毕业设计（论文）-锂电池驱动单轨吊设计

锂电池驱动单轨吊设计

摘要单轨吊作为一种井下辅助运输机械设备，在我国煤矿井下运输中起着重要作用。相对来说，不管在国外还是国内，单轨吊自身发展经过了多次的更行换代。科技的进步，性能的稳定，实际工况下的经验改进，使其能一直活跃的运用于生产一线。在本次设计中，设计了一种新型的锂离子蓄电池驱动的单轨吊系统，以锂离子为动力源，取代了传统的铅酸蓄电池和柴油机单轨吊，明显的好处就是减少了噪音和环境的污染，同时锂电池快速充电持久放电的特点，使系统的续航能力能得到很大的提高。与此同时，对驱动部进行了改进，使用了安全稳定的液压系统，通过液压行走马达和驱动轮的连接，取代了传统的只依赖减速机的特点，夹紧缸和制动缸的配合，使机车能获得更大驱动力的同时安全也得到了保障。承载小车的设计也是本次设计的一大特色，承载轮的改进使机车能承受了更大的承载。我也对锂电池及其箱体进行了优化性设计，保证其在井下高浓度易燃易爆气体下稳定安全。关键词：单轨吊；锂电池；驱动部；液压系统；承载小车；箱体AbstractMonorailcrane,asakindofundergroundauxiliarytransportationequipment,playsanimportantroleintheundergroundtransportationofcoalminesinChina.Relativelyspeaking,nomatterathomeorabroad,monorailcranehasexperiencedmanytimesofupgrading.Withtheprogressofscienceandtechnology,thestabilityofperformance,andtheimprovementofexperienceundertheactualworkingcondition,itcanbeactivelyusedintheproductionlineallthetime.Inthisdesign,anewtypeofmonorailcranesystemdrivenbylithium-ionbatteryisdesigned,whichtakeslithium-ionasthepowersourceandreplacesthetraditionallead-acidbatteryanddieselenginemonorailcrane.Theobviousadvantageistoreducethenoiseandenvironmentalpollution.Atthesametime,thelithiumbatteryischaracterizedbyrapidchargingandpermanentdischarge,whichgreatlyimprovestheenduranceofthesystem.Atthesametime,thedrivingpartisimproved,andasafeandstablehydraulicsystemisused.Throughtheconnectionofthehydraulictravelingmotorandthedrivingwheel,thetraditionalcharacteristicsofonlyrelyingonthereducerarereplaced.Thecooperationoftheclampingcylinderandthebrakecylinderensuresthatthelocomotivecanobtainmoredrivingpowerandthesafetyisalsoguaranteed.Thedesignoftheload-bearingcarisalsoamajorfeatureofthisdesign.Theimprovementoftheload-bearingwheelenablesthelocomotivetobearagreaterload.Ialsooptimizedthedesignoflithiumbatteryanditsboxtoensureitsstabilityandsafetyunderthehighconcentrationofinflammableandexplosivegasunderground.Keywords:monorailcrane;lithiumbattery;driveunit;hydraulicsystem;carriercar;box 目录1、绪论 绪论1Introduction1.1背景及意义（Backgroundandsignificance）近年来，煤炭工业在中国的工业体系中得到了极大的发展，煤炭产量的持续增加使我国相继赶超其他大国，产量目前占据世界第一[1]。