优秀毕业设计：鞍钢矿山钢丝绳推车机设计研究

1、矿山轨道运输中，除机车、矿车等主要设备外，在卸载站、装车站、罐笼井井口等 处的运输作业中，还使用了许多辅助设备，如推车机、爬车机、阻车器、限速器、翻车 机（器）等等。这些辅助设备主要用来完成矿车的短距离运行、行车控制及卸载任务。 辅助机械的使用，大大提高了运输效率，减轻了工人的劳动强度。推车机则以其特有的 特点而被矿山企业广泛的应用。1.1推车机的概述ll1推车机的用途在使用矿车的运输作业中，为了完成矿车的装载、提升和卸载等工序，常常需要在 较短距离内使用推车机来移动矿车的位置。根据不同的工作条件，推车机可以分为多种 类型。1.1.2推车机的类型按其作业地点推车机可以分为三类：安设在装载站的推

2、车机；安设在翻车机前的推 车机；安设在罐笼前重车进罐侧的推车机。按其结构推车机可分为有牵引机构和无牵引机构两大类。有牵引机构的推车机由驱 动装置带动钢丝绳或链条牵引推爪小车推动矿车；无牵引结构的推车机则借气缸、活塞 杆推爪推动矿车。按所用能源的不同，又分为电动、气动、液压等三种推车机。此外，根据推车机和 矿车的相对位置不同，又可分为上行式和下行式，目前多数矿山采用下行式。1.1.3推车机的结构下面以钢丝绳推车机为例，对推车机的结构进行简单的分析。钢丝绳推车机的结构 如图1所示，主要由拉紧装置1、推爪小车2、导轨3、绳轮4、驱动装置5及牵引钢丝 绳6等几部分组成。拉紧装置：拉紧装置的作用在于使牵

3、引钢丝绳具有一定的初张力，以防止钢丝绳松 弛。但初张力不能太大，否则将增加传动系统的总阻力。推爪小车：它是推车机的工作部件，它可以沿导轨做往复运动。其上装有推爪，用 以推动矿车。绳轮：绳轮也称滑轮或导向滑轮，用丁牵引钢丝绳的转向。滑轮通常安装在固定的 心轴上，滑轮与心轴z间装有滚动轴承或滑动轴承，可以口由转动。1拉紧装置2.推爪小车3.导轨4.头部绳轮5.驱动装置6.牵引钢丝绳i图1.1钢丝绳推车机结构图驱动装置：钢丝绳推车机的驱动装置由电动机、传动部分、驱动轮等几部分组成。 传动部分有皮带传动、普通鬪柱齿轮传动、蜗轮蜗杆传动等多种形式。牵引钢丝绳：牵引钢丝绳用于牵引推爪小车做往返运动。所用的

4、牵引钢丝绳应具有 较好的挠曲性和耐磨性，一般选择同向捻（顺捻）的普通钢丝绳。同向捻钢丝绳较柔软、 表面光滑、使用寿命长。钢丝绳推车机的结构简单，安装和维护比较方便。正确的选择导向轮及卷筒宜径， 能适当延长钢丝绳寿命。因此，钢丝绳推车机得到了比较广泛的应用。1.2国内外对推车机的研究冃前，随着科学技术的迅猛发展以及考虑到对能源的节省利用、对生产成本的降低 等因素的影响，国内外人部分的矿山公司也正不断的对推车机的技术性能和结构参数进 行改进。使其结构更加合理，安装更加方便，费用更加低廉。近儿年来，各国政府对矿山和煤炭的开采给予了高度的重视和基金的资助。目前， 国内对推车机所进行的研究仅限于对传统的

5、行进机构的改造，而只有少数的企业对推车 机的驱动装置进行根本的改造。广西东南金矿在对国内外推车机进行深入研究的基础上, 将原有推车机改制成一种简单的推车机，即把联轴器、主轴、轴承和固定丁基础的轴承 座上等部件革掉，而把卷筒直接固定在减速器出端轴上经过计算比较，改装后的推车机的减速器出端轴头所受的悬臂力矩仅是改制前空压机曲轴的1&95%,使这个推车初l 的卷筒直接固定在减速器出端轴上。减速器岀端轴上固定方法如图1.2所示。自改制开始 使用这种推车机，至今已经完成了十万多次的推车任务。实践证明，这种推车机结构简 单、部件少、安装容易、便于维修、费用可大大降低。这次的改进是对推车机驱动部分

6、的一次较完善的改进。j><i° 911. 推午机卷筒2.螺丝3.法兰4.轴套5.键6.减速器出端轴头7.电焊2】图1.2减速器出端轴上固定方法然而，国外对推车机的改造重点是减少人力，提高效率。将原有的动力驱动改制成 液压驱动，并且不断的对液压系统进行改进。瑞典马尔姆贝尔盖特铁矿公司基于气动或 电动圆坏链式推车机不能满足各种工况的需求，机械化、自动化程度低，因此，公司设计了一种新型的用链轮直接駆动的液控推车机。改进后的液压系统如图1.3所示。此1.粗滤器2、15、20.溢流阀3.油泵4.压力继电器5.精滤器6、9、10.旁通阀7、13、16、17.单向阀&先导式溢流

