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机械毕业设计论文
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机械毕业设计640防窜仓往复式给煤机2,机械毕业设计论文
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第 1 页 1 绪论 1.1往复式给煤机 一、用 途： K型 往复式给煤机 用于煤或其它磨琢性小、粘性小的松散粒状物料的给料，将储仓或料坑里的物料连续均匀地卸落到运输设备或其他筛选设备中。 二、工作原理与结构说明 ： K型给煤机由机架、底板（给煤槽）、传动平台、漏斗、闸门、托辊等组成。当电机开动后经弹性联轴器、减速机、曲柄连杆机构拖动倾料 5的底板在辊上作直线往复运动，煤均匀地卸到其他设备上。 本机可根据需要设有带漏斗、不带漏斗两种形式。 给煤机设有两种结构形式： 1、带调节闸门 2、不带调节闸门，其给料能力由底板行程来达到。 K 型给煤机外形尺寸图： 图 1-1K 型给煤机 1、减速机 2、电动机 3、传动平台 4、联轴器 5、 H 形架 6、连杆 7、给煤槽 8、闸门 9、机架 10、漏斗 11、托辊 nts 第 2 页 1.2往复式给煤机防窜仓装置的设计研究 往复式给煤机安装在煤仓下口处，在煤矿井下生产中，设置一定容量的煤仓对于保证消峰平谷和高产、高效是十分必要的。它可以有效地提高工作面采掘设备的利用率，充分发挥运输系统的潜力，保证连续均衡生产。但是，煤仓窜仓事故在我国煤矿经常发生。窜仓事故常造成设备严重损坏，井下停产，当窜仓煤量较大时，还会阻塞巷道，造成运输巷通风不畅，引 起瓦斯爆炸等事故。 1.2.1 方案构思 研制防窜仓装置的最终目的是控制给煤机闸门，使其能在窜仓发生时非常快地关闭，减少水煤流量，以防止和降低窜仓所造成的对人身安全和运输系统的危害。为此，防窜仓装置应能满足两个工作状态，一是给煤机正常工作时对闸门位置的控制，以达到对给煤机给煤量的控制和煤仓中有水时对窜仓事故的预防；二是在窜仓发生时能立即检测到并控制防窜仓装置快速关闭闸门，在窜仓得到有效控制后，可适当调整闸门开度，使仓中的水煤按一定的控制流量排出。 （ 1）针对防窜仓装置工作特点，对系统方案拟定如下：防窜仓装 置的组成。防窜仓装置由液压传动系统，机械执行机构、电气控制系统和传感器组成。 闸门快速关闭所需要的动力。 (2)设计时主要考虑以下几点：合理选择液压系统的参数，包括蓄能器的气体常数，充液压力，管路直径和长度，可以使防窜仓装置和闸门关闭时间控制在 1 S以内。蓄能器的气体常数和充液压力对系统的影响较大，如此值偏大，则液压缸活塞的运动速度增长过快，加速度大，对系统冲击也大；如此值偏小，则液压缸活塞的运动速度增大过缓，且速度衰减也较快。管路直径对系统的性能影响最大，如管路直径偏小，则管内液体的流速就大，运动 阻力急剧增加，造成液压缸活塞的运动加速度衰减过快，活塞运动速度上不去，影响闸门关闭时间。在闸门关闭时间控制在 1 S以内的技术指标下，管路长度可以满足液压动力装置实际工程应用中灵活布置的要求。 闸门质量、转动惯量的变化对系统的性能影响要很小。本液压动力装置能够适应不同的往复式给煤机其闸门质量及转动惯量变化的要求，具有一定的通用性。 1.2.2 工作原理 根据防窜仓装置的工作特点和所拟定的方案，设计了防窜仓装置，其工作原理如图 1所示，系统的工作原理简述如下： nts 第 3 页 468975123图 1-2 工作原理图 1、过滤器； 2、液压泵； 3、压力表； 4、直动型溢流阀； 5、三位四通手动换向阀（ M型滑阀机能）； 6、节流阀； 7、单向阀； 8、液压缸； 9、闸门。 1.3K4型给煤机的技术改造 随着矿井的延伸，井下使用 K4型给煤机的数量不断增加。由于在使用中，发现该机在结构上存在一些问题，为此我们对其进行了技术改造。 1.3.1 存在的问题 该机主要由电动机、减速器、曲拐、底托板、底托轮、后斜板、侧板、弧形门、煤仓缩口联接盘等组成。主要技术参数为：电动机功率： 18 5kW；给煤量： 132、 268、 395、 530Ch。 该机使用中主要存在以下问题： (1)底托板易弯曲变形。原因是：支撑轮间跨度大，抗弯能力低；钢板厚度较薄 (10 12 mm)，随着过煤量的增加，磨损严重；放煤时受煤块频繁冲击砸压，发生变形、弯曲。 (2)后斜板和侧板易变形。原因是：受煤仓煤流频繁冲击，从而发生变形。 (3)弧形门不能随意调节，无法控制煤仓跑水煤现象。