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第97页1 绪论1.1课题研究的背景煤炭产业是我国的支柱产业，伴随着高新技术和现代化生产的飞速发展，煤炭的产量也在逐年上升，煤矿辅助运输对于煤矿产业发展的重要性业越发明显，辅助运输的先进与否成为制约煤矿能否更进一个阶梯发展的重要因素。随着高新技术在煤矿产业的应用，安全、高产、高效现代化矿井建设和辅助运输的现代化程度成为衡量煤矿现代化生产能力和水平的重要指标，与此同时，辅助运输的效率直接影响煤矿的生产效率，所以，进一步发展高效、快捷的辅助运输方式是我国煤矿产业建设中不可忽视的一项重要任务。在现代化辅助运输设备出现之前，传统的辅助运输设备主要有架线机车、蓄电池机车、斜巷绞车和调度绞车等。煤层地质条件、开采方式和采掘机械化程度等多种因素直接影响了辅助运输系统的构成以及辅助运输设备的选用。在我国早期的矿井中，采掘机械化程度不高、矿井生产能力有限等的限制使得一矿多工作面的生产方式被许多矿井所采用，早期辅助运输系统主要由以下设备类型组成：主要水平运输大巷多采用架线电机车，采区巷道主要采用小型调度绞车、矿用绞车、小型蓄电池机车等，目前仍有许多煤矿在采用这种运输方式。系统复杂、占用设备多、运输能力低、运输环节多、需经多次转载和中转编列、辅助人员多、安全隐患大等是传统辅助运输方式及设备的主要问题。据调查显示，我国煤矿井下人员有1/3以上是辅助人员，有些矿井甚至超过1/2。我国煤矿掘进队中从事辅助运输的人员一般占到30%50%，工作效率低、安全状况差在所难免，其事故平均占井下工伤事故总数的30%，仅次于顶板事故且成上升趋势。因此，传统辅助运输方式已不再适合我国煤矿开采技术发展的需要，传统、落后、效率低下的辅助运输方式成了煤矿高产、高效和煤矿现代化发展的瓶颈。近年来，很多新型煤矿井下辅助运输设备相继出现在国内外。目前，国内外煤矿较为实用的、新型高效的辅助运输设备有单轨吊、无轨运输设备、轨道运输设备等三大类。这些新型设备在技术特性、运输效率和安全性能方面，比传统的辅助运输设备都具有许多明显的优点。作为高产高效辅助运输方式之一，单轨吊辅助运输系统越来越显示出它的优势，它几乎不受顶板的影响，运输巷道布置方便而且节省空间，运输效率高。过去一个月才能完成的综采搬家倒面工作利用单轨吊可以在一周内迅速完成，辅助运输的效率有了显著的提高，从而提高了全员效率。1.2课题研究的意义由以上分析可知，单轨吊运输系统必将逐步取代低效、复杂、安全隐患大的传统辅助运输方式，从而成为井下最重要的辅助运输方式之一。因此，对单轨吊系统的研究与开发将成为国内煤矿机电设备研究的重要任务，并将促进单轨吊系统的普及和应用。同时，研究出高效、安全、可靠的单轨吊系统具有十分显著的经济效益和社会效益。鉴于国内单轨吊的发展较落后，发展和普及单轨吊系统迫在眉睫。1.3单轨吊概述1.3.1国外发展概况在上世纪的五六十年代，一些主要采煤国家就开始着手解决本国煤矿井下辅助运输机械化的问题，单轨吊运输系统成为其中主要的研究内容之一。世界上第一台钢丝绳牵引单轨吊车由德国于1954年研制出。德国又于1963年研制出防爆柴油机单轨吊车。1976年，德国又开始着手研制蓄电池单轨吊车。截至目前，德国、英国、法国、捷克、斯洛伐克、俄罗斯和乌克兰等国家的矿井已普及了单轨吊的使用，单轨吊辅助运输系统已成为这些国家煤矿辅助运输的主要设备之一。在德国鲁尔矿区的煤矿辅助运输设备中，95%以上的都是单轨吊，而捷克则几乎全部采用单轨吊车。目前，国外生产单轨吊车比较出名的企业有德国的SCHARF公司、BRAEUTIGAM公司和捷克的FERRIT公司、STAVUS公司，这些公司主要生产柴油机单轨吊车，同时也生产蓄电池单轨吊车和气动单轨吊车。1.3.2国内发展概况相比国外，在单轨吊车研制方面，我国起步较晚，直至上世纪八十年代才开始引进和研制单轨吊车。煤矿的经济效益日益提高的同时，国家也将煤矿管理的重点逐步转移到安全管理上，为了尽早解决辅助运输用人多、环节多、事故多等的实际问题，我国在单轨吊车的研制和应用方面加大了力度。截至1992年，我国已先后研制成15kW、30kW和66kW等数种型号的防爆柴油机单轨吊车。如今，已有来自德国、英国、捷克及我国产的多种单轨吊在我国煤矿井下运行着。国内，山西省璐安矿务局集团漳村矿和常村矿使用最早使用单轨吊车，辅助运输安全状况差、效益低的被动局面有了很大的改善，在全国开了个好头，并且在使用单轨吊车方面积累了比较丰富的经验。2003年，潞安矿务局漳村矿、常村矿、屯留矿、王庄矿、潞宁矿、麦捷矿，霍州煤电的辛置矿、李雅庄矿、山浪矿、木瓜矿及沈煤集团所属矿等相继投入并使用了单轨吊。国内使用的单轨吊主要有国产蓄电池单轨吊和柴油机单轨吊，气动单轨吊车也在国内一些煤矿投入使用，如皖北武沟矿和淮北袁店矿投入使用了气动单轨吊，并且取得了不错的经济效益和安全效益。单轨吊的使用实践证明，单轨吊车具有安全性高、运输效率高、占用人员少的特点，是一种适合我国煤矿特点的本质安全型辅助运输设备。目前，我国生产单轨吊车的厂家有山西省太重煤机煤矿装备成套有限公司、济宁运河矿机有限公司、山东立业机械装备有限公司、山东兖煤精益机电设备有限公司、太原矿机电气发展有限公司等，国内主要生产蓄电池单轨吊和柴油机单轨吊车，目前国内生产的单轨吊车主要有DDD8J隔爆型蓄电池单轨吊车、DX系列蓄电池单轨吊等。同时，国内一些矿山机电设备企业加强与国外知名单轨吊生产厂家合作，将国外先进技术应用于国内单轨吊的生产和制造，如泰安FERRIT公司、安徽中捷公司（与捷克STAVUS合作），主要生产柴油机单轨吊。1.3.3单轨吊运输系统的优点与传统的辅助运输设备相比，单轨吊在技术特性、运输效率和安全性能方面都具有许多明显的优点，具体体现在以下几个方面： 对巷道条件要求低，适应能力强； 运输效果完全不受巷道顶板、地面变形等情况的影响； 适应坡度大，一般可以达到30，能在起伏坡度较大和弯道较多情况下运行； 设备简单，操作方便，维护方便； 可实现远距离连续运输，整个运输过程无需转载； 可以安全可靠的运送人员，一次最多可以运送60人左右； 可以解决综采设备列车整体悬挂运输的问题； 轨道可以回收，以便重复实用； 可以出色的完成皮带巷道运输任务，可以对皮带机进行日常维护； 运行安全可靠，不跑车，不掉道，设有工作停车、安全和超速及随车紧急制动等三套安全制动系统，并有防掉道装置，适于在井下大巷和采区运行； 牵引力大，能实现重型物料如重型液压支架的整体搬运，对散料、长材能进行集装运输，载重量大； 运行速度高，因具有防掉道安全设施及安全监控与通信等装置，可以较高的速度在采区运行，最大运行速度可达2m/s； 有比较完整的配套设备和运输车辆，能够满足人员和多种材料设备的运输需要，可实现装卸作业机械化； 可以最大限度的实现井下职工减员，整个单轨吊系统操作人员最少只要2人即可。鉴于以上如此之多的优点，单轨吊运输设备系统得到了很快的发展和应用。1.3.4单轨吊车的分类按驱动方式的不同可分为钢丝绳牵引和自驱动两大类，自驱动单轨吊车比较灵活，发展较快。按牵引动力类别和使用特征，可分为钢丝绳牵引单轨吊车、防爆柴油机单轨吊车、防爆特殊蓄电池单轨吊车和气动单轨吊车等四个类型，如图1-1、图1-2、图1-3和图1-4所示。使用最多的是柴油机单轨吊车系统。图 1-1 绳牵引单轨吊车1泵站；2绞车；3钢丝绳；4紧绳器；5控制台；6阻车器；7导绳轮；8牵引储绳车；9运输车；10人车；11制动车；12阻车器；13尾绳轮图 1-2 防爆柴油机单轨吊车运载液压支架示意图1主司机室；3主机；2、4驱动器；5、8制动器；612t起吊梁；7液压支架；9副司机室图 1-3 防爆蓄电池单轨吊车1轨道；2、9司机室；3连接拉杆；4、8驱动部；5制动闸；6电源专用吊梁；7电源箱图 1-4 气动单轨吊车钢丝绳牵引单轨吊车的工作原理与自驱动单轨吊车的不同，前者为摩擦传动，后者为黏着驱动。钢丝绳牵引就是用无极绳绞车牵引，通过钢丝绳与驱动轮之间的摩擦力来带动钢丝绳运动，从而牵引单轨吊车沿轨道往复运行。自驱动单轨吊车的牵引力及黏着力，是由一定数量的配有耐磨胶圈的成对驱动轮通过 液压或机械方式压紧在单轨的腹板上而产生的，它与单轨吊车本身自重无关。1）钢丝绳牵引单轨吊车这是在悬吊的一种特殊工字钢轨道上，用绞车通过钢丝绳牵引的单轨吊车运输设备，能适应坡度不大于45的巷道运输。运输线路固定，运距一般不超过2000m。它是单轨运输的最早形式，结构简单，成本较低，且对坡度的适应性强。因此应用较广泛，特别在运输任务量大、服务年限较长的大坡道巷道中使用有其独特优势。绳牵引单轨吊车由绞车、紧绳器、导绳轮系、牵引车及储绳车、承载车、制动车和尾轮站等组成（图1-1）。司机在绞车房靠信号操纵运行。制动车在列车超速时自动制动保护。牵引车、储绳器、起吊运输车和制动车都悬挂在轨道下部翼板上，其他部分分别安装在巷道中。绞车可采用电动无极绳绞车，但较多采用电动液压绞车。液压绞车能无级调速，在启动或爬坡时以低速大牵引力运行，平道时可加快速度，实现速度与牵引力的自动调节。绞车与尾绳站分别固定在运输区间的两端。紧绳器靠近绞车固定安装，用重锤式机构使钢丝绳保持一定的张力。尾绳站固定安装于运输系统末端，由回绳轮和张紧器组成。钢丝绳径回绳轮折回绞车向前延伸，牵引车与储绳车受钢丝绳牵引沿轨道带动运输车运行。储绳车是把满足运输后多余部分钢丝绳储存在卷筒上，以备系统延伸时使用。通常储绳车与牵引铰接在一起或合并成牵引储绳车。导绳系是钢丝绳按照设定路线往返运行的导向组件。在直线路段，轮系承载钢丝绳质量并限制其抖动，在弯道处（水平或垂直）轮系控制钢丝绳的运行轨迹。断绳时不使绳头紊乱，保证人员安全。承载车悬挂在单轨下部的翼板上，可由各种承载车组成运输列车，车与车之间用拉杆及销子连接。2）防爆柴油机单轨吊车这是以防爆低污染柴油机为动力的单轨吊车，是当今单轨吊车运输方式中的主要机型，其特点是体积小，机动灵活，适应性强，不怕水，不怕煤，不受底板状况的影响，过道岔方便。运输距离长，用于掘进巷道时能迅速接长轨道，既安全又可靠，经济性也好。可以实现从井底车场甚至从地面（斜井或平峒开拓时）至采区工作面的直达运输。防爆柴油机单轨吊车主要由主机、驱动部、司机室和液压传动系统组成。主机由防爆柴油机及其附属装置（启动装置、冷却系统、进气系统和排气净化系统）、液压系统和电器监控系统组成（图1-2）。柴油机是单轨吊车的动力源，其机构和进、排气系统均应符合防爆要求，防爆柴油机的启动有液压启动、弹簧启动和压缩空气启动三种形式，前两种应用较多。柴油机驱动液压系统的主油泵和辅助油泵，将机械能转化为液压能，压力油通过控制阀分配给各个驱动部的液压马达和执行机构。电气监控系统由发电机、电源箱、照明灯、报警和安全监控装置（包括若干传感器）等组成。驱动部上方对称于轨道腹板的两侧布置驱动轮，油缸将其紧压在腹板上，产生足够的黏着力以牵引单轨吊车。每个驱动轮由一台液压马达带动。安全制动闸也设在驱动部中。为提高制动可靠性，单轨吊车一般都装有几副安全闸，使总制动力不低于单轨吊车牵引力的1.5倍。3）防爆蓄电池单轨吊车防爆蓄电池单轨吊车是以防爆特殊型蓄电池为动力，由直流牵引电动机驱动的单轨吊车。能适应坡度小于10起伏多变的巷道和不小于6m半径的弯道及多支路运输。它机动灵活、噪声低、无污染、发热量小，属于储能式动力源，工作一段时间后，电源箱需要充电，一般没工作34个小时就需要更换蓄电池充电，造价更高。因此不宜于长距离、大坡度、大载荷或繁重的工况。受蓄电池能重比的限制，功率偏小，自重较大，没行千瓦功率重量相当于柴油机的2.5倍，不利于重载爬坡。几年来，国外研制出高能量的CSM电池，但近期内仍难以达到柴油机的能重比指标。所以蓄电池电机车多用于巷道平缓，载荷较小的短途运输。对于巷道坡度大、运输距离长、作业频繁、在和较大的运输，最好采用柴油机单轨吊车。由于蓄电池的能力较小、效率较低，充放电管理复杂，维修费用较高，所以蓄电池单轨吊车的推广应用受到限制。一般防爆蓄电池单轨吊车的主要技术参数：功率4.525kW；牵引力736kN；速度范围0.52.1m/s；有效载重212t；适应坡度016。防爆蓄电池单轨吊车由驱动部、电源箱、司机室等组成。每个驱动部由机架、直流牵引电机、分动箱、摇臂架和驱动轮组成，一个驱动部一般由一个电机通过分动箱把动力传送给两摇臂和驱动轮，在两个摇臂之间由挤压油缸拉紧，使驱动轮紧压在轨道腹板上以产生黏着牵引力。驱动部上还设有工作制动器和安全制动闸。电源箱是防爆特殊型电源装置，由专用吊梁挂在机车中部，并设有升降机构，以便于更换，一台蓄电池单轨吊车一般配备两套以上电源箱，轮换使用和充电。4）气动单轨吊车气动单轨吊运输系统是单轨吊机车的一种，适用于在短距离的区间内吊运操作。其动力来源于压缩空气。与其他（动力形式的）单轨吊一样，气动单轨吊在悬挂于巷道顶部的轨道上运行。气动单轨吊同样配有防止意外的制动装置。制动装置的弹簧夹紧制动闸，须在一定得气压下打开，机车才能行走。在过速及系统压力失效的情况下，制动装置启动实现制动。所以气动单轨吊也可以应用在一定坡度的巷道区间内。压缩空气不产生废气排放，气动单轨吊车更适用于通风较差的工况环境，如掘进中的巷道所需物料进出的运输。配置不同的提升梁，气动单轨吊车可实现转载、吊移以及设备硐室的设备搬运。为适应狭窄的空间内使用，操控人员采用手持控制器的方式跟随作业。气动单轨吊系统是由操控器和气动起吊装置组成，行驶在轨道上的一种辅助运输设备，如图1-4所示。该设备通过压缩空气进行驱动，适用于瓦斯矿井掘进工作中物料的运输。根据不同的使用条件，气动单轨吊可以配置不同的气动起吊装置，以满足不同起吊重量的要求。1.4课题主要研究内容本文从工程实际应用的角度出发，研究一种适用于大倾角、高效、灵活的气动单轨吊运输系统，实现井下物料的短距离快速运输，主要研究内容如下：（1）搜集气动单轨吊的相关资料，了解气动单轨吊整体运行机理，对气动单轨吊的主要系统进行归纳总结分类，为后续设计工作做好充分准备（2）整体传动方案的研究设计；（3）三级减速器的研究设计；（4）制动系统的研究设计；（5）气动控制系统的研究设计；（6）气动单轨吊运行轨道安装设计。