7、阀11、12换向阀14.可调节流阀马达19.链轮图1.3改进后的液压系统图系统由主冋路、换向及调速冋路、卸荷及保护冋路等组成。主冋路具有良好的散热效果 ii结构简单。换向及调速冋路可实现推爪的前进、后退和停止，避免了推爪与矿车之间 产生较人的碰撞冲击。卸荷及保护回路则可以保证屯控系统出现故障吋，可实现手动操 作及系统超压时起到高压保护作用。1.3课题的背景及意义在我国国民经济的发展中矿山企业的发展起着举足轻重的作用。它的发展直接关系 到冶金企业的发展。因此，近几年来，矿山企业的发展一宜是我国较关注的事情之一。 口 19枇纪50年代起，特别是20世纪50年代z后,矿冶工业的飞速发展，对人类社会

8、产生了深远的影响。现今，矿冶行业日益加剧的全球化竞争和兼并，促使了市场对矿山 机械的性能耍求越来越高。因此，从矿山的开采生产流程的总体高度上考虑如何提高生 产率、缩短生产时间、提高矿的产量和质量成为人们关注的焦点。推车机是用来将矿井 中的矿车推进或推岀罐笼的一种矿山机械辅助设备，它的突出优点是：可大幅度的降低 劳动强度；提高人为作业的工作环境；可简化从开釆到运输的一系列工序；节省能源消 耗；节约人力；降低劳动成本等。矿用推车机将给矿山业带来显箸的经济效益和社会效 益。基于推车机的上述优点，口前齐大矿山企业及科研单位院校对推车机这一辅助设备 也进行了深入的研究和开发。近年来，鞍钢矿山设计研究院机

9、械室的工程设计人员及高级工程师开始与实践相结 合，通过理论分析、计算和研究，不断总结实践经验，使所设计的推车机结构更加合理、 工作更加高效。同时，他们也在推车机的改进方面取得了一定的成就。自从1992年对弓 长岭铁矿厂推车机的设计到2005年对其进行的结构改进，鞍钢矿山设计研究院已经积累 了大量的理论、实践经验。其改进主要是针对近几年来随着铁矿石的不断开采而导致井 深下降的问题而进行的。为了使推车机能更好的适应深井作业，对其动力装置进行了改 进。由原來的气动驱动改为电动驱动。改造后的推车机适应性更强，安全性更高，减轻 了工人的劳动强度，大大提高了劳动生产率。虽然现在我国矿山机械的发展已经日趋成

10、熟，矿山运输机械也较以前有了较大的提 高。但是与先进水平相比，我国的技术改造能力和创新能力都存在着较大的差距。目前, 重点应该是把从国外进口的矿山设备进行国产化，并对其性能寿命和可靠度等方面在技 术创新的基础上进一步的提高。并在新的形势下为提高我国矿山机械的发展做出新的贡 献。1.4本文主要研究工作本毕业设计课题研究的冃的是基于鞍钢矿山设计研究院对弓长岭铁矿厂的钢丝绳推 车机设计研究的基础上，通过对结构和性能的分析进行设计并进一步的对其进行改进， 使其更加适应弓长岭铁矿厂的井下作业，从而提高工作效率。木毕业设计主要设计研究 的内容包插如下，其设计内容结构图如图14所示；1. 对钢丝绳推车机传动

11、方案的拟订并进行优化选择。通过对各种方案的比较选择一个 最佳的传动方案进行设计。2. 对所设计机械的电动机的设计选择，并对其进行校核，确定所选择的电动机能满足 特定的工况。3. 对钢丝绳推车机的零、部件进行设计计算。并对其中的重要零、部件进行校核计算。 确保钢丝绳推车机在工作中安全、可靠。4. 对所设计的钢丝绳推车机进行坏保性和经济性的分析。确保所设计的设备对环境产 生较少的污染危害，以较少的投入得到较人的收益。图1.4设计内容结构图2总体方案设计与选择2.1钢丝绳推车机的驱动方案设计与选择钢丝绳推车机的驱动装置一般由电动机、传动部分及摩擦轮等几部分组成。传动部 分可以采用采用皮带传动或是标准

12、减速器传动。采用皮带传动装置便于制造，并且成木 十分的低廉，但是如果机构的传动比过大时，则容易造成其外形尺寸较大，结构不够紧 凑，占地面积较大。因此较少被采用。使用标准的减速器可以采用蜗轮蜗杆传动或是齿 轮传动的减速器。但是由于蜗轮蜗杆传动的减速器传动效率低，除受地位限制外，一般 较少采用。而齿轮传动的减速器则具有体积小，占地面积小，重量轻，寿命长，速比大, 传动效率高及布置紧凑等特点而被广泛的采用。传动方案：木设计综合各种传动装置的特点，针对其设计实际出发，决定采用二级 传动的传动方案。第一级传动采用皮带传动，第二级传动采用齿轮减速器传动，这样即 降低了传动装置的制造、生产成本，又使传动装置

