轮宽度： b减1(5 8)72bbmm减1减2齿根弯曲疲劳强度校核计算： （3-7）11112FFaSaFKTYYYbdm减减减减2lim/230/FFNXFYYSN mm减1减1减1减12lim/195/FFNXFYYSN mm减2减2减2减22112 1.18 1439009.43/72 100 5FFN mm减减2112 1.18 14390010.14/67 100 5FFN mm减减满足弯曲强度要求。提升减速器第二级设计12582ZZ减减2传动比误差：辽宁工程技术大学毕业设计(论文)433.283.271%5%3.27i减2满足条件。319.55 10PTn减减2减239.55 1011 0.99 0.97413.44244Nm则的设计初值为：d减2t23221()EHtdHKTZ Z Zd减2减232 1.18 4134403.27 1189.8 2.5 0.9()118.460.83.27418mm模数：m/118.46/ 254.74tmdZmm减2减2查表 8-3 取标准模数第一系列 =5m小轮分度圆直径：td减35 25125tdm Zmm 减3减3大轮分度圆直径：td减45 82410tdm Zmm 减4减4中心距： a1()267.52m ZZamm减减2圆整取=265amm大齿轮宽度：b减4118.46 0.895tbd减4减3小齿轮宽度：b减3(5 8)100bbmm减3减4李刚：装载机传动系统设计44齿根弯曲疲劳强度校核计算：由公式 （3-8）11112FFaSaFKTYYYbdm减减减减2lim/230/FFNXFYYSN mm减1减1减1减12lim/195/FFNXFYYSN mm减2减2减2减222 1.18 41344015.61/100 125 5FFN mm减3减322 1.18 41344016.43/95 125 5FFN mm减4减4满足弯曲强度要求。4.3 提升减速器轴的设计轴材料选 45 号钢调质处理，轴最小直径 （3-9）3/dAp n查表 4-2 取设计系数：=115。AA则：高速级轴的最小轴径为：d低m i n 33/11511/73028.40dAp nmm低m i n中间轴的最小轴径为：d中m i n3/40.38dAp nmm中m i n低速级轴的最小轴径为：mind高3min/57.29dA P nmm高由于电动机和提升减速器是法兰相连，所以高速轴即为电动机轴。4.4 作图得各轴的结构尺寸如下高速级： 电动机与提升减速器用法兰盘相连，所以高速级轴即为电动机轴。查新编辽宁工程技术大学毕业设计(论文)45机械设计手册电动机结构，电动机轴直径 D 为 48mm中间轴如图 3-3：图 4-3Fig 4-3低速轴如图 4-4：图 4-4Fig 4-44.5 对低速级轴进行校核圆周力 （3-10）11122/ttFTdF 得：432016ttFFN径向力 （3-11）112tanrtrFFF 得：43733.80rrFFN 李刚：装载机传动系统设计46其中为啮合角，取标准中心距则=。国家(GB1356-88)中规定分度圆压力角为标准值， 。20根据轴的结构图作出轴的计算简图，然后根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。 图 4-5 轴的计算简图The calculation of Fig 4-5 stalkses sketch plan从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，D 截面的当量弯矩最大，D 是轴的危险截面。截面处的、的数值如下：HMVMMTcM支反力 水平面 11281HRN减2825HRN减 垂直面 1433VRN减2300VRN减弯矩和 水平面 HMVM138.99HMNm 垂直面 46.98VMNm合成弯矩 M22146.72HVMMMNm扭矩 T 413.440TNm当量弯矩 校核轴的强度22()438.70cMMTNm轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 4-1 查得，则，2650/BN mm 0.09 0.1B即，取，轴的计算应力为258 65/N mm2 65/N mm辽宁工程技术大学毕业设计(论文)472343870020.31/ 65/0.1 60ccMN mmN mmW满足强度要求。因为此轴是重要轴，所以要精确校核轴的疲劳强度判断危险截面为截面右侧。计算危险截面应力截面左侧弯矩 M 为 82.490MNm截面上的扭矩 T 为 413.440TNm抗弯截面系数 330.121600Wdmm抗扭截面系数 330.243200Wdmm截面上的弯曲应力 24.86/bMN mmW截面上的扭转剪应力 29.57/TTN mmW弯曲应力幅 24.86/abN mm弯曲平均应力 0m扭转剪应力的幅值与平均应力相等，即2/ 24.79/amN mm确定影响系数轴的材料为 45 号钢，调质处理。由表 4-1 查得，2600/BN mm21275/N mm。21140/N mm轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，kk/4/600.067r d ，由表 4-5 经插值后可得1.24，= 1.64/72/601.2D d kk尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图 4-18 得=0.69， =0.82。表面质量系数、根据和表面加工方法为精车，查图 4-19，得r2600/BN mm0.88r李刚：装载机传动系统设计48材料弯曲、扭转的特性系数、 取，r0.10.05由上面结果可得：127522.211.64 7.55amSK 120.98mSK 2215.03S SSSS查表 4-4 中的许用安全系数S值，知该轴安全。4.6 提升链条链传动是属于具有中间挠性件的啮合传动，他兼有齿轮传动和带传动的一些特点。与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求低；链轮齿受力情况较好，承载能力较大；有一定的缓冲和减振性能；中心距可大而结构轻便。与摩擦带传动相比，链传动的平均传动比准确；传动效率稍高；链条对轴的拉力较小；同样使用条件下，结构尺寸更为紧凑；此外，链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调节工作量较小，并且能在恶劣环境条件下工作。提升链示意图如图 4-6 所示：图 4-6 提升链条结构尺寸示意图Fig 4-6 promote chain structure size sketch map提升链总长度应为：12Llll 辽宁工程技术大学毕业设计(论文)49-提升链工作长度，其值可在工作机构运动轨迹图上量得；l-卸载终了时未缠于卷筒上的链条长度，其值获得同 ；1ll-提升开始前缠在卷筒上的链条长度，的作用在于改善了条开始提升时的受力情况，2l2l它的长度取为链条卷筒半圈长度。如图 4-7 所示：图 4-7 提升链条计算示意图Fig 4-7 promote chain calculation sketch map链轴强度按剪切破坏进行强度计算： （3-11） 1max24Fdnm （3-12） 1max4Fdm式中，为链条承受的最大拉力；1maxF链轴受剪切的面数，应为=(片数-1)，取片数为 9；mm材料的许用剪应力，用材质为，查机械设计手册取： 40rC=260MPa； 则：4 16447.1010.108 260dmm 抗拉强度安全系数，一般取。n7n 链片强度按拉
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