矿山规模和机械化开采水平大大提高。绞车的运输与调度绞盘运输相对落后，风险大，隐患多，事故多，无法满足矿山安全生产的需要。传统的辅助运输系统由巷道电力机车运输，倾斜巷道的电梯运输，矿井工作面的小绞车运输组成，具有运输环节多，交通事故多的特点，不符合现代要求的矿山安全生产。因此，寻找一种持续有效的辅助运输设备对我国煤炭工业的发展具有重要意义。自21世纪初以来，单轨吊车，有轨、无轨连续化运输设备，齿轨车等井下运输设备更新换代，取得丰硕的研究成果，特别是单轨吊车得到广泛的推广和应用。图1-1单轨吊机车Figure1-1monorailcranelocomotive锂电池驱动的单轨吊系统，主要由四个部分组成：驾驶室，驱动制动部，主机室和锂电池箱。目前，井下单轨吊机车辅助运输主要依靠柴油机和铅酸蓄电池作为它的动力源。柴油机为动力的单轨吊，性价比低，受噪音和废用气体的污染对井下施工环境有很大的影响；铅酸电池质量较高，生产能力低，平稳性差，容易进行报废，维修不易，环境污染也大。随着锂离子电池技术的成熟，锂离子蓄电池作为新型开发的蓄电池单轨吊机车，相对于柴油机和铅酸蓄电池做动力源的单轨吊，它具有以下的优点：（1）噪音小，污染小，动力平稳，绿色环保。容易上手，维修方便，性价比高是锂电池单轨吊机车的优点。（2）它可以通过狭窄的巷道段，有效地优化了现场工作环境。（3）单轨的自重受质量和体积对能量的比值都比铅酸蓄电池大的优点，质量有所降低，同时也节省了单轨对空间的布置要求。（4）在电压水平的参数相同时的电池，锂电池机车所相对所需的电池整体量是相对较少的，同时气体不会在充电和放电中出现。（5）爬坡能力强，小半径转弯，能在错综复杂的井下巷道中不停歇连续去作业。1.2国内外研究现状（Researchstatusathomeandabroad）1.2.1国外研究现状前西德是世界上发达的采矿国之一，单轨吊的研发成功开始于1950年，当时主要是无极绳单轨吊，而以柴油机为动力源的单轨吊成功研发于1967年，以蓄电池为动力源的单轨吊成功研发于1979年。与此同时，法国苏联等西方资本主义和社会主义国家也开始对单轨吊的进行研究，在它们的煤矿井下作业中得到大量应用。单轨吊机车在德国已有两家公司生产布劳提干和DBT是德国单轨吊方面研究比较先进的公司，能对很多国家出售以柴油机和蓄电池为动力源的单轨吊产品;其中，以Ferrit公司研发的以柴油机为动力源的单轨吊为例，其拥有很多单轨吊作为井下辅助运输的优势，如空间布置小，方便使用，运输的距离和效率很高，对巷道的和它的断面不需要很高的要求，容易实现低半径转弯，单轨机车容易拆装。轨道安全可靠可重复利用。图1-2Ferrit公司Figure1-2ferritcompany无轨胶轮车、单轨吊、齿轨车、卡轨车等矿山辅助运输设备是煤炭大国作业时需要的高效设备，能直接的完成煤矿生产的运输，不需要去考虑因为矿区工作面和底面车场之间的转运问题。这里的辅助运输设备占用空间小，柔韧性好，断面不大，底半径实现转弯，运送效率高，不用转换及终止，输送的距离很大；在载运一些质量大的物件时，因其牵引力大的特点，能实现速度达到提升加快；现如今，跟辅助运输的相关设备也已经趋近完善，因此矿山的机械化水平较高。柴油机作为高污染的动力源单轨，现在已经基本被取代，现在各国主要研究的方向是高效率的蓄电池单轨吊机车，相比较铅酸蓄电池，锂离子蓄电池更有优势，将成为以后主要的单轨吊动力源系统。1.2.2国内研究现状主要有柴油机牵引式单轨吊和蓄电池电机牵引单轨吊。目前，漳村和常村煤矿生产隶属于潞安矿业集团，其使用的是以柴油机为动力源的单轨吊系统，在国内，漳村煤矿首家使用单轨吊系统的煤矿井，它可将支架或其他货载沿长坡度最大的斜井直接运到工作面，井下运输系统效率得到提升。单轨吊井下辅助运输系统作为一种新的运输设备，首次引进在1990年初，截止现在已经发展了二十年，在国内很多矿井下都得到普遍的使用，由于其特殊的工作方式，沿着巷道顶部轨道进行作业，所以在其巷道的底部留有很大的空间，能有效的进行其他利用。