13、的结构布置紧凑且能有效地提高传动 效率。其方案图如图2所示1.电动机 2.皮帶轮 3.标准减速器 4联轴器 5.卷筒图2.1总体方案图摩擦轮的选择：在选择摩擦轮时，采用卷筒式是比较常用的型式。在推车机屮，一 般采用圆柱形卷筒，卷筒的表面有光而的和螺旋槽两种，光面卷筒的结构比较简单，钢 丝绳按螺旋形紧密排列在卷筒表面上，由于钢丝绳和卷筒之间的比压力较大，且相邻绳 圈在工作时有摩擦，使钢丝绳农面的钢丝磨损加快，以致降低了钢丝绳的使用寿命。因 此，选用表面带有螺旋槽的比较好。在有螺旋槽的卷筒上，由于绳槽的螺距大于钢丝绳 直径，保证绳圈之间具有一定的间隙，工作时不致彼此摩擦，从而提高了钢丝绳的使用 寿

14、命o在对上述的各种方案进行综合后，得出驱动方案结论：2.2张紧装置、钢丝绳及导向滑轮的设计与选择张紧装置的选择：钢丝绳推车机的张紧装置经常使用重锤式张紧和丝杠式张紧两种 形式。由于重锤式张紧装置可以保证钢丝绳屮张力的稳定。能自动调节张力的变化而被 广泛的使用。但是考虑到本次设计的设备要结构简单，安装维护方便的要求，因而考虑 一种使用更为简单的在钢丝绳端部连接丝杠，直接旋动螺母来达到张紧目的的张紧装置。 该装置的操作、结构简单，且维护方便。钢丝绳的选择：在钢丝绳推车机屮使用的钢丝绳，应该具有较好的挠曲性和耐磨性。 按照钢丝绳推车机的工作特点应该选择顺捻结构，6股，每股19丝的普通钢丝绳。滑轮的选

15、择:滑轮一般可采用铸铁或铸钢制成。滑轮的尺寸一般是根据钢丝绳的直径 来确定，滑轮绳槽的截面形状和尺寸对滑轮工作的可靠性和钢丝绳使用寿命有很人的影 响。因此，绳槽半径应稍大于钢丝绳的半径，以免钢丝绳在绳槽中卡住。绳槽部分的具 休尺寸可参照机械设计手册来进行选取。3钢丝绳推车机的运动、动力计算及电动机的选择3.1罐笼前钢丝绳推车机的运动及动力分析计算在设计和计算罐笼用钢丝绳推车机时，每一工作循环的时间通常为1015秒，矿车 的平均运行速度约为1米/秒左右。一般來说，矿车向罐笼运行时可分为四个阶段。第一阶段：重车加速运行阶段；第二阶段：撞到空车前，重车的等速运行阶段；第三阶段： 重车和空车混合加速运

16、行阶段；第四阶段：重车和空车等速运行阶段。矿车以减速度通过最后一段路程，并因罐内阻车器的阻扌当，停在罐内阻车器前，这 一段路程所耗时间很少，且矿车与推车机间己脱离作用，故可略去不记。矿车运行至摇 台倾斜台而时的阻力，作用在第二阶段第一部分，第三阶段全部及第四阶段开始运行过 程中。已知数据：钢丝绳推车机推2 n?的矿车进入罐笼，矿车的自重0=1.35 t,矿车的最大载重量2=5 t,摇台的最大坡度=0.1。罐笼内和井口阻车器前的两矿车之间的距离心8m,矿车长度l=3m。钢丝绳推车机的工作推力f=29.8kn,矿车的运行速度v=0.59 m/so 依次对钢丝绳推车机四个阶段的运行阻力、运行时间、运

17、行距离进行计算。1第一阶段：矿车运行阻力：w严(g°+g)叫(3.1)式中：g。一矿车自身重量，= 单位为n；g矿车最大载重量，g = qg，单位为n；叫一启动阻力系数，叫=1.5®；则,®运行阻力系数，由文献4, 20屮表23, ®=0.0045。% = (go + gg = (0 + q)g 5= (1.35xl03 + 5xl03)x 9.8x1.5x0.0045=420n加速度：(3.2)f -(g() + g)a>q _ f 一 w| qo +q qo + q式中：f钢丝绳推车机的工作推力，单位为n。则,_ 29.8xlq3 -420.1

18、_ 1.35x103 +5x103=4.63 m/s加速运行时间:式中：*矿车的运行速度，单位为m/s。0.5963= 0.13 s_ 0.59x0,13_ 2= 0.038 m加速运行距离:第二阶段：运行阻力：=(go+g)(®+i)(3.3)式中:/-摇台的最大坡度。则，iv2 =(1.35xio3+5xio3)x9.8x(0.0045 + 0.1) = 6503.04 n运行距离为：52 =l s =8-0.038 = 7.962 m则所需时间为：s° 7.962= = 13.04 sv 0.59设两车相撞吋动能的恢复系数为k,则可用下式求得空车、重车相撞后的速度冬的