原因是：在给煤机运行过程中，因经常发生跑水煤现象，冲坏输送机托辊、埋住机架、甚至发生伤人的安全事故。 1.3.2 改进措施 (1)底托板，增设支撑轮装置在底托板下面焊接 2根轨距为 600mm的矿用轨道，以底托板中心线对称布置，支撑轮顶在轨道上。运行时轨道与底托板nts 第 4 页 一起运动 支撑轮做旋转运动。支撑轮采用普通矿车轮，矿车轮用支座安装在承载梁上，承载梁用矿用 l2 工字钢，承载梁下为 2根与底板固定的工字钢立柱。支撑轮支座用 8条 MI6 X60螺栓与承载梁上焊接的钢板连接，便于支撑轮因磨损或轴承故障时更换方便。这样，底托板由 4点支撑变为 6点支撑，跨度缩小，抗弯曲能力大大提高。 (2)后斜板加焊矿用 l2 工字钢在后斜板加焊与给煤机给煤方向垂直的水平工字钢，工 字钢采用矿用 3根 l2 工字钢，长度与给煤机后 斜板宽度相同，这样增强了后斜板的抗弯曲能力。 (3)底托板、后斜板和侧板均增加衬板衬板均采用 6=12ram的普通锰钢。底托板的 1块衬板，四周用 20条 MI6 X60的沉头螺栓与原底托板连接。后斜板衬板 1块，四周用 l6条 M16 X60的沉头螺栓与原后斜板连接。侧板衬板左右各1块，每块用 22条 M16 X60的沉 头螺栓与侧板连接。 (4)弧形门增加电动控制装置装置包括电动机、减速器、卷筒、钢丝绳、导向滑轮、固定平台。电动机和减速器采用 SSJ一 1000 110 X 2型可伸缩带式输送机的收带装置，卷筒和导向滑轮 自制加工，钢丝绳直径 l5 5mm，固定平台由 6=12mm钢板和矿用 l2 工字钢制作。改造后，给煤机在运行过程中可实现无级调节，可随时控制给煤量的大小，当有水煤时，司机可立即按下控制按钮，将弧形门放下，减少给煤量。当水煤放完后，可将弧形门重新开大，调大给煤量。弧形门上设有过位保护装置，使弧形门在最低位置时与底托间之间仅有 20 50mm的间隙，这样可防止弧形门挤坏底托板，经现场使用，效果良好。 (5)实施要点 1)在新安装每台给煤机时应事先在下井前完成上述改造项目。如果使用后再进行改造，由于底托板、后斜板与侧 板变形弯曲，实施难度加大。 2)所有衬板用沉头螺栓与底托板、后斜板、侧板连接后，再在各板四边进行点焊，使衬板与原板牢靠地成为一体，可大大延长衬板的使用时间，同时便于更换衬板。 3)弧形门电动控制装置平台与给煤机放煤口要保持一定的安全距离 (一般为 12 15 m)，当煤仓内有大量水煤时，司机可站在给煤机前方安全地点操作，可确保人身安全，此 点在斜巷运输中更为重要。 1.3.3 经济效益 nts 第 5 页 (1)K4型给煤机改造前，一般只能用 2 a，改造后可使用 5 6 a，每台改造费用 1万元，计入 6a内更换衬板 2次、费用 2万元，共 计 3万元。而在改造前6a内需更换 2台给 煤机，需花费 30万元。 (2)对于运煤系统而言，运煤系统沿途布置多台给煤机，每台给煤机检修时，为了确保安全，需停止下面的带式输送机，这样将严重制约运煤系统的运行时间；改造后，由于可避免运煤系统输送机频繁停机，从而可提高主运煤系统的有效运行时间。 nts 第 6 页 2 电动机和减速器的选用 已知：如下图所示曲柄 AB=150mm，连杆长 BC=1.2m，曲柄转速 n=62r/min，滑块行程 250mm, 4l =220mm 1 21l2l3l4l图 2-1 曲柄滑块机构示意图 在如图所示的曲柄滑块机构中，已知杆长1l、2l、3l、4l，原动件 1 的正向转角及正向角速度分别为1，1，要求滑块的速度 v，加速度 a 2 1 位移分析 将 ABCD 看作一向量封闭多边形，则该机构的向量封闭方程式为 1 2 3 4l l l l ur uur uur uur 12 21 2 3 4 iiil e l e l l e （） 按欧拉公式展开得 1 1 1 2 2 2 3 4c o s s i n c o s s i n c o s s i n22l i l i l l i 方程的实部和虚部应分别相等，即 121 2 3c o s c o sl l lnts 第 7 页 2112 4s i n s i nll l （） 消去 2 后得 1 2 22 2 2 23 1 2 144c o s s i n 2 s i n()l l l lll （） 连杆倾角 112 24s i na r c s i n lll （） 2 2 速度分析 将式（）对时间求导得 12 1 1 2 2 3iil ie l ie l 将上式乘以 2ie 得 )1 2 2 212 2( 1 2 3ii il i e l i e l e 按欧拉公式展开，取实部后得 速度122113 ( )s i nc o sllv 角速度1 1 1222 c o sc o sll 2 3 加速度分析 将式（）对时间求导两次，经整理后得 加速度 22 1123223 1 1 o s ( )osc o scc c o s )(lla 角加速度22122212o s o ss i n s i ncc如下图所示采用图解法求出极限位置的角度 nts 第 8 页 2 5 012 51 2 009 . 