2 整体方案设计气动单轨吊车主要包括各部分：行走系统、制动系统、起吊系统、气动控制系统。行走系统是整个单轨吊车中最复杂的一部分，行走系统主要为机械装置，由气动马达提供动力，靠齿轮传递动力以驱动摩擦轮，两个摩擦轮轮同步反向旋转，则所设计的减速器必须能满足两个轴的反向平行输出。制动系统采用钳式失效制动形式，制动装置主要包括制动气缸、制动弹簧、制动架三部分，制动架端头带有制闸片，通过弹簧伸展动使制动架运动，制动闸片抱紧轨道腹板，实现对单轨吊的制动。制动气缸收缩同样带动制动架运动，制动闸片打开，使其脱离轨道面。起吊系统主要是起吊装置的选型设计和起吊控制系统的设计。气动控制系统主要控制气动马达的正反转和气缸的伸缩以及起吊装置的提升和下降物料。在设计气动原件和系统时，在保证功能和可靠性的前提下，必须提高其综合性指标，相比较传统机械设计要求较高。控制系统设计内容较多，包括气动阀的选型设计、管路的布置、控制手柄的设计、气动马达的控制、气动缸的控制等。2.1设计参数最大运行速度：m/s最大运输距离：m巷道最大倾角：最大载货量： t2.2牵引力计算单轨吊车在牵引状态时，机车的牵引力F(单位：N)与机车的阻力和惯性力是平衡力，即：式中 机车牵引力，N； 基本阻力，N； 坡道阻力，N； 惯性力，N。其中，式中 单轨吊车总质量，估取kg； 载货量，kg； 重力加速度，9.8； 机车运行阻力系数，取（水平直道，水平弯道）。上坡时取“+”号，下坡时取“”号；式中 列车运行坡度，为巷道最大倾角。式中 加速度，取。由以上各式，得单轨吊车的牵引力为按照单轨吊车在上坡重载加速的情况计算最大牵引力，即将各数据带入上式，得最大牵引力2.3单轨吊车功率最大功率 将相关数据带入上式，得2.4气动马达选型采用2个气动马达同时驱动形式，则式中 驱动装置总效率，取将相关数据带入上式，得要满足上述功率要求，则所选气动马达的功率，根据功率要求选SPX/GLOBE的齿轮式气动马达GM920，此型号的气动马达产自德国，结实耐用，价格合理，外壳为铸铁制造，内部齿轮为优质钢材经过高技术含量的加工、淬火、研磨，经过严格的组装和检验，此型号气动马达的正常使用和寿命得到了很好的保证，GM920气动马达性能参数如下：正常工作时所需压力：额定功率：额定转速：2.5减速方案设计2.5.1总传动比计算选取摩擦驱动轮的直径，则总传动比为将相关数据带入上式，得2.5.2减速方案设计图 2-1 一级减速方案采用三级减速方案，即一个单级减速器和一个二级减速器。其中，单级减速器采用双输入单输出的形式，如图2-1所示；根据气动单轨吊的运行方式，气动单轨吊的两个驱动轮必须同步反向输出，因此二级减速器必须设计成反向平行轴双输出减速的形式，为了保证两驱动轮同步并且反向，则需增加一惰轮作为中间传递环节，因惰轮是两个互不接触的传动齿轮中间起传递作用的轮子，同时跟两个齿轮啮合，用来改变被动齿轮的转向，使之与主动齿轮转向相同。它的作用只是改变转向而不能改变传动比，它的齿数多少对传动比数值大小没有影响，是不做功的轮子，有一定的储能作用，对系统稳定有很大的帮助，如图2-2所示；总体减速方案如图2-3所示。图 2-2 二级减速器传动方案图 2-3 总体减速方案传动形式：斜齿圆柱齿轮传动，其优点：啮合性好，传动平稳、噪声小；重合度大，降低了每对齿轮的载荷，提高了齿轮的承载能力；不产生根切的最小齿数少。因采用斜齿圆柱齿轮传动，齿轮及轴会承受一定的轴向力，为了减少各轴所受的轴向力，同轴有两个齿轮的应使两齿轮所受的轴向力方向相反，考虑轴的旋转方向，再利用左右手螺旋定则（针对主动轮，左旋用左手，右旋用右手，四指所示方向为齿轮的旋转方向，拇指所示方向即为主动轮所受的轴向力的方向。）确定各齿轮的旋向如图2-2所示。2.5.3传动比的分配取一级减速器传动比，则二级减速器传动比为3 单级减速器的设计计算工作条件：双向转动，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300，预期寿命10年。3.1计算传功装置的运动参数3.1.1计算各轴的转速轴 轴 3.1.2计算各轴的功率轴 轴 式中，为啮合齿轮的传动效率，取。3.1.3计算各轴的扭矩轴 轴 3.2选定齿轮材料,确定许用应力因采用双驱动单级减速形式，该形式下的从动轮啮合次数及应力循环次数是传统单驱动单级减速中的两倍，故从动轮的材料性能应有所提高，齿轮材料选取如下：由表6.2选（注：齿轮设计中查表与图及公式均来自程志红主编机械设计）小齿轮：，调质 大齿轮：，调质 许用接触应力公式 接触疲劳极限，查图6-4接触强度寿命系数，应力循环次数由公式查图，得，接触强度最小安全系数，则许用弯曲应力弯曲疲劳极限，查图6-7，得弯曲强度寿命系数，查图6-8，得弯曲强度尺寸系数，查图 6-9，得弯曲强度最小安全系数，则 3.3齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动进度等级，按估取圆周速度为，参考表6.7、表6.8选取公差组7级。小轮大端分度圆直径，公式为齿宽系数，查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置，小轮齿数，取大轮齿数 圆整，小轮转矩，齿数比，传动比误差，合适。初定螺旋角载荷系数公式 式中，使用系数，查表6.3，动载系数，齿间载荷分布系数，由推荐值1.01.2，齿向载荷分布系数，由推荐值1.01.2，所以，载荷系数 材料弹性系数，查表6.4，点区域系数，查表6-3，（，），重合度系数，由推荐值0.750.88，螺旋角系数所以法面模数 取标准值中心距 圆整取分度圆螺旋角 小轮分度圆直径 齿宽 取小轮齿宽 3.4齿根弯曲疲劳强度校核计算由式当量齿数齿形系数，查表6.5，得 小轮，大轮应力修正系数，查表6.5 小轮，大轮不变位时，端面啮合角 端面模数重合度重合度 重合度系数螺旋角系数由推荐值0.850.92，取故齿根弯曲强度满足。3.5齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 根圆直径 顶圆直径 3.6轴的设计3.6.1计算作用在齿轮上的力转矩 大齿轮所受的圆周力径向力轴向力各力方向如图3-1，图 3-1 单级减速器轴受力简图3.6.2初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响查表8.6，取，则3.6.3轴的结构设计1）确定轴的结构方案左端的轴承从轴的左端装入，靠轴用挡圈和齿轮轮毂定位。右端的轴承从轴的右端装入，靠止动挡圈和齿轮轮毂定位，齿轮靠左右轴承内圈定位，左半联轴器靠轴肩定位。轴的结构如图3-2所示。2）确定各轴段直径和长度段 根据圆整（按GB5014-85），并由和选择鼓形齿式联轴器GCL2，比毂孔长度88mm短14mm作为段的长度，取。图 3-2 单级减速器轴的结构段 为使半联轴器定位，轴肩高度取，则段轴径，取段长度。3）确定轴承及齿轮作用力的位置先确定轴承支点位置，查轴承型号，确定轴的支承点到齿轮载荷作用点的距离3.6.4绘制轴的弯矩图和扭矩图由轴的受力简图（图3-2）分析可知，该轴只承受轴向力和扭矩，因此无需绘制弯矩图，如图3-3。图 3-3 单级减速器轴的扭矩图3.6.5按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力由式8-4得轴的计算应力为该轴满足强度要求。3.7 轴上零部件的校核3.7.1键的校核1）齿轮处键校核根据齿轮处的轴的直径d，查键的标准，选择键的截面尺寸；根据轮毂宽度，查键的标准，在键长度系列中选择键长；选择A型键，代号为。平键连接可能失效形式有：静连接时，键、轴槽和轮毂槽中较弱零件的工作面可能被压溃；动连接时，工作面出现过度磨损；键被剪断。实际上，平键连接最易发生的失效形式通常是压溃和磨损，一般不会发生键被剪断的现象（除非有严重过载）。因此平键连接的强度计算只需进行挤压强度计算或耐磨性计算。假设载荷为均匀分布，静连接。平键的挤压强度计算公式为：式中，转矩，；为轴直径，；键的高度，；工作长度， ；许用挤压应力，查表3.2取；将上述各值带入强度公式满足强度要求。2）联轴器处键校核联轴器处键选择键，满足强度要求。3.7.2轴承的校核由轴的受力简图（图3-1）分析可知，轴承的对轴的支反力只有轴向力，而且该轴所承受的轴向力很小（2330N），故轴承寿命能得到很好的保证。3.8箱体的设计箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用HT200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。3.8.1减速器附件的设计通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，在箱体侧部装设通气器。油标：为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内有适量的油，在箱盖上装设油尺组合件。放油螺塞：为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。3.8.2润滑和密封齿轮传动用浸油方式润滑，角接触球轴承用润滑油润滑；输出轴处采用有骨架式油封，箱盖和箱处接处部分用密封胶或水玻璃密封。4 二级减速器的设计计算工作条件:双向转动，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300，预期寿命10年。4.1传动比分配采用二级减速，二级减速器的总传动比，取第一级传动比为，则第二级传动比为4.2计算传功装置的运动参数4.2.1计算各轴的转速轴 轴 轴 4.2.2计算各轴的功率轴 轴 式中，为第一级传动啮合齿轮的传动效率，取。轴 式中，为第二级传动啮合齿轮的传动效率，取。4.2.3计算各轴的扭矩轴 轴 轴 4.3第一级传动设计4.3.1选定齿轮材料,确定许用应力由表6.2选（注：齿轮设计中所查图标及公式均来自程志红主编机械设计）小齿轮：，表面淬火 大齿轮：，表面淬火 许用接触应力公式 查图6-4，接触疲劳极限，应力循环次数，由公式由接触强度寿命系数查图6-5，得，。接触强度最小安全系数，则 许用弯曲应力弯曲疲劳极限，查图6-7，弯曲强度寿命系数，查图6-8，弯曲强度尺寸系数，查图 6-9，（设模数m小于5mm）弯曲强度最小安全系数，则 4.3.2齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动进度等级，按估取圆周速度为，参考表6.7、表6.8选取公差组7级。小轮分度圆直径，公式为齿宽系数，查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置， 小轮齿数在推荐值2040中选取，大轮齿数圆整，小轮转矩，齿数比，传动比误差，合适。初定螺旋角载荷系数公式 式中，使用系数，查表6.3，动载系数，齿间载荷分布系数，由推荐值1.01.2，齿向载荷分布系数 推荐值1.01.2，所以，载荷系数材料弹性系数，查表6.4，点区域系数，查表6-3，（，），重合度系数，由推荐值0.750.88，螺旋角系数所以法面模数 取标准值中心距 圆整取分度圆螺旋角 小轮分度圆直径 齿宽取小轮齿宽 4.3.3齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 当量齿数齿形系数，查表6.5，小轮，大轮应力修正系数，查表6.5，小轮，大轮不变位时，端面啮合角 端面模数重合度重合度 重合度系数螺旋角系数由推荐值0.850.92，取故齿根弯曲强度满足。4.3.4齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径4.4第二级传动设计4.4.1选定齿轮材料,确定许用应力由表6.2选（注：齿轮设计中查表与图及公式均来自程志红主编机械设计）小齿轮：，表面渗碳淬火 大齿轮：，表面渗碳淬火 许用接触应力公式 查图6-4，接触疲劳极限应力循环次数 ，由公式由接触强度寿命系数查图6-5，得，。接触强度最小安全系数，则 许用弯曲应力弯曲疲劳极限，查图6-7，弯曲强度寿命系数，查图6-8，弯曲强度尺寸系数，查图6-9，（设模数m小于5mm）弯曲强度最小安全系数，则 4.4.2齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动进度等级，按估取圆周速度，参考表6.7、表6.8选取公差组7级。小轮分度圆直径，公式为齿宽系数，查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置，小轮齿数在推荐值2040中选取，大轮齿数 圆整，小轮转矩，齿数比，传动比误差，合适。初定螺旋角载荷系数公式 式中，使用系数，查表6.3，动载系数，齿间载荷分布系数，由推荐值1.01.2，齿向载荷分布系数 推荐值1.01.2，所以，载荷系数 材料弹性系数，查表6.4，点区域系数，查表6-3，（，），重合度系数，由推荐值0.750.88，螺旋角系数所以法面模数 取标准值中心距 圆整取分度圆螺旋角 小轮分度圆直径齿宽取小轮齿宽 4.4.3齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-16 当量齿数齿形系数，查表6.5，小轮，大轮应力修正系数，查表6.5，小轮，大轮不变位时，端面啮合角 端面模数重合度重合度 重合度系数螺旋角系数由推荐值0.850.92，取故齿根弯曲强度满足。4.4.4齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径4.5轴的设计4.5.1轴的设计1）计算作用在齿轮上的力转矩 小齿轮所受的圆周力径向力 轴向力 2）初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响查表8.6，取，则取标准值。