19、近似值:(q()+q) j = (20)+0)(3.4)则推导出：k(q°+q)(3.4a)t 2q°+q由于设计吋采用的是半刚性或刚性缓性缓冲器，故恢复系数k 一般取0.20.4,取«=0.3。则，专0.59订°"(1如呼+5型)®93 nvsv 2xl.35xio3+5xio3第三阶段：矿车运行阻力：“3 = (2g0 + g)e。+ (go + g)i= (2x1.35x10 + 5x 103) x9.8x 0.0045+ (1.35 xlo3 +5xl03)x9.8x0.1 =339.57+6223 =6562.57 n矿车加

20、速度:-9.8x103 6562.57 q18m/s220 + q 2xl.35xl0-'+5xl03加速运行时间:-=f=°-o98s加速运行距离为:°d294 x 0 098 = o.o43 m2第四阶段:矿车运行阻力:= (2g° + g)® + (go + g)i = (2xl.35xl03 +5xl03 x9.8x0.0045 + (1.35xlo3 +5xlo3)x9.8xo.l=339.57+6223=6562.57 n矿车运行距离：54 = l s3 =3-0.043 = 2.957 m则运行时间：s4 2.957 c nir4

21、= = 5.01 s4 v 0.59钢丝绳推车机一个循环总时间为：t =八 +(2 +(3 +(4=0.13+13.04+0.098+5.01=18.47 s3.2电动机的选择计算 3.2.1电动机的选择钢丝绳推车机通常具有较小的推车力，电动机的功率比较小，因此可按照工作循环 小的最大推力来选择电动机，即采用第三阶段的工作阻力进行计算。f3=(2go+g)q + 5)+ (go+g)j= (2xl.35xl03+5xl03)x9.8x(3.0189.8+ 0.0045)+ (1.35 xlo3 + 5 x103)x9.8x0.1= 23578.17 + 6223 = 29801.17n则电动机

22、的静功率:pjf3 v100029801.17x0.591000x0.85= 20.69 kw式中：传动机构的总效率，取7=0.85 （注：一般规定在初选电机时取7=0.800.85, 因 = 刃°,卷筒效率tj =0.960.98, zq型减速器效率7；0=0.94,故取=0.85比较合 适）。电动机计算功率：pt.三 kpj=.05x20.69 =21.72 kw式中：k一系数，由文献5,89中表22查得，对于中级工作的钢丝绳推车机，取心=1.05。由文献6, 1597中表32-29矢口，选用电机型号yz225m-8,其额定功率乙=22 kw,转速佝=712 r/min o 3.

23、2.2电动机发热条件校核电动机的平均工作时间：f =t = 18.74 s5电动机的平均启动时间：根据电动机的型号查得：gd2=4=4x0.820x9.8=32.14 n/m2初选联轴器型号hl6,则联轴器的go2 = 152.88 n/m2。电动机的平均启动力矩取:mq=1.6memc = 9550© = 9550x = 295.08 n-m e ®712则,=1.6m° =1.6x295.08=4723nmd = dt +d =315 + 17 = 332 mm式中：0主动卷筒的直径，单位为mm；d钢丝绳的直径，单位为mm。总的传动比:心兀也712x3.14x

24、0.315 二 i"。60v60x0.59主动轴上的静力矩:2i?29x0.332x2 = 29245 叶2x19.90x0.85则启动时间:ir» 29.55x + xl.2gd2nr/ 375mqmj9.55 x 29.8xioj or!十空 卫 x (152.88 + 32.14)712x0.85375472.13-292.45吐匕竺“26 s179.68则,按照等效功率法求得：当fc%=40%时，所需的等效功率:px =k4q a pj =0.75x1.0x20.69 = 15.52 kw式中：匚。一工作类型系数，由文献5, 117中表24知，当工作为中级时，4。=

25、0.752 系数,根据丄的值由文献5, 117中图23得2=1.0。由以上的计算数据可知，初选的电动机能满足发热条件，即 px<pe电动机的发热计算通过，故选择的电动机合格。4钢丝绳、滑轮、卷筒等零部件的设计计算4.1钢丝绳及其绳夹、套环的选择4.1.1钢丝绳的选择已知：钢丝绳推车机的工作推力f=29.8 kn,试设计钢丝绳的直径。钢丝绳所受的最人拉力,即推车机的工作推力f:贝j fmax=f=29.8kn由文献7, 315中表31.13得工作级别为m5类型，安全系数按照钢丝绳推车 机的工作特点，钢丝绳应该具有较好的挠曲性和耐磨性，钢丝绳选用6幻9型钢丝绳，其破断拉力换算系数(p=0.8