6 8 9 . 5 5 220图 2-2 曲柄滑块机构 极限位置的角速度1 6 2 6 . 4 930 /r a d s 速度1 1 1 22()s i nc o slv 1 2 5 6 . 4 9 s i n 9 . 6 8 9 . 5 5c o s 9 . 5 5 0 .0 0 1 8 /ms 最大加速度 22 11232211()ososc o scc c o s )(la 223c o s 9 . 6 8 9 . 5 5 c o s 9 . 6 81 2 5 6 . 4 9c o s 9 . 5 5 c o s 9 . 5 5 20 .6 2 5 /ms 最大速度 0 .6 2 4 /v m s 取料仓的高为 950mm，长为 1250mm，宽为即为底板行程 250mm nts 第 9 页 19001 2 5 01 2 5 06 2 5h1=6509501 3K 向S 向KS图 2-3 料仓 口尺寸 给煤机每小时的生产量煤Sv式中 v 料仓的体积； 煤 煤的密度，一般取 1.2 煤所以煤Sv 99 5 0 1 2 5 0 2 5 0 1 0 1 . 2 6 0 6 0 1282t/h 给煤机槽体内煤的质量 ： 1 119 5 0 7 5 0 1 9 0 0 1 2 5 0 1 . 2 6 5 0 6 2 5 1 2 5 0 1 . 2 2 . 722 tm 底板选用中碳钢，其密度 7.82 ，底板厚度取 15mm，则底板尺寸为1 9 0 0 1 2 5 0 1 5 底板质量： 2 1 9 0 0 1 2 5 0 1 5 7 . 8 2 0 . 2 7 8tm 推动力： m a x12F m m a 32 . 7 0 . 2 8 7 1 0 0 . 6 2 4 1 8 5 8 N 2 4 往复式给煤机的工作简述 nts 第 10 页 往复式给煤机由槽形机体和带有曲柄连杆装置的活动底板组成。底板是工作机构。由于曲柄连杆装置的作用，底板作有规律的往复运动。当底板正行时，将煤仓和槽形机体内的煤带到机体前端；底板逆行时，槽形机体内的煤被机体后部的斜板挡住，底板与煤之间产生相对滑动，机体前端的煤自行落下。由于底板往复运动的结果，机体内的煤连续地卸落到运输设备或筛选设备上。 能耗分析 2 4 1往复式给煤机的运行阻力： 往复式给煤机运行时，电动机功率主要消耗在克服下列阻力上。 正行时：底板在托滚轮上的运行阻力1F和煤与固定侧板的摩擦阻力2F。 逆行时：底板在托滚轮上的运行阻力1F和煤与底板的摩擦阻力3F。 此外，还有一些能量消耗在克服底板加速运动时的运行阻力上。 往复式给煤机正行时的功耗是有效功耗，逆行时的功耗是无效功耗。 2 4 2往复式给煤机的运行阻力由以下公式计算： 1 12F m m g 32 . 7 0 . 2 8 7 1 0 9 . 8 0 . 0 8 2334.7N 式中 g 重力加速度， 29.8m/sg w 底板在托滚轮上的运行阻力系数， 0.8w 22 1hF l g 式中 煤与钢的摩擦系数，取 0.3 煤对侧板的侧压系数， 0.9 h 底板上煤的厚度，1 0 . 7 6 5 0 4 5 5 m mh 煤的松散容重， 39 5 0 k g /m 1l 给煤机底板水平投影长度 ， 1 1 9 0 0 c o s 1 3 1 8 5 1 m ml 所以 22 1hF l g 20 . 4 5 50 . 3 0 . 9 9 5 0 1 . 8 5 1 9 . 8 9 6 4 N nts 第 11 页 3 1mgF 30 . 3 2 . 7 1 0 9 . 8 7 9 4 6 . 1 N 正行阻力：4 12 2 3 3 4 . 7 9 6 4 3 2 9 8 . 7 NFFF 逆行阻力：5 13 2 3 3 4 . 7 7 9 4 6 . 1 1 0 . 2 8 K NF F F 2 4 3电动机功率的计算 给煤机所需的最大功率： m ax 5 m axvFP 3 0 . 6 2 51 0 . 