因小齿轮分度圆直径与所取最小轴径相差很小，为了保证齿轮传动的强度，故将该轴设计成齿轮轴的形式，具体结构见现有设计图纸。4.5.2轴的设计1）计算作用在齿轮上的力转矩轴大齿轮所受的力：圆周力 径向力 轴向力 轴小齿轮所受的力（只针对其中一个齿轮副）：圆周力径向力 轴向力 对上述所求的各力进行受力分析及合成，可得大小齿轮在受力简图所示坐标系下的受力情况：大齿轮所受的力：径向力，轴向力附加弯矩大齿轮所受的力：径向力，轴向力附加弯矩，图 4-1 二级减速器轴的受力简图上述各力的方向如图4-1所示，2）初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。由式8-2计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响查表8.6，取则取标准值。3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案图 4-2 二级减速器轴的结构左轴承从轴的左端装入，靠定位套筒定位。大齿轮从轴的左端装入，大齿轮右侧端面靠轴肩定位，大齿轮和左轴承之间用定位套筒定位。右轴承从轴的右端装入，靠定位套筒定位。小齿轮从右端装入，小齿轮左侧端面靠轴肩定位，小齿轮和右轴承之间用定位套筒定位。左右轴承均采用轴承端盖。轴的结构如图4-2所示。（2）确定各轴段直径和长度段 根据圆整（按GB5014-85），取。查GB/T297-1994，暂选圆锥滚子轴承型号为33112，其宽度。轴承润滑方式为油润滑。大齿轮与箱体内壁间隙取，为了使左套筒可靠的压紧大齿轮，应比大齿轮轮毂孔长短14mm，则取。段 取，为了使左套筒可靠的压紧大齿轮，应比大齿轮轮毂孔长（）短14mm，取。段 取左右轴肩高度，则轴环直径为，查设计手册中的标准，轴肩高度应满足轴上零件的拆卸要求，轴段长度取。段 ，为了使右套筒可靠的压紧小齿轮，应比小齿轮轮毂孔长（）短14mm，取。段 根据圆整（按GB5014-85），取。查GB/T297-1994，暂选圆锥滚子轴承型号为33112，其宽度。轴承润滑方式为油润滑。左右两轴承为“面对面”安装形式。取。（3）确定轴承及齿轮作用力的位置如图4-1和图4-2所示，先确定轴承支点位置，查33112轴承，其支点尺寸，因此轴的支承点到齿轮载荷作用点的距离确定如图4-2所示。4）绘制轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承支反力H水平面，V垂直面，弯矩图、扭矩图见图4-3图4-7。图 4-3 二级减速器轴水平面的弯矩图图 4-4 二级减速器轴垂直面的弯矩图图 4-5 二级减速器轴合成弯矩图图 4-6 二级减速器轴的折合扭矩图图 4-7 二级减速器轴的当量弯矩图5）按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，当量弯矩图见图4-7。由当量弯矩图可以看出小齿轮齿宽中点处当量弯矩最大，此处为危险截面，则齿宽中点处当量弯矩轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力由式8-4得轴的计算应力为该轴满足强度要求。4.5.3轴上零部件的校核1）键的校核（1）大齿轮处键校核根据齿轮处的轴的直径d，查键的标准，选择键的截面尺寸；根据轮毂宽度，查键的标准，在键长度系列中选择键长；选择A型键，代号为。假设载荷为均匀分布，静连接。平键的挤压强度计算公式为：式中，转矩，；为轴直径，；键的高度，；工作长度，； 许用挤压应力，查表3.2取；将上述各值带入强度公式不满足强度要求，则采用双键，并按180布置。考虑到载荷分布不均匀性，在强度计算中可按1.5个键计算。其强度为满足强度要求。（2）小齿轮处键校核联轴器处键选择键，满足强度要求。2）轴承的校核查设计手册，33112圆锥滚子轴承的主要性能参数（GB/T297-1994）为：，（1）计算轴承支反力，H水平面支反力，V垂直面支反力，合成支反力（2）计算轴承派生轴向力计算轴承的派生轴向力（3）计算轴承所受的轴向载荷轴向力因，则两轴承所承受的轴向载荷为（4）计算轴承所受当量动载荷轴承工作时有中等冲击，由表10.6，查得载荷系数。因，查表10.5，得，故 因，查表10.5，得，故 （5）计算轴承寿命因故应按计算，由表10.3取温度系数，故轴承寿命满足设计需要。4.5.4轴的细部结构设计圆角半径：各轴肩处圆角半径见图4-2。键槽：大小齿轮与轴周向固定采用A型平键连接，按GB1095-2003和GB1096-2003大齿轮处的键为：双键201256，小齿轮处的键为201270。配合：参考现有设计图纸，、段：p6；、段：H7/k6。精加工方法：参考现有设计图纸，、段：磨削；、段：精车；段：粗车。4.5.5轴的结构设计气动单轨吊车的两个驱动轮需紧紧的压靠在I140E单轨吊专用钢轨的腹板上，因此对两驱动轮轴需外加一定的压向钢轨腹板的压紧力，以保证驱动轮的正常运行，如图4-8所示。另一方面，随着气动单轨吊车工作时间的增加，两驱动轮会有一定的磨损。由以上两个因素，我们可以知道，驱动轮轴允许有一定量的向着钢轨腹板的径向移动和转动，因此，轴的结构较一般轴有所不同。为了满足上述条件和气动单轨吊车的运转要求，我们在轴上设计一个铰接点，以满足驱动轮轴的微幅转动，经设计计算，驱动轮的转动角度不超过3，如图4-9。图 4-8 驱动轮机械压紧示意图图 4-9 二级减速器轴的结构该轴的设计计算同轴、轴，经计算检验，该轴的强度以及轴上零部件的前度寿命均满足设计要求，此处不再赘述。4.5.6惰轮轴的结构设计1）计算作用在惰轮上的力因惰轮是两个互不接触的传动齿轮中间起传递作用的轮子，同时跟两个齿轮啮合，用来改变被动齿轮的转向，使之与主动齿轮转向相同。它的作用只是改变转向而不能改变传动比，它的齿数多少对传动比数值大小没有影响，是不做功的齿轮，有一定的储能作用，对系统稳定有很大的帮助。所以惰轮轴不承受扭矩作用。惰轮轮所受的力（只针对其中一个齿轮副）：圆周力径向力轴向力对上述所求的各力（两个齿轮副）进行受力分析及合成，可得大小齿轮在受力简图所示坐标系下的受力情况：径向力，轴向力齿宽中点轴向力所产生的附加弯矩，上述各力的方向如图4-10所示，图 4-10 惰轮轴的受力简图2）初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。惰轮轴不承受扭矩，因此，惰轮轴的最小直径可叫常规计算值小一些，取标准值。3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案惰轮从轴的左端装入，惰轮的右侧端面靠轴肩定位，左侧端面用轴段挡圈固定。左轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，右侧靠定位套筒定位。右轴承左侧靠定位套筒定位，右侧用轴承端盖固定，右端轴攻丝加一圆螺母用以调整轴承的轴向间隙。轴的结构如图4-11所示。图 4-11 惰轮轴的结构该轴的设计计算同轴、轴，经计算检验，该轴的强度以及轴上零部件的前度寿命均满足设计要求，此处不再赘述。4.6箱体的设计箱体是减速器中所有零件的基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工性能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用HT200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。4.6.1减速器附件的设计通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，在箱体侧部装设通气器。轴承盖：为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。定位销：为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，彩用四个圆锥销。油标：为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内有适量的油，在箱盖上装设油尺组合件。放油螺塞：为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。启盖螺钉：为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。4.6.2润滑和密封齿轮传动用浸油方式润滑，轴承用润滑油润滑；轴承端盖处采用垫片密封，输入输出轴处采用橡胶圈密封，箱盖和箱处接处部分用密封胶或水玻璃密封。5制动系统设计计算5.1制动原理单轨吊车在制动时，制动闸瓦的摩擦片与轨道的腹板相互接触，制动力一般都是用弹簧蓄能，利用液压或空气来操作，当流体被释放以后，弹簧所产生的正压力使制动闸瓦摩擦片与轨道腹板摩擦产生制动力，如图5-1所示。式中 制动力，kN；图 5-1 制动原理示意图 正压力，kN； 制动闸瓦摩擦片与轨道腹板的摩擦系数； 制动闸瓦的数量。从制动力的公式我们可以看出，若想加大制动力，一方面，可以选择高摩擦系数的材料做闸瓦摩擦片；另一方面，可以增大正压力，但每个闸瓦所受的允许比压有所限制而不能加过大的正压力，这个可以用增加制动闸瓦的数量来解决。5.2制动系统的设计要求中华人民共和国煤炭行业标准MT/T591-1996对单轨吊车的制动系统有了明确的性能要求：1）所使用的制动闸块不得用塑性或树脂压制的材料制作，必须用在制动时不会引爆，也不会燃烧的材料制成；2）制动装置的离心释放器，应有同等结构性能的两套，必须保证在运行中至少有一个始终处于和轨面啮合的状态；3）每台运输设备的制动装置的制动力综合不得小于额定牵引力的1.52倍。当制动闸块磨损达到生产厂商规定的限度时，仍必须有额定的制动力；4）制动装置必须设有既可手动又能自动的控制装置，并应具备以下的性能：运行速度超过最大速度的15%时能自动下闸制动，当最大速度不高于2m/s时，允许在运行速度超过最大速度的30%时自动下闸制动；制动装置作用的空动时间不得超过0.75s；在最大载荷、最大坡度上以最大设计速度向下运行时，制动距离不超过相当于此速度下的6s行程；在最小载荷、最大坡度上向上运行时制动减速度不大于0.5；制动装置的液压或气动系统，以额定工作压力的1.25倍试验，保证5min不得渗漏；在这工作压力下保持36h仍能保证正常开启制动闸所需的最低压力；5）制动装置的具有防爆性能，制动装置所采用的闸瓦摩擦片在最大负载和规定的最大设计坡度上制动时不应引起煤矿井下危险气体爆炸。5.3制动系统总体设计5.3.1确定制动结构制动系统设计中的最关键问题是确定制动装置的制动方式，这对制动装置的制动性能、可靠性及制动材料的选择等多方面起着决定性的作用。目前，国内外的单轨吊厂商所设计生产的单轨吊均采用了钳式摩擦制动的形式。对此，我们分析了以下几种目前在实际中使用的制动产品结构。1）两杆式钳式液动结构图 5-2 两杆式钳式液动结构此种结构为捷克的大多单轨吊公司所采用，如图5-2所示。这种结构包含制动连杆和连接杆，由于少了一个支撑的连杆，这样，工作阻力会有所降低，与此同时，零件也会相应的减少，故障率也相应降低。这种结构在工作时，制动臂的顶部轨迹是以机架连接点为圆心的圆。如果制动臂直接与机架相连，则制动杆将会同时产生水平和垂直方向位移。在设计中，制动臂顶端与制动杆连接的孔隙被设置成在垂直方向有一定的间隙，以解除制动杆与制动臂之间的销子在垂直方向的约束。2）三杆式钳式液动结构这种制动方式，如图5-3所示，弹簧直接套在液压缸体上，占用空间小。此外，因为液压比气压，提供的力较大，所以下端连杆可以设计的相对较短，整体结构尺寸较小。图 5-3 三杆式钳式液动结构制动杆在水平方向是沿衬套水平运动，支撑杆绕机架支点运动。制动臂将液压缸与制动杆连接起来，并与支撑杆一起绕机架旋转，实现制动杆的水平运动。这种机构应用较多，很多国内外的厂家都是用了这种制动机构。3）钳式气动结构图 5-4 钳式气动结构图5-4所示为德国沙尔夫气动单轨吊车制动系统，这种结构需单独布置制动弹簧和气缸。弹簧可以调节制动力大小，气缸用来对弹簧压缩以打开制动闸瓦。这种节后的下部空间较大，气缸行程也比较长，不过，相比液压缸，气缸具有动作速度快的优点，在一定程度上也能弥补活塞杆行程长而导致制动时间增加的缺点。综合以上考虑，在制动系统的设计中，本文借鉴了沙尔夫公司的气动钳式制动结构。5.3.2选择制动材料本文主要从两个方面选择制动器材料，一是选择制动器机构的材料，二是选择制动器摩擦片的材料。因为所要设计的制动系统在具有防爆要求的矿井下中使用，所以选择合适的制动摩擦片的材料显得尤为重要。根据现有规定，所使用的制动闸块不得用塑性或树脂压制的材料制作，制动闸块在制动时不能引爆矿井下危险气体，也不能燃烧的摩擦片。制动装置的摩擦副为1140E工字钢和制动闸块摩擦片，所需考虑的只有制动摩擦片的材料，制动闸块的摩擦片材料分为金属、非金属摩擦材料，如图5-5所示。铜基粉末冶金材料以铜为基体，另外添加其他组员，经烧结而成。纯铜本身硬度较小，Sn、Zn、Ni等组员对-固溶体的强化，使基体材料的强度和硬度显著增加，不同合金组元的强化效果与其固溶度有关，其中，Sn的强化效果最好。Sn的加入不但能大幅度提高铜基粉末冶金材料的强度和硬度，而且有利于保持基体材料的韧性。金属铜不易产生火花，很多易燃易爆工作场所均使用铜作为制动材料。铜基材料具有良好的导热性，一般导热系数大于，而棉-树脂材料大约为，二者相差100倍之多。良好的导热性非常有利于散热，所以摩擦副的工作温度比较低，而且对摩擦系数的影响相对较小，所产生制动力稳定。此外，铜基材料导热系数大，有利于热量快速传导的空气中，十分适合在防爆环境要求的条件下使用。