单轨吊系统运输不仅运送简单的物料，同时也运送一些液压支架或者小型井下设备，同时可设计独立的运人小车，实现载人的功能。单轨吊在现代井下作业中具有重大的现实作用。其中山东尤洛卡研发的煤矿安全运输柴油机单轨机吊车系统,以国外单轨吊的领先技术参考为基本基础,结合国内矿产辅助运输的优势，再自己创新研发,创造出了以计算机控制技术、车辆机械设计、电液控制技术等技术的联合，有全电力系统传递、电液系统进行控制单轨吊井下运输辅助系统。该系统的动力源中，发动机选用了康明斯品牌，液压系统选取力士乐品牌的液压辅助元件，功能平稳安全、牵引力更大、操作方便等特点，该单轨吊的技术达到世界领先水平，拥有自主研发的知识产权。图1-3山东尤洛卡有限公司Figure1-3ShandongyouluokaCo.,Ltd以柴油机为动力源的单轨吊车在1985年成功被我国研究制造出来，取名FND-40，填补了我国这方面的空白。紧随其后，国内单轨吊研究制造事业进展迅速，单轨吊新型型号相继出产，在我国井下施工作业中得到很好的推崇和使用。以柴油机和蓄电池为动力源的单轨吊在我国技术上已经相对成熟。但相对来说蓄电池单轨吊在国内更受煤炭公司的追捧，其拥有低污染、低运行热量、低噪音、维修方便和自动化水平高等优点，在煤炭井下辅助运输系统中有很高的前景应用。我国以防爆特殊性蓄电池为动力的机车目前只生产地轨机车，机型分别为2.5t、3t、5t、8t、12t几种。因其爬坡能力不行，因此一般作用于井下大巷的运送。汾西矿务局在1992年8月份，于水峪矿作井下对我国自主研发的新型25KW蓄电池为动力源的单轨吊进行了性能检测，运行的半年时间里性能的优越性深受井下工人的喜爱。以上结构和理论分析可知，单轨吊车普遍存在爬坡能力差、下坡不够安全，且结构复杂的问题。本次设计主要设计解决这些问题。1.3主要设计工作（Majordesignwork）锂电池单轨吊是一种新型蓄电池单轨吊，虽然说现在市场上其他蓄电池的发展已经相对成熟了，防爆柴油机单轨吊更是在市场上占很大份额，但环境污染、能源节约、成本控制等问题让人们一直致力于新的单轨吊研究。在本次设计中，我们选用锂离子蓄电池来取代铅酸蓄电池，对电池种类、优点、性能详细进行计算与介绍。单轨吊机车的驱动部是整个设计的核心，其作为整个系统前进和停止的装置结构，安全性和可靠性需要我们去实际验算。在本次设计中，我们需要对驱动部所有相关机械部件进行计算分析，如弹簧、液压缸、液压马达等。在设计时，预算选用高效实用的液压系统来作为整个机车的动力源。我们选用电机+液压行走马达来取代传统的电机+减速器模式，夹紧缸特殊的夹紧模式使机车能快速得到大的牵引力。制动缸和弹簧配合的快速制动保证了井下设备与人员的安全。液压系统也是本次设计的主要方面，液压行走马达和制动缸的实现作业对机车具有重要意义。因为机车各大部分相对质量大,为了实际生产中的安全稳定，我们又对机车部件的悬挂承载装置承载小车进行了计算分析。介于井下高浓度甲烷瓦斯等易爆气体，锂电池箱体的保护在实际工况下也是至关重要的，所以，我们需对其进行详细的结构保护，下图是毕业设计需要的一些基础参数：表1-1初始基础参数Table1-1initialfoundationparameters额定牵引力40KN额定制动力60KN额定车速1.6m/s转弯半径水平转弯半径4m垂直转弯半径承载小车额定载重5t额定爬坡能力12额定载重量8t机车自重8.5t蓄电池容量560Ah驱动轮直径350驱动轮与轨道摩擦系数0.2制动缸工作压力15MPa夹紧缸工作压力10MPa2驱动系统结构设计2StructureDesignofthedrivingsystemofthelithiumbatterymonorailcrane锂电池单轨吊一般由驾驶室、主机室，电池箱和驱动系统四大部分组成，如图1-5所示，驱动系统里面设有驱动部和制动部，驱动部作为动力部分，实现整个机车发前进，制动部作为机车安全保障部分，实现机车在井下停止作业和遇到紧急情况快速制动的功能，保护作业人员和设备的安全。2.1驱动部结构设计（Structuraldesignofdrivingpart）2.1.1机架设计驱动轮正常工作依托于机架，机架是用于驱动系统的的支撑部分，是单轨吊系统中的重要部件。驱动部通常被悬挂位于巷道顶部的在单轨上，其一组驱动轮在单轨道两边对称布置。