26、5o钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和f：戶莖 jx29.8xl()752942n(p0.85由文献7, 318中表31.1-6,选择钢丝绳6x19工程抗拉强度为1700 mpa,钢丝绳 直径d=17mm,其钢丝破断拉力总和为f=184000 no f<f故钢丝绳选用合格。标记如 下：钢丝绳 6x19-17-1700-1-甲镀-右同 gb1102-74结构型式为6x19工穆抗拉强度为1700 mpa, i号甲组镀锌钢丝绳制成直径17 mm, 右同向捻接触钢丝绳。4.1.2钢丝绳绳夹的及套环的选择根据钢丝绳的公称直径j=17mm,由文献7, 31-8«|«表31.115可知

27、钢丝绳夹尺寸选 用绳夹18kt gb5976-86o由文献7, 31-20中表31.1-17 w知钢丝绳用普通套环选用套 环 18gb5974.1-86o4.2滑轮主要尺寸的选取设计滑轮许用最小直径：d2=20x17 = 340 mm式中:力一系数，由文献8, 864中表8-1-54查得,方=20。由文献8, 873冲表8-1-65选用标准滑轮直径z>355 mm。由钢丝绳的直径d=17 mm,由文献8, 874中表8-1-66选滑轮槽半径/?=10.0 mm,绳槽表面粗糙度为1级， ra=6.3 |im, jt绳槽断面标记如下：绳槽断面 10-1jb/t 9005.1-99再由文献8,

28、 8-77中表8l67b,选用滑轮型式d型(带滚动轴承，无内轴套)初选 滑轮轴承6209,经查得滑轮轴的直径d=45 mmo故选用的滑轮标记如下：滑轮 d 17x355-45 jb/t9005.3其详细的设计数据见图纸bs-jinxin-6-lo4.3卷筒的基本尺寸确定及校核 4.3.1卷筒的基本尺寸选取设计计算卷筒的名义直径:£> = /? d = 18 x 17 = 306 mm式中:勺一系数，由文献8, 8-62中8-1-54查得,取08。由文献8, 8-65中表8-1-58选用卷筒直径d=315 mm,再由文献8, 865中表8-1-59 选用绳槽半径/?=10.0 m

29、mo为了避免钢丝绳脱槽和乱绕，应采用深槽卷筒，槽距p=24 mm。 绳槽表面粗糙度为2级ra =12.5 |im0卷筒槽形标记如下：深槽形 10x24-2 jb/t9006.1j999钢丝绳的工作长度5=7000 mm,由于钢丝绳的工作长度过长，因此决定采用两个卷筒。同理，根据卷筒的设计原则设计另一个卷筒的直径为d =250 设计时，两个卷 筒的小心距a=530 mmo则钢丝绳绕在两个卷筒一周的长度:+ 2。=3j4x313 14x?50+2x530= 1947.05 mm2则绕在卷筒上面的钢丝绳的工作圈数：z=?= 700° =3 60 （圈）l 1947.05取z=4圈。卷筒的长

30、度：卷筒的长度是绳端固定部分所占的长度和两端的边缘长度z和。l=(z + z° +1)p + 8p = (4 + 2 + 1)x24 + 8x24=360 mm式中：z°附加安全圈数，取附加安全圈数在23.5 z间，取z0=2o 卷筒壁厚：5=0.02d+ （610） =0.02x315+ （610） =12.316.3 mm取 / = 15 mm。4.3.2卷筒壁的压应力及稳定性校核1 卷筒壁的压应力校核：在卷筒壁中，由均布在卷筒表面的钢丝绳压力所产生的压缩应力如图4.1：图4.1钢丝绳压力对卷筒表面产生的压缩应力图类似厚壁筒情况，故可以按照计算厚壁筒应力的拉密公式进行计

31、算。此时，外表面有压力,内表面没有压力，其最大压缩压力将发生在内壁，即皿二尸吋二dp (d-s)sp一般卷筒壁厚与直径d的比值很小。所以近似认为- = 1,即将上式改写成：d-sby max29.8x1(p8p 15x24=82.78 mpa对于zg270-500铸钢材料，其屈服强度由-文献9, 3-21中表3.1-23得s=270mpa。则许用压应力，*1.5一1.58°"pa。6喰故卷筒的强度足够。由于卷筒的长度lv3d,其不受由弯矩产生的拉应力，故不需要对卷筒进行拉应力的校核。2.卷筒的稳定性校核：失去稳定时的临界压力：p = 52500 x(4.1)&式中：

32、久一卷筒绳槽底半径，r严2,单位为mm。2则，e31 §3pu = 52500x = 52500x=45.35 mpa&(西)32卷筒壁单位压力：dp2x29.8x10315x24= 7.88 mpa稳定系数:p 45 35 « =亠=-±艺=5.76 >1.31.5p 7.88卷筒的稳定性也满足稳定条件，故设计的卷筒合格。5传动部分的设计计算5.1皮带传动的设计计算己知：钢丝绳推车机駆动部分主动卷筒的直径0=0.315 m,试设计钢丝绳推车机的 传动部分，第一级采用v带传动，第二级采用减速器传动。根据3.2节的计算得知：电 动机的型号为：yz225