图 5-6 制动装置外观尺寸图 5-5 摩擦副的材料5.3.3确定制动机构的主要尺寸设计制动装置时，需要确定以下几个主要尺寸：1）摩擦片到钢轨的距离。该距离应该在一个合理的范围内。若尺寸过小，就会影响制动装置的安装，安装难度增加；若尺寸过大，制动弹簧和气缸行程就会增加，制动结构整体尺寸相应增大。2）制动装置到钢轨最底端的距离。由于钢轨相互之间的连接，连接机构和吊钩需焊接在钢轨底端，为防止机构之间发生干涉，该距离不宜过小。3）制动连接杆相关尺寸。为了减小弹簧及气缸所受的压力，利用杠杆原理见笑相关尺寸。其他尺寸，如弹簧长度、气缸行程等，需单独设计。相关尺寸如图5-6所示。5.4计算制动力根据单轨吊行业规范MTT886-2000规定：紧急制动的制动力为最大牵引力的1.52倍。本文所设计的气动单轨吊的牵引力为24.96kN，驱动单元配备一个制动器，则所要求的制动力不小于37.44kN，不大于49.92kN。5.5主要部件的选型设计气动单轨吊制动系统的设计主要包括弹簧的选型设计和气缸的选型设计等，其中，弹簧和气缸是影响制动性能的关键部件。弹簧工作在重载条件下，由于受到制动器体积的限制，必须合理的选型设计。由于特殊的工作条件，进出气腔均在活塞杆腔中。5.5.1弹簧的选型设计1）确定弹簧由上文得到，气动单轨吊制动单元所需的追小制动力为37.44kN，最大制动力为49.92kN，取动摩擦因数。正压力图 5-7 非制动状态图 5-8 初始制动状态我们可以得到，制动闸块作用在钢轨腹板上的正压力最大为156kN，此时为初始制动状态，闸块摩擦片无磨损；最小正压力为117kN，此时为极限制动状态，闸块摩擦片的磨损达到最大值。闸块摩擦片在使用过程中会逐渐磨损，因此，弹簧压缩长度会相应存在一定变化。极限压缩长度为闸块摩擦片与钢轨间隙为10mm时的长度，即制动装置处于非制动状态；初始工作状态为闸块与轨道腹板刚接触，几乎没有磨损；当闸瓦摩擦片磨损5mm时，弹簧长度最大。三种状态下，弹簧的长度分别为：307mm、374.2mm、407.5mm。利用作图法可求得弹簧在三种状态下的长度，如图5-7、5-8、5-9所示。制动装置处于非制动状态时，如图5-7所示，弹簧长度由图5-7可以得出为307mm。图 5-9 极限制动状态制动装置处于初始制动状态时，如图5-8所示，闸块摩擦片与轨道腹板刚接触，弹簧长度达到374.2mm，此时弹簧力应能保持正压力不大于156kN，弹簧力为制动装置处于极限制动状态时，闸块摩擦片磨损5mm，此时弹簧力应能保持正压力不小于117kN，弹簧力为弹簧的刚度为制动装置处于非制动状态时，此时弹簧力为因此，我们初步得到弹簧的工作状态：当弹簧被压缩至407.5mm时，；当弹簧被压缩至374.2mm时，；当弹簧被压缩至307.0mm时，。2）选择弹簧类型弹簧有很多种类，按照所承受载荷的性质，弹簧主要分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧等四种。按照弹簧形状又可分为螺旋弹簧、碟形弹簧、环形弹簧、板弹簧、盘簧等。根据气动制动系统的工作条件，选择螺旋压缩弹簧，螺旋压缩弹簧的特性线成线性，刚度稳定，结构简单，制造方便。3）选择弹簧材料多数弹簧在变应力下工作，弹簧的性能和使用寿命在很大程度上取决于材料的选择，所选的弹簧材料应具有高的弹性极限、疲劳极限、屈服点、足够的冲击韧性、塑性和良好的热处理性能等，对热成型的弹簧还要求材料有良好的淬透性、低的过热敏感性和不易脱碳等性能。常用热处理方式有油淬火、回火等。常用的弹簧材料有以下几种：碳素弹簧钢。含碳量在0.6%0.9%之间，其优点是价廉易得，热处理后具有较高的强度、适宜的韧性和塑性。但当弹簧丝直径大于12mm时不易淬透，故仅适用于小尺寸的弹簧。常用的有65、70、80等钢。合金弹簧钢。适于制造承受变载荷、冲击载荷或工作温度较高的弹簧。常用的有硅锰钢和铬钒钢等。有色金属合金。适于制造在潮湿!酸性或其他腐蚀性介质中工作的弹簧。例如，硅青铜、锡青铜等。常用弹簧材料的性能如表5-1所示。弹簧的许用应力：弹簧许用应力的受很多因素的影戏，如材料种类、质量、热处理方法、载荷性质、弹簧的工作条件、重要程度以及簧丝直径等，这些都是确定许用应力时应该考虑的，各类弹簧的许用应力如表5-2所示。表 5-1 常用弹簧材料的性能能也得到了很大的提高。本文设计选用新型钢种40Si2CrNi2MoV，它的设计应力为1200MPa，在最大应力906MPa和最小应力388MPa时，通过了周次的疲劳试验，未发生断裂，其性能见表5-3。4）弹簧选型计算（1）根据弹簧工作条件，属于类载荷弹簧。初步选择弹簧丝径为30mm。查得其抗拉强度，其切变模量。（2）弹簧丝径由钢丝直径d和弹簧中径D取其旋绕比，再由图5-10查得其曲度系数，代入到下式：取标准值。则弹簧中径为。表 5-2 弹簧的许用应力表 5-3 钢种的性能（3）有效圈数弹簧刚度： 弹簧有效圈数：取支撑圈数，则总圈数。（4）弹簧刚度、载荷和变形量的校核图 5-10 曲度系数曲线图计算弹簧刚度与所需刚度基本符合。计算安装变形量：当制动闸块与钢轨腹板刚接触时，弹簧长度为；当摩擦片磨损5mm时，弹簧长度为，此时的弹簧力，则此时对应的安装载荷：制动装置开启时的工作载荷（5）弹簧其他尺寸计算自由高度：压并高度：压并变形量：节距：弹簧的展开长度：（6）试验载荷和试验载荷下变形量取切应力。由计算试验载荷：试验载荷下的变形量为：不超过压并高度，取试验载荷96211N，试验载荷切应力：（7）特性校核满足的特性要求。（8）疲劳强度校核循环特性查设计手册，与交点在作用线次数以下，表明弹簧疲劳寿命次。（9）稳定性校核高径比按一端回转一端固定考虑，满足稳定性要求。因此弹簧参数选型见表5-4。表 5-4 弹簧参数材料直径d/mm弹簧中径D/mm试验载荷/N弹簧刚度节距t/mm有效圈数n总圈数35210962113515.5.2气缸的选型1）选择气缸类型及安装方式根据制动装置的运动要求和结构要求，选择双作用气缸，其中压缩空气只作用在活塞杆腔，无活塞杆腔不通压缩空气而直接通空气。因气缸在工作过程中，一方面活塞做直线往复运动，另一方面缸体又以销轴为回转中心做微幅转动，故选用尾部双耳安装方式。2）计算气缸理论输出拉力根据制动装置的非制动状态图，由力矩平衡可得气缸的理论输出拉力确定气缸型号、气缸工作气压根据气缸的理论输出拉力，选择QGB320气缸，该气缸的最大工作压力为1MPa，行程范围1203000mm。由制动装置非制动状态图和极限制动状态图可计算气缸的最小行程为s=180mm，取气缸行程s=250mm，则气缸最终型号选择为QGB320250MP2。该气缸缸径为，活塞杆直径，则气缸正常工作所需压缩空气的压力为图 5-11 气缸QGB320250MP2该压力值在许用压力范围内，故所选气缸合适。6气动控制系统设计计算6.1气压传动概述6.1.1气压传动原理气动（pneumatic）：利用撞击作用或转动作用产生的空气压力是运动或做功。气动就是以压缩空气为动力源，带动机械完成伸缩或旋转动作。因为是利用空气具有压缩性的特点，吸入空气压缩储存，空气变像弹簧一样具有了弹力，然后用控制元件控制其方向，带动执行元件的旋转与伸缩。从大气中吸入多少空气就会排出多少到大气中，不会产生任何化学反应，也不会消耗污染空气的任何成分，另外气体的粘性较液体的小，所以流动速度快，所以说其主要特点是节能环保。6.1.2气压传动的特点优点：以空气为工作介质，工作介质获得比较容易，用后的空气排到大气中，处理方便，不必设置回收空气的容器和管道；因空气的粘度很小（约为液压油动力粘度的万分之一），其流动阻力损失也很小，所以便于集中供气、远距离输送。外泄漏不会向液压传动那样严重污染环境；与液压传动相比，气压传动动作迅速、反应快、维护简单、工作介质清洁，不存在介质变质的问题；工作环境适应性好，特别是在易燃、易爆、多尘埃、强磁、辐射、震动等恶劣环境中，比液压、电子、电气控制优越；成本低，过载能自动保护。缺点：由于空气具有可压缩性，因此工作速度稳定性差，但采用气液联动装置会得到较满意的效果；因工作压力低（一般为0.31.0MPa），又因结构尺寸不宜过大，总输出力不宜大于1040kN；噪声较大，在高速排气时需要加消声器；气动装置中的气信号传递速度在声速以内，比电子及光速慢，因此，气动控制系统不宜用于元件级数过多的复杂回路。6.2工作要求及环境条件1）工作要求所设计的气动单轨吊气动系统应满足以下动作要求：当单轨吊车处于停车制动状态时，人工操作气动起重葫芦，对物料进行提升和卸载，采用两个气动起重葫芦，这两个起重葫芦应既能满足分别对物料的提升和卸载要求，也能满足对同一物料的同时提升和卸载要求；气动起重葫芦应该能实现自动锁紧功能，即能把物料悬在巷道半空之中，以待气动单轨吊车前进或后退。当完成对物料的提升时，所选用的两个气动马达同时对传动装置进行驱动，弯成单轨吊车的前进或后退动作要求，气动马达能同时实现正反转要求。当需要停车制动时，人工操纵制动手柄，平衡气缸快速释放压缩空气，利用弹簧所积蓄的能量压紧制动闸瓦摩擦片，两制动闸瓦摩擦片紧紧抱住轨道腹板实现制动停车要求。2）运动要求两个气动马达的转速需稳定在，以满足整个单轨吊车在运行时的的速度要求。制动装置中的平衡气缸在单轨吊车制动时的放气时间满足煤矿安全规程所要求的制动时间，根据制动装置的制动状态图（图5-7、图5-8、图5-9），我们可以得到，平衡气缸的形成应满足。3）动力要求气源装置所提供的压缩空气的压力应能满足各执行元件的正常工作要求。平衡气缸在制动装置处于非制动状态时所提供的平衡拉力应满足。4）工作环境本文所设计的气动单轨吊车用于煤矿井下作业，煤矿井下环境十分恶劣，灰尘较多，还有可燃气体瓦斯，通风条件较差，环境温度040。所设计的气动系统主要满足防爆要求。6.3气动控制回路设计6.3.1列出气动执行元件的工作程序 延时 延时 延时 延时停车制动 提升物料 机车行走 停车制动 卸载物料6.3.2气动回路原理图根据气动单轨吊车的工作要求画出气动回路原理图，（因气动起重葫芦为选型设计，所选气动起吊葫芦自带控制装置，故不再设计气动起吊回路，只需向气动起吊葫芦提供一定压力的压缩空气即可）如图6-1所示。为了得到更加良好的气动回路原理图，现设计出另一种气动原理回路，如图6-2。第二种气动原理图与第一种的回路原理相同，唯一的区别是二者的换向阀不同，第一种可直接选型得到，第二种回路的换向阀需自行设计，所设计的换向阀如能满足系统要求，则第二种回路的换向效果比第一种要好得多，换向时间更快速。当然，第一种回路的换向阀也能满足工作需求。图 6-1 气动回路原理图（方案一）1气源装置；2气源处理三联件；3、15消声器；4、8、9、12、13二位三通单气控截止阀；5两位三通手动换向阀（带过渡位置）；6两位三通手动换向阀；7气缸；10、11气动马达；14节流调速阀。图 6-2 气动回路原理图（方案二）6.3.3气动回路工作原理本文所设计的气动回路主要包括三部分：1.气动马达行走回路；2.制动回路；3.提升回路（图6-1未画出）。1）气动马达行走回路当两位三通手动换向阀6处于右位即单轨吊车处于非制动状态时，7和4之间的控制回路通压缩空气，二位三通单气控截止阀4处于下位，左右主回路相通，此时可通过操纵两位三通手动换向阀5实现气动马达的旋转。当两位三通手动换向阀6处于左位即单轨吊车处于制动状态时，7和4之间的控制回路不通压缩空气，二位三通单气控截止阀4处于上位，左右主回路不相通，此时无论怎样操纵两位三通手动换向阀5都无法使气动马达的旋转，这样就实现了安全保护。气动马达的正反转由两位三通手动换向阀5来实现。当两位三通手动换向阀5处于左位时，控制回路使二位三通单气控截止阀9、12分别处于下位和右位，此时，主回路的压缩空气通过12到达气动马达10、11，马达正向旋转。当两位三通手动换向阀5处于右位时，控制回路使二位三通单气控截止阀8、13分别处于右位和上位，此时，主回路的压缩空气通过8到达气动马达10、11，马达正反向旋转。当回路出现过载现象时，马达处的空气压力增加，当气压增到危险值时，二位三通单气控截止阀8、12被迫回到初始位置，同时，两位三通手动换向阀5也被迫回到初始位置（过度位置），此时，气动马达回路不通压缩空气，气动马达停止运转，这样就实现了对气动马达的安全保护。气动马达的速度调节由节流调速阀14来实现。2）制动回路本文所设计的气动单轨吊车制动装置采取失效制动形式，当机车需停车制动时，操纵两位三通手动换向阀6使之处于左位，气缸7迅速释放压缩空气 ，利用弹簧进行制动。在气缸和气动马达的排气口设置消声器，以减小噪音污染。3）冷却回路为了达到防爆要求，气动马达和气缸所排出的高温、高压气体统一进行冷却处理。6.4选择执行元件6.4.1气马达的选择气马达时一种气动执行元件，它的作用是将压缩空气的压力能转换成回转形式会摆动形式的机械能。1）气马达的分类气马达按工作原理可分为透平式和容积式，气压传动系统中最常用的气马达多为容积式。容积式气马达按结构类型分为叶片式气马达、活塞式气马达以及齿轮式气马达等；各类型气马达按体积又可分为标准型和紧凑型两类。容积式气马达的分类及性能见表6-1。表 6-1 容积式气马达的分类及性能类别叶片式气马达活塞式气马达齿轮式气马达摆动式气马达单作用单向回转的叶片马达单作用双向回转的叶片马达双作用双向回转的叶片马达径向活塞式气马达轴向活塞式气马达双齿轮式马达多齿轮式马达单叶片摆动气马达双叶片摆动式气马达活塞式摆动气马达有连杆式无连杆式滑杆式转速范围/rmin-1500500001001300（最大6000）3000100010000摆角280摆角100摆角可大于360转矩小大大较小较小功率范围/kW0.14718.3750.73518.3753.6750.73536.75耗气量/m3min-1大型低转速马达为1.0小型高速马达为1.31.7大型低速马达约为0.71小型高速马达约为左右1.2效率较低较高高低较低单位功率机重轻重较重较轻较轻结构特点结构简单，维修容易结构复杂结构紧凑但复杂结构简单、噪声大、振动大，人字齿轮式马达换向困难结构简单应注意保证密封2）气马达的特点可以无级调速。