单轨吊系统的轨道一般选择I140E型，其工字型断面具有一定的角度，因此驱动部支架两侧板的行走轮支架焊接处采用夹角为14°的设计方式，让行走轮行进时有更好的选择。详细图如下图所示。2.1.2驱动轮设计单轨两侧的驱动轮，在夹紧缸的作用下，可以产生良好的摩擦力，并通过摩擦力产生单轨腹板，因此外层材料的驱动轮同时具有很好的机械性能，由于强度和耐磨性好，所以选择聚氨酯有机聚合物材料，该材料是弹性体的良好粘合性能，其可调光性能，适应性强，价格适中。驱动轮的刚度不行，容易破碎。当聚氨酯的磨损后的厚度在5毫米以下的时候，不支持继续作业，需要更换新的。为了能让驱动轮提供的驱动力有效提升，本次设计抛弃以往导轨吊直接电机加减速器驱动驱动轮的情况，采用高强度的法兰连接，将驱动轮和液压行走马达连接，具体如图2-2所示2.1.3连杆机构设计连杆机构的设计是为了将主机室，司机室，锂电池箱和多组驱动部串联连接，实现司机室控制，驱动部行走，锂电池箱供能为一体的井下辅助运输。其设计结构为圆柱体的两端设计两个耳环，将单轨吊各个系统进行串联。耳环内部设有关节轴承，来使其能进行调心运动和承受大载荷作业，能使单轨吊机车各大部分为柔性连接，成功的避免了因转弯和坡度变化所引起的受阻问题，保障了辅助运输设备和人员安全性。图2-4工字钢和连杆结构Fig.2-4I-beamandconnectingrodstructure2.1.4主要零部件选型1）、夹紧系统夹紧系统对单轨吊机车有重要意义，驱动轮是通过与低转速大扭矩液压行走马达实现旋转，两者通过法兰连接。而夹紧缸的活塞杆腔在液压系统提供的高压液压油的作用下，能实现活塞杆的收缩。驱动轮因此受力会向单轨腹板进行收缩，其紧固的正压力通过驱动轮表面能增加摩擦系数的聚氨酯材料，从而转化为了很大的摩擦力来实现单轨吊沿轨道前进。单轨吊机车的牵引力就是其反作用力。2）、夹紧缸选型夹紧缸的首尾与一对行走马达相连接，行走马达连接驱动轮，，因此在夹紧缸进高压油时，夹紧缸的收缩使表面有特殊材料的驱动轮拥有很大的摩擦力，该摩擦力的反作用力的就能提供给机车一个很大的牵引力。由于任务书里我们需要设计牵引力为40KN，需要两组驱动轮进行驱动，即需要四个行走马达，因此，每个行走马达需要10kN的牵引力。即摩擦力的反作用力是10Kn,驱动轮的摩擦系数f在任务书里为0.2，所以驱动轮需要的正压力为：F夹紧缸内径的选取：D=3.57×根据液压缸内径参考表2-1表2-1常用液压缸内径选取表Table2-1selectionofinnerdiameterofcommonhydrauliccylinder可对夹紧缸的内径进行选择：D=80mm壁厚根据薄壁圆筒的公式来计算δ≥选取夹紧缸壁厚=6mm，由此，确定夹紧缸外径D根据表3-7选取速度往复比φ=1.46，计算夹紧缸活塞杆直径为：d=D圆整后确定夹紧缸活塞杆直径为d=50mm表2-2夹紧缸尺寸参数Table2-2dimensionparametersofclampingcylinder缸筒内经D(mm)缸筒外径D(mm)缸筒壁厚δ(mm)活塞杆直径d(mm)80926503）、驱动马达选型电机单轨吊机车的牵引力为40KN，采取2个驱动部串联而成，每个驱动部配有2个液压马达，机车主要技术参数如表4-2所示则每个液压马达输出转矩为：T式中FD—驱动轮直径，mm。驱动轮和行走马达的配合是以法兰连接的形式，单轨腹板被驱动轮作用的正压力即为行走马达受夹紧缸收缩作用的径向力。所以行走马达的径向力应该是：F式中FNf—驱动轮与导轨的摩擦系数，取0.2。根据计算选取力士乐低转速大扭矩液压马达，其最大输出转矩、最高系统压力及最大可承受径向力均符合设计要求，具体参数如下表2-3所示。表2-3机车工作参数Table2-3locomotiveworkingparameters最大牵引力(kN)最大运行速度(m/s)最高工作压力(MPa)驱动轮直径(mm)401.6283504）、牵引力验算根据煤矿用单轨吊的实际要求，假设单轨吊整车自重为8.5t，最大承载人数为10人，轨道最大斜坡为12°，机车速度1.6m/图2-5单轨吊机车受力图Figure2-5stressdiagramofmonorailcranelocomotive根据力学原理有平衡方程:Ff=μFF=f+GG=式中——机车总重，；——单轨吊运行阻力系数，；——轨道对机车的支撑力，；——轨道对机车的摩擦力，；——机车所受牵引力，；——机车自重，；——人的平均质量，；——重力加速度，。