33、m-8,其额定功率£=22 kw,转速®=712r/min, 天运转吋间<loh 5.1.1总传动比的计算及传动比的分配钢丝绳推车机主动卷筒的转速:nl:60v60x0.59二= 35.77 r/mintid 3.14x0.315式中：9一主动卷筒的直径，单位为mm。总传动比：i = n' = 712 =19.90 nt 35.77总传动比的分配：根据v带传动和减速器传动的传动比的分配原则，即保证传动稳定，有保证传动的安全性，初取皮带传动的传动比，产1.26,则减速器的传动比：19.901.26= 15.795.1.2皮带及皮带轮的设计计算确定计算功率匕,=1

34、.2k& =1.2x1.2x22=31.68 kw选取v带带型：根据佻=31.68 kw，蚀=712r/min,由文献9, 154中图88确定选择带型为c型。确定带轮基准直径：由文献10,145中表8-3和表8-7取主动轮基准直径右=315 mm,根据心乞 仏, '料2佥得从动带轮基准直径心：d厶=id(l = 1.26x315 = 396.9 mm由文献10, 153中表87,取dd2 =400 mmo由文献9, 147中式(8-15)验算带的速度心矶"=3.14x315x71260x100060 x 1000对于普通v带vmax = 2530 m/s;取% =25

35、 m/s。带的速度合适。确定普通v带的基准长度和传动中心距：根据0.7(心+佥)兔2(心+佥)则，500.5vd()v1430初步确定中心距a。= 1050 mm。712°0 +齐 +%)+由文献10, 154中式(8-21)计算带所需的基准长度:(400-315)24x1050ld= 2x1050 + x(315 + 400) + = 3224.27 mm由文献10, 142中表82,选带的基准长度ld=3225 mm 由文献10, 154中式(8-21)计算实际中心距ald-ld“ 3225-3224.83“a -° 2二 1050 += 1050.08 mm2取 a=

36、1050mm。验算主动带轮上的包角少：a = 180° -c，d2 d(，i x57.5° = 180° - 4°°31：)x57.5° = 175.35° > 120° a1050主动轮上的包角合适。计算普通v带的根数：由文献10, 154中式(8-22)知由 =712r/min,=315 mm,心 1.26 由文献10, 150中表 85c 和表 85d 得:po =8.32 kwg =0.40 kw由文献10, 154中表88得ka = 0.99查表8-2 w kl = 0.95 ,则= 3.08 (根

37、)31.68(8.32 + 0.40)x0.99x0.95取z=3根10根，可以保证带传动的平稳性。计算预紧力坨：由文献10, 155中式(8-23)知仇=500甩(容-1) +少2以ka由文献10, 145中表8-4得q = 0.3 kg/m,故fo=5oox 31,68 x(-l) + 0.3xll742 = 555.72 n011.74x40.99计算作用在轴上的压轴力f岸由文献10, 155中式(824)得:f. = 2叭 sin- = 2x4x555.72xsin 17535 = 4442.10 n2 2带轮的结构设计：基本参数的确定：由文献10, 157中表8-10,查得槽间距=2

38、5.5 mm,第一槽对称面至端面的距离戶17 mm,基准线上槽深 =4.8 mm。则带轮宽：= (z-1) + 2/ =(4-1)x25.5 + 2x17= 110.5 mm带轮外径：d“ = dd + 2ha - 400 + 2x4.8 = 409.6 mm初选带轮上的轴孔直径d=50 mm则,d = 2d = 2x50 = 100 mm已知带轮转速：n = = - = 565.08 r/minzj 1.26轮辐数：z“=4传递的功率：p = pj =20.69 kw式中：p-一电动机的静功率，单位为kwo则，h、= 290 丄=290 xj1 20 69=27.93 mm nzav 565

39、.08x4b =0.4/?, =0.4x27.93 = 11.17 mm带轮的其余尺寸见文献10, 157中表8-10o5.2选择标准减速器减速器的输入轴转速：减速器的输入轴转速与人皮带轮的转速相同，即:“i1= - = 565.08 r/min1.26减速器的输岀轴转速:减速器的传动比匚：®712nc =i 19.90= 35.78 r/min19.901.26= 15.79由文献11, 235中附表13选择zq-500-vi-2z型减速器，当在中级工作类型时，许用功率p=24.5 kw,/0 =15.75 r/min,输入轴直径d =50 mm,输出轴直径j3=80 mm,轴端长

40、厶=85 mm。减速器的理论输岀转速:712¥o1.26x15.75= 35.88 r/min误差:xloo% =3588-357835.78xl00% = 0.28%< = 10%减速器的误差在允许的误差范围内，故选用的减速器合适。6推爪小车部分的零件设计计算6.1销轴的设计计算销轴的受力情况如图6.1所示。设计时，钢丝绳的推力作用点到推爪轴的距离人=202mm,销轴到推爪轴的水平距离z = 195mm，销轴支持点到销轴中点的距离=50.5 mmo(6.1)式中：f钢丝绳推车机的推力，单位为n；仏钢丝绳的推力作用点到推爪轴的距离，单位为mm；/销轴到推爪轴的水平距离；单位为n