只要控制进气阀或排气阀的开度，即控制压缩空气的流量，就能调节马达的输出功率和转速。便可达到调节转速和功率的目的。能够实现双向旋转。大多数气马达只要简单地用操纵阀来改变马达进、排气方向，即能实现气马达输出轴的正转和反转，并且可以瞬时换向。在正反向转换时，冲击很小。气马达换向工作的一个主要优点是它具有几乎在瞬时可升到全速的能力。叶片式气马达可在一转半的时间内升至全速；活塞式气马达可以在不到一秒的时间内升至全速。利用操纵阀改变进气方向，便可实现正反转。实现正反转的时间短，速度快，冲击性小，而且不需卸负荷。工作安全，不受振动、高温、电磁、辐射等影响，适用于恶劣的工作环境，在易燃、易爆、高温、振动、潮湿、粉尘等不利条件下均能正常工作。有过载保护作用，不会因过载而发生故障。过载时，马达只是转速降低或停止，当过载解除，立即可以重新正常运转，并不产生机件损坏等故障。可以长时间满载连续运转，温升较小。具有较高的起动力矩，可以直接带载荷起动。起动、停止均迅速。可以带负荷启动。启动、停止迅速。功率范围及转速范围较宽。功率小至几百瓦，大至几万瓦；转速可从零一直到每分钟万转。操纵方便，维护检修较容易 气马达具有结构简单，体积小，重量轻，马力大，操纵容易，维修方便。使用空气作为介质，无供应上的困难，用过的空气不需处理，放到大气中无污染 压缩空气可以集中供应，远距离输送。由于气马达具有以上诸多特点，故它可在潮湿、高温、高粉尘等恶劣的环境下工作。除被用于矿山机械中的凿岩、钻采、装载等设备中作动力外，船舶、冶金、化工、造纸等行业也广泛地采用。根据气动单轨吊的运行要求，我们知道，所要选择的气动马达为双向、变量马达，并且其功率也很大，根据功率要求选SPX/GLOBE的齿轮式气动马达GM920（图6-3），此型号的气动马达产自德国，结实耐用，价格合理，外壳为铸铁制造，内部齿轮为优质钢材经过高技术含量的加工、淬火、研磨，经过严格的组装和检验，此型号气动马达的正常使用和寿命得到了很好的保证，GM920气动马达性能参数如下：正常工作时所需压力：额定功率：额定转速：图 6-4 GM920特性曲线图图 6-3 GM920气动马达6.4.2气缸的选型设计气缸的操作力为拉力，由下式计算气缸的内径D，即式中，气缸的拉力，已求得； 工作压力，； 载荷率，取。考虑到缸径较大，取上式前边的系数为1.03，将上述各值带入，得查相关设计手册，取标准缸径，由制动装置非制动状态图和极限制动状态图可计算气缸的最小行程为s=180mm，取标准气缸行程s=250mm。根据制动装置的运动要求和结构要求，选择双作用气缸，其中压缩空气只作用在活塞杆腔，无活塞杆腔不通压缩空气而直接通空气。因气缸在工作过程中，一方面活塞做直线往复运动，另一方面缸体又以销轴为回转中心做微幅转动，故选用尾部双耳安装方式。选择QGB320气缸，该气缸的最大工作压力为1MPa，行程范围1203000mm。气缸最终型号选择为QGB320250MP2。该气缸缸径为，活塞杆直径，则气缸正常工作所需压缩空气的压力为该压力值在许用压力范围内，故所选气缸合适。因气缸在单轨吊车制动时才释放压缩空气，在非制动状态时也无伸缩动作，故无需对该气缸进行耗气量设计计算。6.5选择控制元件6.5.1确定控制元件类型几种控制元件的选用比较如表6-2。表 6-2 控制元件选用比较表 控制方式比较项目电磁阀控制气控阀控制气控逻辑元件控制安全可靠性较好（交流的易烧线圈）较好较好恶劣环境适应性（易燃、易爆、潮湿等）较差较好较好气源净化要求一般一般一般远距离控制性，速度传递好，快一般，大于十几毫秒一般，几毫秒十几毫秒控制元件体积一般大较小元件无功耗气量很小很小小元件带负载能力高高较高价格稍贵一般便宜因为所设计的气动单轨吊车用于井下作业，单轨吊车作业环境很恶劣，防爆防尘要求较高，故控制元件选择气控阀。6.5.2控制元件的选型首先要确定控制元件的通径，一般控制阀的通径可以按照阀的工作压力与最大流量确定，但所选的阀的通径尽量一致，以便于配管。根据系统对控制元件及流量的要求，按照气动回路原理图选择各控制阀如下：马达换向阀：带过渡位置的二位三通手动换向阀，需联系生产厂家专门定做。或者选用二位三通手动换向阀替换，用二位三通手动换向阀替换后与前者的区别为：当系统出现过载现象时，用带过渡位置的二位三通手动换向阀的系统可以使该阀自动回到中位，而利用二位三通手动换向阀在系统过载时则不能实现自动回中位的功能。所备选的二位三通手动换向阀的型号为Q25XR3C-L，通径暂定为25mm。制动阀：二位三通手动换向阀，型号为Q25XR3C-L，通径暂定为25mm。控制回路的换向阀：二位三通单气控换向阀，型号为K23JK-25，通径暂定为25mm。节流调速阀：型号为QLA-L25，暂定通径为25mm。减压阀：因采用三联件（分水过滤器、油雾器、减压阀组合件），故其选型见三联件的选型。6.6选择气动辅助元件气动三联件：根据系统所要求的压力、流量、过滤精度，选择三联件。选择国外气动产品FRC系列气源处理三联件，型号为FRC-1-D-MAXI，通径暂定为25mm，最高工作压力为1.2MPa，过滤精度为540m。消声器：配于气马达和气缸的排气口处，起消声、滤尘作用，两个消声器的型号相同，即ZPW-L25，通径暂定为25mm，工作压力不高于0.9MPa，消声效果20dB。6.7确定管道直径、验算压力损失6.7.1管道系统管道按照以下原则进行布置：所有管道系统统一根据现场实际情况因地制宜的安排，尽量与其他管网（如水管、液压油管、暖气管等）、电线等统一协调布置。工作空间内部干线管道应沿墙或柱子顺气流流动方向向下倾斜35，在主干管道和支管终点（最低点）设置集水灌，定期排放积水、污染物等。沿墙或沿柱接出的支管必须在主管的上部采用大角度拐角后再向下引出。在离地面1.21.5m处，接入一配气器，在配气器两侧接分支管引入用气设备，配气器下面设置放水排污装置。为防止腐蚀、便于识别，压缩空气管道应刷防锈漆并涂以规定标记颜色的调和漆。为了保证可靠供气，可采用多种供气网络：单树枝状、双树枝状、环状管网等。如遇管道较长，可在靠近用气点的供气管道中安装一个适当的贮气罐，以满足大的剪断供气量，避免过大的压降。必须用最大耗气量或流量来确定管道的尺寸，并考虑管道系统的压降。6.7.2确定管道直径秉着各管道直径与气动元件相同的原则，确定各段管道直径。所选气动马达GM920的通径为25mm，所选气缸的通径也为25mm，确定气动马达和气缸进排气管道直径均为25mm。考虑到系统需同时为两个气动马达供气，由流量为供给两气动马达流量之和的关系：，可导出。取标准管道直径为40mm。6.7.3验算压力损失为了使执行元件正常工作，气流通过各元件、辅助元件到执行元件的总压力损失必须满足如下条件式中， 总压力损失，它包括所有的沿程压力损失和所有的局部压力损失； 沿程压力损失；局部压力损失； 允许压力损失可根据供气情况来定，鉴于井下工作条件较恶劣，取。本文中主要验算从供气管处到气动马达进气口处的压力损失是否在允许范围内，如图6-5。图 6-5 管道的布置示意图因本文所设计的气动系统的管道不是特别长，且管内粗糙度不大，在经济流速条件下，沿程压力损失比局部压力损失小得多，则沿程压力损失不计入总压力损失，只需将总压力损失值得安全系数稍予加大就行了。局部压力损失中包含的流经弯头、断面突然放大、收缩等的损失，往往又比气流通过气动元件、辅助元件的压力损失小得多，因此只需验算流经气动元件、辅助元件的压力损失即可。流经减压阀的压力损失较小可忽略不计，其余压力损失：式中，流经分水过滤器的压力损失； 流经油雾器的压力损失； 流经二位三通换向阀的压力损失。查表，得， 则总压力损失。考虑到排气口消声器等未计入的压力损失，安全系数，取，则总压力损失在允许范围内，执行元件所需的工作压力，供气压力为，说明供气压力满足了执行元件需要的工作压力，所选择的通径和管道直径是可以的。6.8气动起吊系统选型设计本文所设计的气动单轨吊的有两个起吊装置，最大起吊量为5吨。根据气动单轨吊工作要求，所选的起吊装置除了应满足起吊量外，还应该有良好的过载保护功能、防坠落保护功能，起吊过程中即使供气突然中断，其制动阀也可以将起吊的物料固定在任何位置。此外，防爆性能也有严格的要求。根据上述条件和要求，我们选择JDN PROFI系列的气动提升机，该系列气动提升机异常牢固可靠，适用于各种恶劣的工业应用环境，甚至可以持续作业，根据不同的需求，可以提供不同的控制系统，对于不同的移动负载，可提供不同的行走小车以满足需要，该系列气动提升机有良好的防爆性能，很适合井下作业。所选择的气动提升机的型号为JDN PROFI3TI，如图6-6，性能参数如下：工作气压： 0.6MPa提升能力： 3t马达输出功率： 3.5kW满载提升速度： 5m/min空载提升速度： 10m/min满载下降速度： 10.8m/min图 6-6 JDN PROFI气动提升机满载耗气量提升： 4m/min满载耗气量下降： 5.5m/min管路尺寸(内径)： 19mm标准提升高度： 3m带消音器满载噪音提升：78dB带消音器满载噪音下降：80dB7单轨吊轨道安装标准7.1轨道及吊装件设计要求单轨吊轨道主要有直轨、弯轨、连接轨和过渡轨四种，吊挂轨道规格满足下列要求：使用符合德国工业标准（DIN20593）的专用钢轨I140E，直轨标准长度3m/2.25m ,宽度68mm，高度155mm，中板厚度7+0.5mm。允许单根轨道垂直夹角是3.5，水平夹角1。弯轨最小水平曲率半径4m，每节弧长不大于2.5m，弧长大于1.6m时，应在其中点设一吊耳。轨道垂直转弯用直轨完成，最小垂直曲率半径10m。水平弯轨及轨道与道岔连接处应用法兰连接。同一线路必须使用同型号单轨，道岔单轨要与线路单轨型号一致，单轨接头间隙不得大于3mm，高低和左右允许偏差分别为2mm和1mm。吊挂紧固件应使用10.9级高强度M20115螺栓和M2095螺栓。吊挂链环选用GB/T12718-91标准的1864规格的高强度圆环链。吊挂U型环为生产厂家设计制造专用配件，不可用其他产品替代。工字钢、U型钢卡具为生产厂家专用配件，不可用其他产品替代。7.2轨道悬挂安装要求轨道吊挂方式根据矿井下实际情况确定，不可擅自更改吊挂方式。 吊挂紧固件、链环、特制卡具及U型环使用前应做不小于150kN集中载荷的抽样试验。轨道吊挂完毕后，如图7-1、图7-2、图7-3所示：-33，80100，-11，-10mmm10mm。图 7-1图 7-2单轨直道段，为限制轨道的横向摆动，需沿纵向每隔十组吊点增设一组加强链，两条加强链夹角大于120，如图7-4示。图 7-4 水平轨道横拉链图图 7-3轨道在坡上安装时，每个轨道用一根斜拉链进行斜拉，每隔4条轨道，沿轨道垂直方向设一横拉链，如图7-5所示。弯轨与弯轨连接、弯轨与直轨连接和弯轨、直轨与道岔连接均为法兰式连接，法兰连接处间隙小于3mm，轨道底最大间隙小于2mm，如图7-6所示。图 7-5 坡上轨道斜拉链图图 7-6 法兰式连接图 7-7 双锚杆悬挂过度轨为道岔与直轨连接用轨道，此轨根据实际安装情况，确定所需直轨长度。A 锚杆悬挂吊挂轨道选用锚杆悬挂时，选用22x2500mm高强锚杆，安装轨道前对每根锚杆进行预定54kN锚固力的集中载荷试验。如有特殊地质条件需选用其他型号锚杆。当采用锚杆悬吊时，要求单根锚杆锚固力大于100kN，锚杆外露长度在100-150 mm之间，巷道中垂线与锚杆夹角小于10。要求吊挂轨道的各吊挂点间距偏差不得大于20mm，10组吊挂点间距的累计偏差不得大于50mm。图 7-8 单锚杆悬挂B工字钢架棚悬挂图 7-9 工字钢架棚挂接采用矿工钢梯形棚支护时，可用顶梁或在顶梁间加小短梁的方式悬挂轨道，其悬吊点做90kN预定集中载荷试验时，顶梁不得产生朔性变形，顶梁与小短梁的连接不得产生松脱或破坏变形，整组支护棚应能可靠支撑围岩压力。支护棚间应设纵向拉杆，防止支护棚倒伏。轨道垂直方向偏移角小于3，水平方向偏移角小于1要求吊挂轨道的各吊挂点间距偏差不得大于20mm，10组吊挂点间距的累计偏差不得大于50mm。C. U型钢架棚悬挂采用U型可压缩性金属架棚支护时，可用架棚顶梁悬挂轨道，在悬吊点做100kN预定集中载荷试验，试验过程中架棚不得失去可缩性和产生朔性变形，应能可靠支撑围岩压力。支护棚间应设纵向拉杆，防止支护棚倒伏。轨道垂直方向偏移角小于3，水平方向偏移角小于1。要求吊挂轨道的各吊挂点间距偏差不得大于20mm，10组吊挂点间距的累计偏差不得大于50mm。图 7-10 U型钢架棚悬挂7.3单轨吊道岔单轨吊道岔布置在不大于3的单轨线路段。道岔活动轨的摆角12。道岔框架设4个悬挂点，每个悬挂点由锚杆锁件悬挂，道岔与外接轨道连接点用法兰连接。道岔悬吊完毕后，道岔倾角小于3。道岔气动控制箱安装于巷道一侧帮上，高度适宜操作即可。气缸控制管路需固定在巷道帮上，避免外界锐器损伤。图 7-11 道岔示意图结论本文设计了一种井下辅助运输设备气动单轨吊车，本文着重对气动单轨吊车的行走系统、制动系统、气动控制系统及机车运行轨道的铺设进行了较为详细的设计。行走系统的设计关键是机械传动方案设计，本文提供了一种反向平行轴双输出减速器设计，成功实现了两个摩擦轮的同步反向运转，传动平稳可靠，可行性高。制动系统的关键是弹簧和气缸的选型设计，采用新型材料作为弹簧的材料，性能可靠。气动控制系统的设计关键是气动原理图的设计和气控阀的选取，本文提供了两种切实可行的气动原理回路，气控阀的选择合理，能够满足系统要求。轨道的铺设主要参考现有单轨吊轨道铺设标准，合理且符合实际安装要求。本文所设计的气动单轨吊适用于井下大倾角的、防爆要求条件高、短距离重载快速的运输，效率高，安全可靠，结构简单。气动单轨吊是井下辅助运输的新宠儿，具有很好的经济效益和社会效益。参考文献1 雷煌.综采工作面快速搬家成套装备及技术的应用J.煤炭科学技术，2008（4）：1-32 姜汉军.矿井辅助运输设备M.徐州：中国矿业大学出版社，2008，116-119，167-1713 雷煌.无轨辅助运输在井下综采工作面搬家作业中的应用J.煤矿机械，2008,29（1）：139-1414 张李忠,写义明，罗志诚.