上式可变形为：F=Gsin考虑到线路效率问题，需计算最小牵引力，上式继续变形为：F=F<式中——线路效率系数，。因此牵引力满足。2.2制动部结构设计（Structuraldesignofbrakepart）制动装置的对制动性能和可靠性起决定性作用，也包括他的制动方式。为了使制动要求更完美一点，每个驱动部件设计出两组制动装置。其中，制动装置有一个制动缸，一个制动弹簧，两个制动连杆和两个制动盘所组成。制动连杆采用杠杆结构的模式，比例为1：3，可将零件的尺寸进行优化设计，更小的同时其制动力也满足了要求。可如下图2-3所示。图2-6制动装置结构Figure2-6structureofbrakedevice2.2.1制动系统工作原理制动系统的研究对井下运输设备具有重要意义。好的制动系统能保护井下设备和人员的人身财产安全。由于在矿物井下的环境错综复杂，所以对制动系统的设计具有很高的要求，尤其是面对很多突发情况时，要求辅助运输设备很快的进行响应，并实施相应的制动需求，这就对制动系统的设计的合理稳定有很大的考验。单轨吊辅助运输的制动方式一般分为工作制动、紧急制动和停车制动这三种。其中，当单轨吊在日常的运营中需要驾驶运输人员来操控的制动为工作制动。当机车遇到一些紧急情况的意外或者速度异常的时候需要的制动方式为紧急制动。在机车在停止即不工作的状态下需要停车而不产生滑动的时候需要的制动方式即为停车制动。2.2.2制动系统主要零部件选型设计1）、制动闸片材料的选择开始，人们用橡胶浆液的浸染的棉花、棉布来当做制动闸片的原料[50]，但由于车辆在行驶过程中，速度和质量的增加会使温度升得很高，而上面材料的耐热性并不是很好，不能达到要求。因此，找一种耐热性好的摩擦材料来取代很受人们的重视，1905年，石棉作为满足耐热性好的材料在制动闸片中得到作用。后来，人们将石棉和沥青或者酚醛树脂搭配运用，其效果至今仍有人在用。1960年，人们发现石棉的使用是对我们的身体存在着安全隐患，因此，开始开发金属类和非金属类有机无石棉和无机摩擦材料。因为在煤矿的井下作业时，甲烷气体和灰尘的浓度较高，是一种易燃易爆的环境，因此，需要对单轨吊机车的防爆要求进行很大提升来满足井下作业。为了不出现燃烧和爆炸等工矿危险，在有关规定中不能去选择塑料和树脂材料来作为闸片的材料，避免制动响应的时候出现危险。所以，容易有火花产生或者导热性能不是很好的材料不适合作为制动闸片的选择。满足的材料一般被选择为铜金属，其具有良好的散热性，可以实现温度的降低，但其硬度不是很大，所以可添加元素Sn，对其强度和硬度进行改善，在应用中效果更好。2）、制动弹簧的选型弹簧作为制动系统的一个核心部件，它的选取对制动系统的可靠性和可实施性至关重要。单轨吊辅助运输管理规范中，要求制动力跟单轨吊的最大牵引力有关，通常为最大牵引力的1.5-2倍，使其能压紧轨道腹板。在设计要求中，需要设计两组驱动轮，每组驱动轮需要20kN的供机车行走的牵引力。由此可计算，其制动力的选取在30-40kN之间。单轨吊设计了两套的制动装置，每个装置的制动力就在15-20之间选取，因此：F1F2其中F1—单轨腹板F2—单轨腹板受制动阀块的最大正压力，kN；FFn—制动闸片数量，取2；f—制动闸片的摩擦系数，取0.163)、计算弹簧力制动弹簧不同的工矿条件下具有不同的压缩长度。一般为三种,对应三种制动方式，当制动闸片与轨道腹板的距离为16mm时，这时它俩互不接触，为非制动状态。当它俩刚开始互相接触时的状态为正常制动状态，当制动闸片与腹板接触并有5mm的磨损时，为磨损制动状态。在不同的工作状态下，可进行一系列弹簧和连杆的长度参数计算。，如图3-4所示。图2-7三种制动状态Figure2-7threebrakingStates由章节2.1制动缸、制动弹簧、连杆、制动闸片和紧急制动阀块是制动系统的主要组成。单向阀，阻尼孔和插装阀共同组成了紧急制动模块，如图3-2所示。实际工况下，液压系统的高压油经过油路进入制动缸的有杆腔。弹簧也在高压油的高压力下实现收缩，制动闸片与单轨腹板开始进行分离，机车在没有制动力的作用下可进行行走作业。与此同时、当机车想制动停止作业时，油液在液压缸中被泄压释放，制动力的驱使下，弹簧释放后的力作用于杠杆，杠杆使闸片与轨道腹板相接触，单轨吊成功停车制动。这里，采用钳式液压这种制动结构。杠杆的尺寸比为1:3，这样的设计方式能提供充足的制动力而且结构得到优化。相比于其他的控制方式，液压控制能给的压力更大。