2 8 1 0 6.425KW 3412图 2-4 传动图 1 电动机； 2 联轴器； 3 二级齿轮箱 ,实现二级减速； 4 曲柄滑块机构。 输入曲柄滑块机构的功率： 00PP式中 0 曲柄滑块机构的效率， 0 0.9 P 给煤机工作时所需的最大功率maxP00 6 . 4 2 5 0 . 9 7 . 1 3 8 KWPP nts 第 12 页 输入减速器的功率： 01PP式中0P 输入曲柄滑块机构的功率 减速器的效率 减速器的效率 23213 式中 1 齿轮的传动效率，取 1 0.95 2 轴承的效率， 3 联轴器的效率， 3 0.97 所以减速器的效率 230 . 9 5 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 8 2 3 所以01 KW7 . 1 3 8 0 . 8 2 3 8 . 6 7 3PP 电动机需输出的功率： 214PP式中 4 联轴器的效率， 4 0.98 所以1 42 8 . 6 7 3 0 . 9 8 8 . 8 5PP 电动机所需的功率： 325PP式中 5 联轴器的效率， 5 0.895 所以32 5 8 . 8 5 0 . 8 9 5 9 . 8 8 K WPP 2 5 电动机的选型 参考资料 7 的表 16-1-89,YB 系列隔爆型三相异步电动机 选 180L-6 型 ,技术参数如下： 功率 KW 转速 r/min 效率 % 重量 kg nts 第 13 页 15 970 89.5 260 2 6 减速器的传动比 01i n n 式中 0n 电动机的转速， 0 9 7 0 / m inrn 1n 曲柄的转速， 1 62 / m inrn 所以 01 9 7 0 6 2 1 5 . 6 4nni 2 7 减速器的选用 减速器的承受能力受机械强度和热平衡许用功率两方面的限制。因此减速器的选用必须通过以下两个步骤。 （ 1） 选用减速器的公称输入功率 NP ，应满足： 21 A S R NcP P K K K P式中 1cP 计算功率， KW； 2P 载荷功率， KW； NP 减速器的公称输入功率， KW； AK 工况系数（即使用系数）； SK 启动系数； RK 可靠度系数； 往复式给煤机载荷为强冲击，查表 15-2-8 得 1.5AK ，考虑到每天 24 小时工作，应将AK再加大 15%，所以 1.725AK ；选取启动系数SK和可靠度系数RK，查表 15-2-9 和 15-2-10 得 1SK 、 1.56RK ；所以计算功率 1cP ： nts 第 14 页 21 A S RcP P K K K6 . 4 2 5 1 . 7 2 5 1 1 . 5 6 1 7 . 2 8 2 2 K WNKW P （ 2） 校核热平衡许用功率，应满足： 2 2 1 2 3 1tGP P f f f P或 2GP 式中 2tP 计算热功率， KW； 1GP 、 2GP 减速器热功率，无冷却装置为 1GP ，有冷却装置为 2GP ； 1f 、 2f 、 3f 环境温度系数 1f ，载荷率系数 2f ，公称功率利用系数 3f ； 查表 15-2-11、 15-2-12、 15-2-13 得： 1 1.15f ， 2 1f （每天 24h 连续工作）， 23 1 . 5 6 . 4 2 5 2 2 0 . 2 9NPPf 所以热平衡许用功率： 2 2 1 2 3tP P f f f 6 . 4 2 5 1 . 1 5 1 1 . 5 1 1 . 0 8 K W 查表 15-2-7，对于 ZLY224 型， 121 5 3 0 K WGtPP: 所以选用 ZLY224 型减速器 标 准 号装 配 型 式公 称 速 比 i = 1 5 . 6 4中 心 距 a = 1 1 6 m m硬 齿 面 齿 轮两 级圆 柱 齿 轮 减 速 器Z L Y 2 2 4 - 1 5 . 6 4 - I J B / T 8 8 5 3 - 1 9 9 9图 2-5 ZLY224 型减速器 nts 第 15 页 3 联轴器的选型 联轴器，连接两轴或轴和回转件， 在传递转矩和运动过程中一同回转而不脱开的一种机械装置。 弹性联轴器，即利用弹性元件的弹性变形，以实现补尝两轴相对位移，缓和冲击和吸收振动的扰性联轴器。 选用弹性柱销联轴器 HL3，如图 3-1 所示，弹性柱销联轴器是利用若干非金属材料制成的柱销，置于两半联轴器凸缘的孔中，以实现两半联轴器连接。该联轴器结构简单，装拆方便，弹性元件材料一般多用尼龙 6，耐磨性好，有微量补偿和和吸振能力，弹性元件受剪切，超载荷工作不可靠。