我国煤矿井下辅助运输现状和技术.改造途径J.采矿技术，2010(10)：118-1205 柳枫，张敬辉，程淑娟.辅助运输车辆在煤矿井下的应用分析J.煤矿机械，2012,33（3）:204-2056 苏其亮，王贯中，王龙升.蓄电池单轨吊的研究与应用J.山东煤炭科技，2007，3,30-317 王刚.单轨吊辅助运输系统的发展前景J.科学之友，20128 李炳文,王启广.矿山机械M.徐州：中国矿业大学出版社.20079 程志红.机械设计M.南京：东南大学出版社.2006，47-48,80-10510 程志红,唐大放.机械设计-课程上机与设计M.南京:东南大学出版社，2006,42-8411 王洪欣，冯雪君.机械原理M.南京：东南大学出版社，2006,110-13212 成大先.机械设计手册第3卷.化学工业出版社.199913 汝元功,唐照民.机械设计手册第5卷.化学工业出版社.200814 成大先. 机械设计手册第4卷.化学工业出版社.200815 成大先. 机械设计手册第5卷.化学工业出版社.200816 李爱军,陈国平.画法几何及机械制图.徐州:中国矿业大学出版社,200717 孙海波,姚新港.AutoCAD2008使用教程.北京:机械工业出版社,2008.518 褚言军.煤矿井下单轨吊制动系统的设计及性能研究硕士学位论文.山东：山东科技大学，201119 曲在纲,黄月初.粉末冶金摩擦材料M.北京：冶金工业出版社,2005.20 Carl-Peter Zander德国.带烧结金属衬层闸瓦制动器的运用经验J.国外机车车辆工，2002(05):15-1721 徐德详,刘德富,赵振刚.新型高强度40Si2CrNi2Mo的研制M.特殊钢,2004,25(1),38-4022 中华人民共和国煤炭行业标准MT/T883-2000.柴油机单轨吊机车M.北京：煤炭工业出版社，200423 许福玲，陈晓明.液压与气压传动(第3版)M.北京：机械工业出版社，2007,203-25124 机械设计手册编委会.机械设计手册单行本-气压传动与控制M.北京：机械工业出版社，200725 陈文龙，叶晓辉，徐学文.单轨吊运技术在仙槎煤业的应用J.江西煤炭科技，2010,3（3），38-39翻译部分英文部分CONTROL OF A PNEUMATIC SYSTEM WITH ADAPTIVE NEURAL NETWORKCOMPENSATIONBY SASAN TAGHIZADEHA thesis submitted to the Department of Mechanical and Materials Engineering in conformity with the requirements for the degree of Master of Applied ScienceABSTRACTSasan Taghizadeh: Control of a Pneumatic System with Adaptive Neural NetworkCompensation. M.A.Sc. Thesis, Queens University, August, 2010.Considerable research has been conducted on the control of pneumatic systems due to theirpotential as a low-cost, clean, high power-to-weight ratio actuators. However, nonlinearities such as those due to compressibility of air continue to limit their accuracy. Among the nonlinearities in a pneumatic system, friction can have a significant effect on tracking performance, especially in applications that use rodless cylinders which have higher Coulomb friction than rodded cylinders.Compensation for nonlinearities in pneumatic systems has been a popular area of research in pneumatic system control. Most advanced nonlinear control strategies are based on a detailed mathematical model of the system. If a simplified mathematical model is used, then performance is sensitive to uncertainties and parameter variations in the robot. Although they show relatively good results, the requirement for model parameter identification has made these methods difficult to implement. This highlights the need for an adaptive controller that is not based on a mathematical model.The objective of this thesis was to design and evaluate a position and velocity controller for application to a pneumatic gantry robot. An Adaptive Neural Network (ANN) structure was mplemented as both a controller and as a compensator. The implemented ANN had online training as this was considered to be the algorithm that had the greatest potential to enhance the performance of the pneumatic system.One axis of the robot was used to obtain results for the cases of velocity and position control. Seven different velocity controllers were tested and their performance compared. For position control, only two controllers were examined: conventional PID and PID with an ANN Compensator (ANNC). The position controllers were tuned for step changes in the setpoint. Their performance was evaluated as applied to sinusoid tracking.It was shown that the addition of ANN as a compensator could improve the performance of both position and velocity control. For position control, the ANNC improved the tracking performance by over 20%. Although performance was better than with conventional PID control, it was concluded that the level of improvement with ANNC did not warrant the extra effort in tuning and implementation.Chapter 1 IntroductionControl systems exist in a virtually infinite variety, both in type of application and level of sophistication. Control Engineering can be summed up as the design and implementation of automatic control systems to achieve specified objectives under given constraints. For a complex system, the overall objectives and constraints will need to be translated into performance specifications for the various subsystems ultimately into control systems specifications for low-level subsystems. Control engineering practice includes the use of better and more efficient control design strategies for improving manufacturing processes, the efficiency of energy use, advanced automobiles, among others. The present challenge to control engineers is the modeling and control of modern, complex, interrelated systems such as navigation control systems, chemical processes and robotic systems.1.1 Problem OverviewPID is the acronym for the classical and most heavily used control algorithm. Proportional plus Integral plus Derivative (PID) control is sufficient for many control problems, particularly when there are benign process dynamics and modest performance requirements. However, there are numerous control situations in which PID control with constant gains fails to meet the requirements. For example, systems with large parameter variations are candidates for more sophisticated control structures.Considerable research has been conducted on the control of pneumatic systems due to their potential as a low-cost, clean, high power-to-weight ratio actuators. However, nonlinearities such as those due to compressibility of air continue to limit their accuracy. Among the nonlinearities in a pneumatic system, friction can have a significant effect on tracking performance, especially in applications that use rodless cylinders which have higher Coulomb friction than rodded cylinders.Compensation for nonlinearities in pneumatic systems has been a popular area of research in pneumatic system control. Most of the compensation strategies use model based algorithms. Although they show relatively good results, the requirement for model parameter identification has made these methods difficult to implement.A pneumatic gantry robot is an example of a pneumatic system that typically