同时使用弹簧和液压缸，在空间布置的优势下，制动效果也得到提升。每组制动装置左右各配置一组制动闸片，根据弹簧力的大小可由力矩来计算，即为:F式中L1L2当制动闸片刚刚压紧轨道腹板时，F当制动闸片磨损5mm并压紧轨道腹板时，F通过比值法计算得到制动闸片与轨道间隙为16mm时，F4)、确定弹簧类型吸振缓冲能力的提升对重型设备的安全实用方面有很大的保障，拥有这能力的弹簧一般形状被选择为环形和蝶形。受轴向尺寸的制约，承载大时可选择蝶形弹簧。板簧的设计作用于承载方向以及其尺寸变形大的时候。螺旋弹簧拥有生产容易、拆装方便的优势，在各种工作载荷下的能很好的去适应，经济性良好。单轨吊辅助运输系统的制动部分所选用的弹簧一般能进行蓄能制动，压缩弹簧的性能很好的适应了该特点予以取用。根据弹簧工作特点及所受载荷类型可将弹簧分为三类，Ⅰ类弹簧是可进行多次伸缩,同时其是整个机车的核心，发生损坏时机车也会随之发生故障，其一般能承担不大于106次变载荷；Ⅱ类弹簧是一种受静载荷或匀速状态下的载荷受力下的弹簧，其一般能承担103-105次变载荷；所受载荷为静载荷或者载荷是均匀增加的；Ⅲ类弹簧是通常作用于变载荷次数不多，工矿条件不高的场所且能承担不大于103次变载荷。由上面分析介绍可知，机车所选取的弹簧为第Ⅱ类。5)、确定弹簧材料弹簧通常工作在变应力的工作环境中，弹簧的材料对其安全性和使用寿命有很大的关系，因为其一般所受的力是变应力，所以尽量选取塑性好，疲劳极限高，屈服能力强等的材料。相应的热处理方式也能提高材料的性能。弹簧的材料选取一般有这几种：（1）碳素钢：热处理后韧性及塑性合适，强度高、成本较低，工作环境中选取为对弹簧性能和直径要求并不是很高和很大；（2）合金钢：性能良好，工作在交变载荷和冲击力大的环境里；（3）橡胶：弹性性能好，工作于设备要缓冲减震的环境里；（4）不锈钢：工作于易于腐蚀介质和潮湿的环境里；（5）塑料：回收利用率高，质量轻，制作容易，工作于有间歇性的环境中。本设计中，根据单轨吊机车的工作环境以及制动弹簧的工作原理，同时考虑到在相同簧丝直径下弹簧承载能力与材料许用切应力成正比，因此选择许用切应力较大的合金弹簧40Si2CrNi2MoV，查资料可得，其许用应力τp=1200MPa，抗拉强度在极限状态下，弹簧可使制动闸片距离轨道距离为16mm，则可计算出试验的载荷来开始确定其直径，可得FS=59.37×1.25=74.2125KN，初步选定线径30mm，中经1（1）确定制动弹簧钢丝直径旋绕比C作为弹簧的特有指数，它的合理取用对制动弹簧的制造，刚度，平稳性都着直系的影响关系。刚度和硬度通常会因为旋绕比的增加而减小，弯曲应力也一样，若选取旋绕比小的的弹簧，使用寿命会有所降低，而且不容易去绕制。当然，弹簧的旋绕比也不能选取太大，刚性和硬度的减小，弹簧会因为重量问题发生颤动并且进行摇摆。根据表3-4确定旋绕比C=D⁄d=5，则曲度系数为k=将曲度系数k带入求得直径：d圆整后取d=30mm，则D=150mm。表2-4一般弹簧直径Table2-4generalspringdiameter（2）计算制动弹簧的有限圈数根据章节中弹簧的压缩量和弹簧力计算制动弹簧刚度为：K=将弹簧刚度K带入式（4-10）求得弹簧有效圈数为：n=圆整后取制动弹簧的有效圈数为n=8。（3）校核制动弹簧的刚度、载荷和变形量k=与式（3-9）求出的弹簧钢度基本相符，符合要求闸片刚刚压紧单轨腹板的正常制动状态下制动弹簧长度为559mm，闸片磨损5mm并压紧单轨腹板的磨损制动状态下制动弹簧的长度为591mm，此时的弹簧力F1=30690N，变形量f在此状态下安装载荷为F2闸片远离单轨腹板的非制动状态下制动弹簧长度为495mm，变形量f在此状态下安装载荷为：F（4）自由高度、压并高度、和压并变形量为：自由高度：H制动弹簧采用的是压缩弹簧，因此必须有用来保证压缩弹簧在工作时轴线垂直于支承端面但并不参加弹簧工作的支撑圈，取支撑圈n2=2压并高度：H压并变形量f(5)试验载荷和试验载荷下变形量由表3-3得，MPap1200，由此得实验载荷为：F试验载荷下的变形量为:f所得变形量小于压并高度，取试验载荷为84780N。