适用于启动频繁，正反转多变，带载荷启动的中速轴系传动，不适用于工作要求高的部位，不宜用于重载、高 速、有强烈冲击和振动较大的轴系传动，对于径向及角向位移大的工况以及安装精度较低的轴系传动，亦不宜选用。 图 3-1 弹性柱销联轴器 3.1 联轴器的转矩 联轴器的主要参数是公称转矩nT，选用时转矩应符合下列关系： m a x m a xcnT T T T T T 式中： T 理论转 矩 Nmg ； cT 计算转矩 Nmg ； nT 公称转矩 Nmg ； nts 第 16 页 T 许用转矩 Nmg ； maxT 许用最大转矩 Nmg ； maxT 最大转矩 Nmg 。 3 2 联轴器的理论转矩计算 联轴器的理论转矩是由功率和工作转速计算而得，即： 9550wPT n式中：wP 驱动功率 KW ； n 工作转速 minr ； 所以 9550 wPTn159 5 5 0 9 9 . 4 7 K W1440 3 3 联轴器的计算转矩计 算 联轴器的计算转矩是由理论转矩和动力机系数、工况系数及其他有关系数计算而得，即： c w z tT T K K K K 式中：wK 动力机系数， 1.1wK ； K 工况系数， 1.25K ； zK 起动系数， 1zK； tK 温度系数， 1tK。 所以： c w z tT T K K K K 9 9 . 4 7 1 . 1 1 . 2 5 1 1 136.78Nm g 3 4 强度 验算 弹性柱销联轴器中的柱销在工作时，处于剪切和挤压状态。 nts 第 17 页 3 4 1抗剪强度验算： 2138 cTD Z d 式中：cT 联轴器的计算转矩， Nmg ； 1D 柱销中心分布圆直径，（ mm ）； Z 柱销数； 3d 柱销直径，（ mm ）； 柱销材料的许用切应力，可取 7MPa ； 所以：2138 cTD Zd 338 1 3 6 . 7 8 1 01 3 8 4 2 0 0 . 7 8 M P a 通过 3 4 2 压强验算； 134 cTppD Z d l 式中： l 柱销长度，（ mm ）； p 柱销材料的许用压强，可取 1 5 2 0 M P ap : ； 所以： 134 cTp D Zd l 34 1 3 6 . 7 8 1 01 3 8 4 2 0 6 4 0 .7 7 M P a p nts 第 18 页 4 辊轮 轴的设计 4 1 辊轮 轴的设计计算 1）根据机械传动方案的整体布局，拟定轴上零件的布局和装配方案 考虑整体布局，拟订不同的装配方案进行分析对比，选用如图 4-1 所示的装配方案。 61 23 4 5图 4-1辊轮 轴的整体布局 2）选择轴的材料 该轴是心轴，转速较低，选用 45 号钢，调质处理，其力学性能参考资料 3由表 21-1查得 抗拉强度 640 M P ab 屈服点 MPas 355弯曲疲劳极限 MPa2751 剪切疲劳极限 MPa1551 许 用 弯 曲 应 力 MPa601 MPas 2072.01.0 3）初步估算轴的的直径 1 45mmd 4)轴上零部件的选择和轴的结构设计 初步选择滚动轴承 根据轴的受力，选取 30000 型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径 60mmd 。初选滚动轴承为 30212 型，其尺寸为6 0 m m 1 1 0 m m 2 2 m md D B ，定位轴肩 高度 3mmh 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴段安装固定板，为了把该轴固定在箱体上，取该轴段直径1 45mmd ，长度1 65mml 。轴段安装螺母，为了固定旁边的套筒，取该nts 第 19 页 轴段直径2 50mmd ，长度2 30mml 。轴段装有套筒，为了固定轴承内圈，取该轴段直径3 55mmd ，长度3 44mml 。轴段安装轴承和套筒，装在轴承中间的套筒为了固定轴承内圈，取该轴段直径4 60d ，长度4 57mml 。轴段安装唇形密封圈，取该轴段直径5 65mmd ，长度5 25mml ；轴段6 70mmd ， 长度6570mml； 所以 该 轴 总 长 度1 2 3 4 5 62 2 2 2 2 2 1 5 8 2 m ml l l l l l l 5）轴的受力分析 作出轴的计算简图 A BF 1 F 2GC图 4-2轴的受力分析 求支反力 在垂直面内的支反力 由 0F得 12F F G又 AC BC ，所以1212F F G式中： G 煤仓的重力和煤仓内煤的重力， N ； 煤仓内煤的质量： 1 119 5 0 7 5 0 1 9 0 0 1 2 5 0 1 . 