requires a controller more sophisticated than PID. Most advanced nonlinear control strategies are based on a detailed mathematical model of the system. If a simplified mathematical model is used, then performance is sensitive to uncertainties and parameter variations. This highlights the need for an adaptive controller that is not based on a mathematical model.1.2 ObjectivesAbu-Mallouh and Surgenor (2008) conducted research on force/velocity control of a pneumatic gantry robot for contour tracking with NN compensation. They used two Proportional Pressure Control (PPC) valves. Both simulation and experimental results were presented. However, the NN compensator was only tested by simulation. They concluded that their work demonstrated the value of NN for online compensation of nonlinear elements in a pneumatic system, but experimental verification was required. The underlying purpose of the thesis is to provide that verification.The objective of this thesis is to design and evaluate a position and velocity controller for application to one axis of the pneumatic gantry robot. An adaptive NN will be tested as both a controller and as a compensator. The implemented NN will be adaptive with online training as this is an algorithm that appears to have the greatest potential to enhance the performance of a pneumatic system. Performance of the NN will be reported quantitatively. Comparison will be made with the performance of a conventional PID controller, in order to provide a benchmark.1.3 Thesis OutlineThe organization of the thesis is as follows:Chapter 2 presents a literature review on six subjects: 1) pneumatic system control, 2) pneumatic control with compensation, 3) Neural Network (NN), 4) NN as a controller, 5) NN as a compensator and 6) online versus offline NN.Chapter 3 provides background on the apparatus including sensor calibration. Details on the Adaptive Neural Network (ANN) algorithm will also be given including the implementation and tuning.In Chapter 4 the apparatus is used to obtain results for the case of velocity control, in order to evaluate the performance of ANN as applied to one axis of the gantry robot. Seven different controllers are tested and their performance compared: 1) P-only, 2) PI, 3) PI+P, 4) ANN, 5) ANN+P, 6) P-only+ANNC (ANN compensator) and 7) PI+ANNC. For ANN and ANN+P, ANN is applied as a stand-alone controller. For P-only+ANNC and PI+ANNC, ANN is applied as a compensator.In Chapter 5 the apparatus is used to obtain results for the case of position control, in order to evaluate the performance of ANN as a compensator. It provides the tuning methodology and comparative performance results. Two controllers are tested: 1) PID and 2) PID+ANNC. The controllers are tuned for step changes in the setpoint. Their performance is evaluated as applied to sinusoid tracking.Chapter 2 Literature ReviewThis chapter presents a literature review on six subjects: 1) pneumatic system control, 2) pneumatic control with compensation, 3) Neural Network (NN), 4) NN as a controller, 5) NN as a compensator and 6) online versus offline NN.2.1 Pneumatic System ControlPneumatic actuators are difficult to control because of low bandwidth and high nonlinearity due mainly to air compressibility and Coulomb friction effects. However, relative to electrically actuated systems, pneumatic systems are cheaper and easier to maintain. This observation has led to considerable interest and research on pneumatic system control. Two specific examples will be given in this section. They were chosen as they gave quantitative and comparative performance results for different control schemes.van Varseveld and Bone (1997) implemented a fast, accurate, and inexpensive position-controlled pneumatic actuator. Figure 2-1 illustrates the pneumatic system that they used. The system used a standard rodded pneumatic cylinder (stroke = 152 mm, diameter = 27 mm) with two on/off solenoid valves. The valves were pulsed using a novel Pulse Width Modulation (PWM) algorithm which produced a very linear open-loop velocity response. Four different schemes of PWM were examined.Figure 2-1 Schematic of pneumatic control system with solenoid valves (van Varseveld and Bone, 1997)Figure 2-2 Closed-loop position controller step responses for PWM schemes (van Varseveld and Bone, 1997)Figure 2-2 shows the closed-loop position controller step response for the different PWM schemes. The results led them to use PWM Scheme 4 due to its better transient response. Then, they added basic friction compensation to the PID controller with PWM Scheme 4. Figure 2-3 illustrates the results for the PID position controller with and without friction compensation. They reported that adding a friction compensator could reduce the average of steady-state error by 40%, from 0.19 mm without the compensator to 0.11 mm with the compensator.Figure 2-3 PID position controller result with and without friction compensation(van Varseveld and Bone, 1997)Figure 2-4 Fuzzy control with P feedback for sine wave input (Chillari et al, 2001)Chillari et al (2001) conducted several experiments on pneumatic system control. They examined PID, Fuzzy, Sliding mode and Neuro-Fuzzy controllers. Experimental results for these controllers applied to different setpoint trajectories were presented. Main parts of the apparatus were: rodded pneumatic cylinder (stroke = 200 mm, diameter = 25 mm) and two pairs of on/off solenoid valves.The controllers were tested on sinusoidal, square, saw-tooth and staircase input signals. In their work, Chillari et al adopted a differential pressure (P) feedback signal in order to compensate for external disturbances and also friction forces that would act against the motion. Figure 2-4 shows the Fuzzy control with P feedback for a sine wave. Unfortunately, they did not present a figure which shows the controller without the P feedback. In addition, they introduced a NN which was able