（6）计算节距P=d+根据上述计算以及GB/T2089-1994规定最终得到制动弹簧相关参数及尺寸，分别如表2-5表2-5弹簧计算参数Table2-5springcalculationparameters刚度K（mm）弹簧中径d（mm）弹簧直径D（mm）节距t（mm）总圈数n自由高度（mm）最大心轴直径Dmax2923015062.2107691136)、制动液压缸的选型制动液压缸的工作载荷是制动弹簧压缩到极限位置时所需的弹簧力即59370FN，制动缸活塞杆端进液实现收缩，回程依靠弹簧力伸展，因此采用单作用液压缸。(1)确定制动缸内径D根据工作载荷及工作压力计算制动缸内径得D=3.57×式中D一液压缸内径，mm；F一液压缸推力，kN；P—选定的工作压力，取15MPa。由表3-5可知，制动弹簧的最大心轴直径为113mm，因此制动缸的外径应小于113mm，根据计算以及液压缸内径尺寸系列表选取制动缸内径为80mm(2)确定制动缸外径制动缸缸筒壁厚按照薄壁圆筒公式计算：δ式中δD—液压缸内径，mm；Py根据选定的工作压力P=15MPa，取Py为1.5P（当工作压力P≥16MPa时，Py=1.25P）；σ—许用应力，缸筒材料选用无缝钢管，取σ=100MPa。D(3)确定制动缸活塞杆直径根据速度比计算活塞杆直径：d=D式中d一活塞杆直径，mm；D一液压缸内径，mm；φ一速度比，工作压力为15MPa，故可选择=1.46。圆整后选取制动缸活塞杆直径为d=45mm校核制动缸活塞杆直径d式中σ—Q345无缝钢管的许用应力，σ=500MPa。故所求得制动缸活塞杆直径满足条件。7)、验算制动距离在实际选型过程中更多的制动验算选用的是制动距离的验算。设单轨吊上坡时的制动，得出的受力情况见图图2-8单轨吊上坡受力图Fig.2-8diagramofsinglerailcraneuphills[m]制动距离v[m/s]s速度，v=1.6m/st[s]时间,t=2sa[m/s2]加速度F[N]合力Fm[N]Fb[N]机车制动力，取牵引力值的1.5倍FΩ[N]摩擦阻力m[kg]总质量mz[kg]负荷质量，mlok[kg]机车质量，g[m/s2]万有引力加速度，g=9.81m/α[︒]角度（倾角）,α=12Ω[N/kg]阻力系数，Ω=0.032Nτ[s]制动延时τ=2s单轨吊所受的合力、加速度和速度方向一致，得dsdv=adt换算成下式dtds=v对其积分得s=s=由于制动的最终速度v2s=-根据牛顿第二定律，有：a将式带入后，得出：F=其中FΩ=F代入合力方程式中，得出：F=F最终得出制动距离的公式：s必须还得加上制定停滞时间的运动距离，即：s根据相关规定，单轨吊机车的制动距离不可以超过15m。因此，s=2.863驱动部液压系统设计3Designofhydraulicsystemofdrivingpart3.1液压系统的选择（Selectionofhydraulicsystem）3.1.1泵控马达闭式系统开式系统和闭式系统是由高压油流通不一样的路径所划分的两种液压系统。闭式基本回路为液压泵作为的动力元件控制着液压马达的执行元件。如图2-7所示。在这个回路中，液压泵的高压油液输出流入液压马达的低压进油口，液压能在这个时候能被执行元件转化为机械能，执行元件其输出的高压油就进入了动力元件的低压力油腔。液压系统一直在追求着“零泄漏”这个最高效的标准，然而，在实际的液压油路中，液压元件的散热和润滑问题会对整个液压系统造成一定的影响，因此，“零泄漏”的目标是不现实的。因为泄露问题，在闭式系统里，工作油液在封闭的环境里无限循环时，工作液会变得越来越少，液压元件就会吸空，对其自身造成伤害。因此，设计一个补油系统来解决系统的泄露问题是有意义的，可由单向阀两个和液压泵（低排量）一个来组建，其拥有对系统的压力的调节，对油路和元件清洗和降温的特点。闭式系统里，调控斜盘摆角在动力元件中，它的调控能实现执行元件自身的方向的改变。安全阀的设计，对闭式系统里斜盘快速摆动导致压力峰值的变化，进而元件损坏的问题得到解决。同时，为了解决液压系统外部管路冗杂连接的问题，将集成式变量泵里安装有安全阀、补油系统等的功能模块。空间布置容易，装拆方便，也减少的在管路连接存在的泄露和振动问题。3.1.2泵控马达调速系统改变马达和泵两者间其中一个的排量都能对速度进行调整即容积调速，这是泵控马达组成的闭式回路的特点。该回路和其他系统相比，优越性强，系统耗能较少，经常作用于农业生产，矿山机械、工程机械等装置设备里，根据液压马达和液压泵的排量能否能变化，划分三种调速种类：（1）变量泵控制的变量马达闭式调速系统定量泵控变量马达和变量泵控定量马达的调速系统的调速回路，该回路由的高转速和低转速阶段构成。