2 6 5 0 6 2 5 1 2 5 0 1 . 2 2 . 722 tm 底板选用中碳钢，其密度 7.82 ，底板厚度取 15mm，则底板尺寸为1 9 0 0 1 2 5 0 1 5 nts 第 20 页 底板的质量： 2 1 9 0 0 1 2 5 0 1 5 7 . 8 2 0 . 2 7 8tm 侧板选用中碳钢，其密度 7.82 ，侧板厚度取 15mm，则底板尺寸如下图： 1 3950h1=6506 2 5图 4-3 侧板尺寸布置 侧板的质量： 93 6 5 0 9 5 0 2 5 0 c o s 1 3 6 2 5 6 5 0 1 5 1 0 7 . 8 2 0 . 0 9 3 tm 所以 1 2 32G m m m g 32 . 7 0 . 2 7 8 2 0 . 0 9 3 1 0 9 . 8 31007.2N 所以12 1 1 5 5 0 3 . 6 N = 1 5 . 5 K N2F F G m a xM 1 5 5 0 3 . 6 1 4 0 0 2 1 7 0 5 0 4 0 N m m gABXYM m a xC图 4-4 弯矩图 轴的强度计算 nts 第 21 页 通常把轴当作置于铰链支座上的梁。轴上零件传来的力，通常当作集中力来考虑，其作用点取为零件轮缘宽度的中点，轴上转矩则从轮毂宽度的中点算起。轴上支撑反力的作用点，根据轴承的类型和组合确定。 如果作用在轴上的各载荷不在同一平面内，则可分解到两个相互垂直的平面，然后分别求这两个平面内的弯矩，再按矢量法求得合成弯矩。 按弯矩强度条件计算 22 DVDHD MMM 式中：DM 轴计算截面上的合成弯矩， N mmg ； DHM 轴计算垂直截面上的合成弯矩， N mmg ； DVM 轴计算水平截面上的合成弯矩， N mmg ； 所以 22DVDHD MMM 221705040 0 4 6 5 8 .8 6 N m m g C截面的当量弯矩 22 TMM Dca 式中：caM 轴计算截面上的 当量 弯矩， N mmg ； 考虑转矩和弯矩的作用性质差异的系数，当扭切应力按对称循环变化时， 1 ；当扭切应力按脉动循环变化时， 0.6 ；当扭切应力不变化时0.3 ； T 轴计算截面上的转矩， N mmg 所以 22 TMMDca 24 6 5 8 . 8 6 0 . 6 0 4 6 5 8 .8 6 N m m g 弯曲应力：310 caD Md 式中： d 轴计算截面上的直径 ， mm ； nts 第 22 页 所以 310 caD Md 31 0 4 6 5 8 .8 660 12 1 . 5 M P a 6 0 M P a 安全 4 2 辊轮 轴强度的校核 1）按安全系数校核计算 按安全系数的校核计算有两种，一种是根据材料疲劳极限计算轴危险截面处的疲劳强度安全系数，载荷按轴上长期作用的最大变载荷进行计算；另一种是根据材料屈服强度计算轴危险截面处的静强度安全系数。载荷是根据轴的短时最大载荷来计算的。 危险截面的位 置应是弯矩等较大及截面面积较小处，当按疲劳强度计算时，还应考虑应力集中较严重处，也就是实际应力较大的截面。当在同一截面处有几个应力集中源时，取各源所引起的应力集中的最大值。 按疲劳强度的安全系数计算：根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图、截面 C处弯矩最大，为危险截面，其应力幅为 WMDa 式中： W 抗弯截面系数； 33 33 . 1 4 6 0 2 1 1 9 5 m m3 2 3 2dW 所以： WMDa 4 6 5 8 . 8 6= 2 1 . 9 M P a21195 a 1 6 0 M P a安全 2）验算轴承寿命 一般工作条件下的滚动轴承往往因疲劳点蚀而失效，滚动轴承尺寸主要取决于疲劳寿命。 计算滚动轴承基本额定寿命的公式是； 10CLPnts 第 23 页 式中：10L 失效率 10%的基本额定寿命； C 基本额定动载荷， N ； P 当量动载荷， N ； 寿命指数，对于滚子轴承 103 。 若轴承工作转速为 n(r/min)，以小时数为单位基本额定寿命公式为： 61 0 1 6 6 6 760hCCLn P n P 计算轴承支反力 合成支反力 2 2 2 20 1 5 5 0 3 . 6 1 5 5 0 3 . 6 NA H A V AR R R 2 2 2 20 1 5 5 0 3 . 6 1 5 5 0 3 . 