41、um则，=30869.74 nfhx _ 29.8 xlo3x 202 t195销轴的两端支力为：=如=30869.74 “5434.87 n -2 2销轴的两端支撑受力情况如图6.2所示。销轴的弯曲力矩为：式屮：d销轴支持点到销轴屮点的距离，单位为mm。1541.4 4图6.2销轴的两端支撑受力图则,ww = f2a = 15434.87 x 50.5 = 779460.94 n mm销轴的直径为:(6.2)式中:k一因冲击引起的动力系数，查5, 154中表21,取心=12；rj材料的许用弯曲应力，单位为mpa, = = 106.25 mpa其中，n 1.66由文献12, 352中附录2选用

42、材料为q235-a钢，得g =170 mpa/值由文献5, 198中的表23取安全系数« = 1.6；1.2x779460.94_ v 0.1x106.25则，= 44.49 mm取销轴的直径d=45 mmo6.2推爪轴的设计计算推爪对销轴的压力与销轴对推爪的支持力大小相等，则,f产f、钢丝绳推车机的推力与f3的合力r：r =严+代2 = j（29.8xl0j2+（30869.74）2 = 42906.65 n推爪轴的受力情况如图6.3所示。设计时，推爪轴的两支点距离心101 mm,推爪的 宽度b = 70 mmoli-1bj.图6.3推爪轴的受力图推爪轴所受的弯曲力矩:(6.3)式

43、中：/推爪轴的两支点距离，单位为mm；h一推爪的宽度，单位为mm。则,理429065 x(101_70707959.73 n-mm2 2 4224推爪轴直径:1.2x707959.73 =43 q8mm0.1 x 106.25取推爪轴的直径d= 45 mmo6.3链条轴的设计计算链条轴受力情况如图6.4所示。设计时，两个外链板内侧之间的距离c = 80 mm,外链板的厚度bx = 12 mmo载荷对于圆轴的最危险情况发生在通过外链板传递牵引力的瞬间，轴上的弯距:(6.4)式中：c两个外链板内侧z间的距离,单位为mm； 勺一外链板的厚度，单位为mm。图6.4链条轴的受力图mw29.8x1038_

44、则,x(80 + 2xl2) = 387400 n-mm链条轴的直径:0叭l2x387oo=35.240.1x106.25取链条轴的直径d=40 mmo对于圆轴的直径作剪切校核:7idx4(6.5)式中:可一材料的剪切许用应力,单位为mpa, r = - = = 65.63 mpa，其中j由文 n 1.6献12, 352中附录2选用材料为q235-a钢，得105 mpa。milkjf1.2x29.8xl03<贝ij,r =-=14.23 mpaw rc 加c 3.14x4022 x2 x4 4故设计的链条轴合适。6.4链条衬套的设计计算衬套载荷的最危险情形，是当牵引力经过内链片传递的瞬间

45、。假设rti齿轮产生的压 力为均布载荷，而传给衬套，衬套的承载宽度b3 =60 mm,内链板宽度b2 = 12 mm,两个 内链板内侧z间的距离c =76 mm。弯距为：w,l.=y(£-) = y2(c2+62)-(6.6)式中：爲一衬套的乐载宽度，单位为mm；b2一内链板厚度,单位为mm；c2 两个内链板内侧之间的距离,单位为mm。_. f zc2+bb.f r_z7、.29.8xlo3_、小必=-()=g2(c2 + &2)_ 31 =x 2x(76+ 12)-60224oo=432100 n-mrn链条衬套外径:(6.7)式中：0比系数，衬套内径与外径的比值，设计时，

46、取0=0.81。则,1.2x4321000.1x(1-0.814)x106.25= 44.09 mm则取链条衬套外径d=45 mm。6.5链板的强度校核在对链板设计时，链板的宽度l = 90 mm,链板的厚度h = 2mm,链板孔直径厂=46mm。试对链板进行强度的校核。解对链板孔两侧最薄处的强度校核：2b(l - 2r)訥(6.8)式中：厶一链板的宽度，单位为mm；h一链板的厚度，单位为mm；r一链板孔直径,单位为mm；ah一材料的拉伸许用应力，单位为mpa, ab = = =250 mpa,其中刀由 n 1.6文献12, 352中附录2选用材料为q235-a钢,得巧=400 mpa。= 3

47、3.86 mpawg1.2x29.8x10'2b(l_2r)2x12x(90-46)故链板的强度满足要求。7主动卷筒轴与滚动轴承的强度校核计算已知：钢丝绳推车机输送矿车匀速平稳运行，以yz225m-8型电动机作为驱动装置, 第一级采用皮带传动，第二级采用减速器传动。减速器的输出轴与主动卷筒轴z间依靠 联轴器相联接，卷筒的转速=35.78 r/min,试对主动卷筒轴进行校核。7.1按弯扭合成应力校核轴的强度在对轴进行校核时，主要分析主动卷筒上所受的力。由于推车机大部分时间处于匀 速运动状态，因此，轴的载荷分析如图7所示。设计时，/|=239.5 mm, /2=104.5mm, 厶=120