to estimate the P feedback and could be used instead of the differential pressure sensor.Figure 2-5 presents a quantitative performance comparison of the different controllers based on the standard deviation between the desired and the actual position signal in m. According to Figure 2-5, the error increases as the frequency of the signal increases. The Fuzzy controller showed slightly better performance than the PID controller. Adoption of the P feedback improved the performance of the Fuzzy controller still further. The performance of the Fuzzy controller with the NN estimate of P was comparable to that of the Fuzzy controller with real P feedback.Figure 2-5 Performance comparison for different controllers and setpoints (Chillari et al, 2001)2.1.1 Pneumatic Control with CompensationAs discussed in the previous section, van Varseveld and Bone (1997) used a basic Coulomb friction compensation combined with bounded integral control which was found to substantially reduce the steady-state error due to stiction. At zero velocity, the friction force known as stiction is largely responsible for any steady-state error. Friction compensation was disabled once the steady-state error was within a specified tolerance. The results of applying the controllers on step input and S-curve were shown in Figure 2-2 and Figure 2-3, respectively.One of the common compensators in pneumatic controls is deadzone (dead time) compensation. The deadzone is an inherent nonlinearity in pneumatic servo valves, where for a range of input control values, the valve gives no output flow. From Ning and Bone (2002), Figure 2-6 illustrates the measured relationship between the maximum cylinder force versus the valve input (Part a) and the schematic of a servo pneumatic valve showing chambers A and B (Part b). There are three situations for the spool of valve based on the valve input. First, if the valve input is greaterthan , chamber A is filling. Second, if the valve input is less than , chamber B is filling. Third, if the valve input is in between and , the applied force is less than the static friction force. In the third case, the cylinder does not move and this is called the deadzone.（a）Measured relationship between the (b) Schematic of a servo pneumaticmaximum cylinder force and the valve input valve showing chambers A and BFigure 2-6 Working principle of a servo pneumatic valve (Ning and Bone, 2002)Figure 2-7 gives the block diagram of the control system with friction compensation used in their paper. A Proportional plus Velocity plus Acceleration (PVA) position controller was adopted. A friction compensation block was added as a feedforward signal to the PVA output. Unfortunately, the authors did not provide any mechanical specifications for the apparatus. They did mention that a rodless cylinder was used.Figure 2-7 Block diagram of the PVA controller with friction compensation (Ning and Bone, 2002)In Ning and Bone (2002), when the cylinder was in the deadzone, a friction compensation term was added to the control signal to make the cylinder move until it reached the desired steady-state error value. The friction compensation parameters had to be tuned by the user. However, no tuning procedure was presented. They deployed both PV and PVA controllers. Since they used double differentiation for the acceleration feedback, significant noise was seen in the signal. The controller was set to PVA initially. It would be switched back to PV when the piston was 5 mm away from the setpoint. Figure 2-8 illustrates the experimental position and error responses of PVA/PV control where they could get a steady-state accuracy of 0.01 mm. The proportional, velocity and acceleration gains are given. No comparison of performance was presented between the controller with and without the friction compensation.Figure 2-8 Experimental position and error signals of PVA/PV position control (Ning and Bone, 2002)Ning and Bone (2005) conducted an experimental comparison of two servo pneumatic position control algorithms: PVA + feedforward (FF) + deadzone compensation (DZC) and Sliding Mode Control (SMC). They used a rodless cylinder with a Proportional Flow Control (PFC) valve. The DZC was the same as the one used in Ning and Bone (2002). Figure 2-9 gives the block diagram of the PVA+FF+DZC controller.The tracking performances were evaluated by the RMSE . The PVA+FF+DZC controller had a RMSE of 0.910 mm for a sinusoid at 0.5 Hz. For the same sinusoid tracking, SMC could Figure 2-9 Block diagram of PVA+FF+DZC controller (Ning and Bone, 2005)reduce the RMSE to 0.375 mm.Andrighetto and Bavaresco (2009) reported success in using deadzone compensation for their pneumatic apparatus. They used a pneumatic rodless cylinder (stroke = 500 mm, diameter = 25 mm) and a 5 port 3 way PFC valve (the same valve used in this thesis). Figure 2-10 shows the experimental result for a sinusoidal input where deadzone compensation is added to a tuned P-only position controller. Specifically, the input was a sinusoidal wave at 1.6 Hz and amplitude of 200 mm. The maximum error was around 70 mm without deadzone compensation which was reduced to 20 mm with the compensation (70% reduction in the error). They claimed that the deadzone compensation was fairly easy to implement. Despite this statement, they mentioned that this method is only applicable when the deadzone is known and the valve dynamics are fast enough to be neglected.Figure 2-10 P-only position controller with and without deadzone compensation中文部分自适应神经网络补偿气动系统的控制Sasan Taghizadeh本论文符合机械与材料工程学院应用科学硕士学位要求皇后大学加拿大 安大略省 金斯顿2010年9月摘 要Sasan Taghizadeh：自适应神经补偿气动系统的控制，应用科学硕士论文，皇后大学，2010年8月。气动系统的控制具有作为低成本、清洁、执行元件功重比高等优点,因而在气动控制上有越来越多的研究。然而，其精准度仍受到如压缩空气等一些非线性因素的限制。在气动系统的非线性因素中，摩擦会对跟踪性能产生显著的影响，特别是在使用系列无杆气缸的应用上，因为无杆气缸具有比有杆气缸更高的库仑摩擦。在气动系统控制方面，气动系统的非线性补偿已成为一种热门的研究领域。最先进的非线性调控方式是基于一个系统的复杂的数学模型。如果使用一个简化的数学模型，那么它
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