6 NB H B V BR R R 轴承的派生轴向力 1 5 5 0 3 . 6 5 1 6 7 . 82 2 1 . 5AA RSNY 1 5 5 0 3 . 6 5 1 6 7 . 82 2 1 . 5BB R Y 轴承所受的轴向载荷 因BAa SSK 3 7 6 1 5 1 6 7 . 8 8 9 2 8 . 8B a AA K S N 5 1 6 7 .8 NAAAS轴承的当量动载荷 5 1 6 7 . 8 0 . 3 3 0 . 41 5 5 0 3 . 6A AA eR 11 X ， 5.11 YY 所以： 1 1 1r A AP X R Y A1 1 5 5 0 3 . 6 1 . 5 5 1 6 7 . 8 23255.3N 8 9 2 8 . 8 0 . 5 7 0 . 41 5 5 0 3 . 6B BA eR 4.02 X ， 5.12 Y nts 第 24 页 所以： 2 2 2r B BP X R Y A0 . 4 1 5 5 0 3 . 6 1 . 5 8 9 2 8 . 8 19594.6N 轴承寿命 因12rrPP，故按1rP计算 查得 5.1pf， 1tf10 10366 311 0 1 0 1 1 0 2 0 0 0 1 3 5 2 0 h6 0 6 0 7 8 1 . 5 2 3 2 5 5 . 3trhprfCLn f P 式中：rC 基本额定动载荷， N 。 nts 第 25 页 5 液压缸的设计 5.1 料仓口的尺寸设计 设料仓口的尺寸为 1 0 0 0 8 0 0 m m ， 煤仓的高度为 20m ， 如下图所示： s6 2 5 1 0 0 01 0 0 0800s 向图 5-1料仓口的尺寸 所以当全部 关上闸门后，闸门所承受的力为最大，此时，闸门上部煤仓内煤的质量为： mV 式中： 煤的密度， 331 .2 1 0 k g m ； V 全部关上闸门后，闸门上部煤仓内煤的体积， 3m ； 所以 mV 31 . 2 1 0 1 0 . 8 2 0 319.2 10 kg 19.2t 5.2 液压缸的受力分析 1)、 关闸门时所受的最大摩擦力是在 全部关上闸门后，此时为静摩擦力，可按下式计算： 1F mg式中： 闸门与料仓口的摩擦力，取 0.16 ； m 闸门上部煤仓内煤的质量， kg； nts 第 26 页 g 10 N kgg 所以：1F mg30 . 1 6 1 0 1 9 . 2 1 0 30.72KN 2）、 密封装置的密封阻力： 0密封 0 . 0 3 c o s 1 3FF式中 0.03 为密封系数 所以0密封 0 . 0 3 c o s 1 3FF0 . 0 3 2 6 c o s 1 3 0.77KN 3）、 液压缸的最大牵引力即液压缸要克服的最大阻力： 21 密封F F F 3 0 .7 2 0 .9 2 31.64KN 5.3 液压缸的推力和速度 单活塞杆缸只有一端有活塞杆，如下图 1，它主要由缸底、缸筒、缸头 、活塞、活塞杆、导向套、缓冲套、节流阀、带放气孔的单向阀及密封装置等组成。缸筒与法兰焊接成一体，通过螺钉与缸底、缸头连接。活塞与缸筒、活塞杆与缸盖之间在半剖视图上部为橡塑组合密封，下部为唇形密封。 单活塞杆缸也有缸筒固定和活塞杆固定两种安装形式。两种安装方式的工作台移动范围均为活塞有效行程 l 的两倍。 单活塞杆缸因左、右两腔有效面积1A和2A不等，因此当进油 腔和回油腔压力分别为1p和2p输入左右两腔的流量均为 q 时，液压缸左、右两个方向的推力和速度不相同。 非差动连接时，有杆腔进油，无杆腔回油时，如图 2 所示， 液压缸 输出的的推力和速度分别为 222 1 2 2 1 1 2 14mmF p A p A p p D p d 2 222 4vvqqv A Dd nts 第 27 页 V 2A 2A 1dDp 1 qp 2F 2图 5-2非差动连接 差动连接时，将单活塞杆 液压缸两侧同时与压力油接通 ，如图 3 所示，液压缸 输出 的推力和速度分别为 223 1 2 1 1 ()4mmF p A A p D d 3 2212 4vvqqv AA Dd A 2A 1dDV 3F 3q q + qp 1 q图 5-3差动连接 式中1A 液压缸内截面积， 2m ； 2A 除了活塞杆 截面后剩余的液压缸截面积， 2m ； D 活塞直径， m； d 活塞杆直径， m； nts 第 28 页 q 为输入流量， ml/s； 1p、2p 为缸的进出口压力， N； m、v 为缸的机械、容积效率； 机械效率 其损失由相对运动副的摩擦造成，采用不同密封时机械效率有区别，通常取机械效率 0.9m 。 