48、 mm, /4=105 mm。图示屮f2的大小为钢丝绳推车机的推力，即f2 =29800 no由丁推车机做匀速运动，则厲的大小等于推车机的推力减去矿车在匀速状态下的阻力=f2-w2 =29800-6503.04 =23296.96n,的与水平面的交角0 = 3.90°,片与水平面的交角a = 20。钢丝绳与卷筒z间的摩擦力忽略不计。1. 求轴上的功率p和转矩八p =戸畀佃no = 22 x 0.96 x 0.94 x 0.98 = 19.46 kw转速：n =35.78 r/min则转矩卩为：p19 46t = 9550000 = 9550000 = 5194046.95 n mn3

49、5.782. 求作用在主动卷筒上的力：许力在水平方向上的力：f； = f cos a = 23296.96 x cos 20° = 22156.73 n力在垂直方向上的力：f/' = fx sina = 23296.96xsin20° =7199.16n耳力在水平方向上的力：nv2用图7.1轴的载荷分析图f2 = f2 cos/? = 29800 x cos3.90° =29744.10耳力在垂直方向上的力：巧” =f2 sin0 = 29800x sin3.90° = 1824.44 n3. 求滚动轴承在水平面上的支反力fnh,jh2及弯矩加必

50、毗：fnh&2 +厶+厶)一 f(厶+仃)+尸2厶=0则，x(104.5 + 120 + 105)-22156.73x(120 + 105)+ 29744.10x105 = 0 解得：fnh、=5651.39n而尸册+尸册2 =尸2一许=29744.10 22156.73 = 7587.37 n解得：fw2 = 13238.76 n则，mh =f;vh1/2 =5651.39xl04.5 = 590570.26n-mmh2=fnh4=1323876x105 = 1390069.80 n-m4. 求滚动轴承在垂直面上的支反力fnvl,fnv2及弯矩mvl,mv2：fnvi(2 +4 +仃

51、)+巧(厶 +，4)_尸2 仃=°fny x(104.5+ 120 + 105)-7199.16x(120 + 105)-1824.44x105 = 0解得：fnvx = 5497.35 n而尸加 +f秒2 =可 + 斤=7199.16 +1824.44 =9023.60 n解得：尸艸2 = 3526.25 n则，mvx = fnvil2 = 5497.35 x 104.5 = 574473.08 nmmv2=fnv2l5 =3526.25x105 = 370256.25 n-m5. 按弯扭合成应力校核轴的强度：总弯矩：a/】 =mh： +mv： =j590570.26?+57447

52、3.082 =823888.68 nmm2 = a/1390069.802 +370256.252 = 1438535.28 n m轴在卷筒的左端面所承受的是弯矩a/】与扭矩t的合成力矩，由文献10,365中式(15-5)及表中的数值，当扭转切应力为脉动循环变应力时，取4 = 0.6,轴的计算应力:0.1x853jm/+(刃尸 _ j823888.6* +(0.6x5194046.95)2 _ mp轴在卷筒的右端而只受弯矩的作用，因此轴的计算应力为:m2w1438535.280.1x853= 23.42 mpa前已选定轴的材料为40crni,调质处理，由文献10,355中表15-1杳得 = 7

53、5mpa,因此，f b_j故安全。7.2精确校核轴的疲劳强度轴的结构图如图7.2所示。q(5ian §iv ?bvvix0c1vieixd图7.2轴的结构图1判断危险断面：截面a, ii, iii, iv, b只受扭矩作用，虽然键槽、轴间及过度配合所引起的应力集 小均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，所以 截面a, ii, iii, iv, b均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面v和vi处过盈配合引起的应力集中 最为严重；从受载的情况看，截面c上的应力最大。截面vi的应力集中的影响和截面 v的相近，但截面vi不受扭矩作用，同时轴径也较

54、大，故不必作强度校核。截面c上虽 然应力最大，但应力集屮不大（过盈配合及键槽引起的应力集小均在两端），而且这里轴 的直径最大，故截面c也不必校核。截面vii和viii显然更不必校核。因此该轴只需校 核截面v左右两侧即可。2. 截面v左侧：抗弯截面系数w =oad3 =0.1x803 =51200 mm3抗扭截面系数叫=0.2t/3 = 0.2 x803 = 102400 mm3截面v左侧的弯矩m大小可近似的认为是；m=823888.68 n mm截面v上的扭矩t为：7=5194046.95 n mm截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:mw 823888,6851200= 16.09 mpat _ 5194046.95 斫一 102400= 50.72 mpa轴的材料为40crni,调质处理，由文献10, 355中表151,查得=900 mpa, cr_| = 430 mpa, j =260 mp