容积效率 其损失由密封处泄露，通常取容积效率 0.98 1v :。装弹性密封圈时取 1v，装活塞环时 0.98v 。 5.4 液压缸的主要尺寸计算 5.4 1液压缸内径及活塞杆直径的确定 液压缸的工作压力 P为 6.3MPa ,确定液压缸的内径为 34FDp式中：3F 液压缸要克服的最大阻力， N； p 液压缸的工作压力， MPa ； 所以 34FDp34 3 1 . 6 4 1 06 . 3 79.98mm 参考资料 8的表 20-6-2圆整取 90mmD 5.4 2 油液作用在单位面积上的压强 FpAMPa 式中： F 作用在活塞上的载荷， N； A 活塞的有效工作面积， 2mm ； 所以： FpA3231.64 1090 4nts 第 29 页 4.97MPa 选 液压缸的额定工作压力为 6.3MPa 合适 从上式可知，压力值的建立是由载荷的存在而产生的。在同一个活塞的有效工作面积上，载荷越大，克服载荷所需要的压力就越大。换句话说，如果活塞的有效工作面积一定，油液压力越大，活塞产生的作用力就越大。 额定压力（公称压力）Np，是液压缸能用以长期工作的压力，应符合或接近下表规定的数值。 级别 压力范围 MPa 低压 0 0.5 中压 2.5 8 中高压 8 16 高压 16 32 超高压 32 所以该系统为中压系统 最高允许压力maxp，也是动态试验压力，是 液压缸在瞬间所能承受的极限压力。 max 1.5Npp耐压试验压力rp，是检查 液压缸质量时需要承受的试验压力，即在此压力下不出现变形、裂缝或爆裂。 1.5rNpp5.4 3 液压缸的理论 作用力按下式确定： 0tFF 式中：0F 活塞杆上的实际作用力； 负载率，一般取 0.5 0.7 : ； t 液压缸的总效率， 0.98t ； nts 第 30 页 所以0 3 1 . 6 4 5 3 . 8 1 K N0 . 6 0 . 9 8tFF 5.4 4 确定液压缸的壁厚： 液压缸的要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能，在本设计中，采用的热轧无缝钢管，缸管材料为 35 钢，其缸壁厚度计算公式通过查参考文献 8得： 2YpD 式中： 缸体壁厚， mm； Yp 实验压力（ Pa）， 一般取（ 1.2 1.3: ） p; P 液压缸的最高工作压力， p=6.3Mpa； D 液压缸的内径（ mm）； 材料的许用应力，当 p20Mpa时，用钢材， 1 0 0 1 1 0 M P a : ； 所以 2YpD 61 . 5 6 . 3 1 0 9 0 8 . 52 1 1 0 取壁厚 10mm 所以液压缸的外径1 2 9 0 2 1 0 1 1 0 m mDD 5.4 5 缸筒壁厚验算 1、验算极限压力 额定工作压力np应低于一定极限值 ,以保证工作安全： 221 21()0 . 3 5 snDDPD 式中：s 缸筒 材料的屈服强度 320 M P as ； D 液压缸的内径（ mm）； 1D 液压缸的外径（ mm）； nts 第 31 页 所以 221 21()0 . 3 5 snDDPD = 2223 2 0 (1 1 0 9 0 )0 . 3 5 3 7 . 0 2 M P a110 6 . 3 M P a 3 7 . 0 2 M P a 通过 2、验算完全塑性变形压力 同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有 一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： ( 0 . 3 5 0 . 4 2 )n rlPP : 即 1( 0 . 3 5 0 . 4 2 ) 2 . 3 l gns DP D:1100 . 3 8 2 . 3 3 2 0 l g 2 4 . 3 7 M P a90 6 . 3 M P a 2 4 . 3 7 MPa 通过 3、 验算缸筒爆裂应力 12 . 3 l gr b DP D式 中： b 缸筒材料的抗拉 强度 540 M P ab ； D 液压缸的内径（ mm）； 1D 液压缸的外径（ mm）； 所以：12 .3 lgr b DP D1102 . 3 5 4 0 l g 90 108.24 MPa 所以 nrPP通过 5 5 活塞杆的设计 5 5 1活塞杆的结
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