低转速时，出油方向通过变量泵的排量被斜盘的摆角所调节来改变，这时，变量马达的排量应被调至最大，定量马达旋转的方向和速度被调整。高转速时，将变量泵排量调节到最大值，输出转速的改变以变量马达的排量的改变来调整。（2）变量泵控制的定量马达闭式调速系统变量泵的排量和出油方向可由斜盘的摆角来调节，定量马达的旋转方向和速度可由这来控制。恒功率调试在这种回路中能得到实现，旋转速度在定量马达中跟它的输出扭矩成反比关系，扭矩越大，它的旋转速度越小，扭矩越小，它的旋转速度就越大。（3）定量泵控制的变量马达闭式调速系统输出转速可由变量马达它的排量改变来调整，恒转矩调速可由这回路来形成，输出转矩无论马达的转速如何改变都能保持恒定不变，弊端就是变量马达方向不能发生改变，还有调速范围较小的问题。电机单轨吊机车需要在煤矿井下完成速度相对较小的往返运输，综合考虑确定机车行走系统采用变量泵控定量马达闭式液压系统，而制动系统和夹紧系统需要通过多种阀块组合完成既定动作，因此采用开氏系统。电机单轨吊的液压原理图如上图2-8所示，变量泵和定量泵在动力源的驱动下同轴转动，变量泵为行走系统提供高压液压油，制动系统和夹紧系统的压力则来自于定量泵，高压安全阀和补油溢流阀分别用来整定管路的高低压。单轨吊机车的运动速度和运动方向通过调节变量泵来实现，工作制动电液换向阀和紧急制动电液换向阀通过得电和断电分别来控制各种工况下所需的制动。切驱电液换向阀和液控换向阀通过配合来完成驱动部组数的切换。3.2系统工作原理（Principleofsystemoperation）3.2.1夹紧系统工作原理驱动部进行串联共同组成了单轨吊系统的动力部分，数量不一样的驱动部串联能实际解决不同的井下作业要求。牵引力和载重一般越大，单轨吊的运行速度就越小，反之。因此，单轨吊机车在轻载运行或平路中时，速度相对负载较大和上坡行驶时较快，对应的驱动部工作的数量也就越多。1-电机；2-变量泵；3-辅助泵；4-单向阀；5-减压阀；6-电磁换向阀；7-切驱夹紧缸；8-液控换向阀；9-切驱行走马达；10-常驱夹紧缸；11-常驱行走马达图3-1夹紧系统液压原理图Fig.3-1hydraulicschematicdiagramofclampingsystem电磁换向阀左位工作时，定量泵输出的高压油通过减压阀减压后流经两条支路，一条支路的油液直接进入常驱夹紧缸的活塞杆腔,另一条支路油液流经电磁换向阀后进入切驱加紧缸的活塞杆腔同时接通液控换向阀的液控位，此时液控换向阀的左位工作，变量泵输出的高压油同时进入切驱行走马达和常驱行走马达并使之转动，这种工作状态下，常驱夹紧缸与切驱夹紧缸同步进液收缩，驱动轮在切驱夹紧缸和常驱夹紧缸的作用下夹紧单轨腹板，两组驱动部同时工作；当电磁换向阀右位工作时，定量泵输出的高压油通过减压阀减压后分别进入切驱夹紧缸的无杆腔和常驱夹紧缸的有杆腔，切驱夹紧缸的活塞杆在无杆腔压力作用下外伸，停止夹紧，此时液控换向阀在弹簧力作用下右位工作，切驱行走马达的高压腔与低压腔相通短接，马达停止转动，变量泵输出的高压油只流进常驱行走马达，这种工作状态下，切驱行走马达所带动的驱动轮远离轨道腹板，此组驱动部不参与工作，此时只有由常驱夹紧缸和常驱行走马达组成的一组驱动部工作。3.2.2制动系统工作原理1-电机；2-定量泵；3-溢流阀；4-单向阀；5-电液换向阀1；6-单向节流阀；7-电液换向阀2；8-插装阀；9-阻尼孔；10-单向阀；11-制动缸图3-1制动系统实验液压原理图Figure3-1hydraulicschematicdiagramofbrakesystemexperiment制动系统的实验液压原理图如图3-3所示。电液换向阀1以及电液换向阀2采用串联的方式连接。正常行走时油液依次流经单向阀、电液换向阀1、单向节流阀、电液换向阀2、单向阀之后流入制动缸的活塞杆腔，高压油促使带有弹簧的制动缸压缩，此时闸片远离单轨腹板，实现行走。实施工作制时，电液换向阀1失电，油液经阻尼孔、单向节流阀、电液换向阀1右位流回到油箱中，活塞杆在弹簧力作用下伸出，闸片压紧轨道腹板，此种制动油液回流路程较远，因此制动时间稍长。出现突发状况需要机车紧急制动时，电液换向阀2失电，阻尼孔使得插装阀的B、C两腔出现压差，从而插装阀开启。此时，制动缸有杆腔中油液从阀腔A流出后流入制动缸的无杆腔及油箱，缩短了油液回流路程，此时弹簧在自身弹力作用下快速回弹，闸片压紧轨道腹板，完成快速刹车。3.3.2行走系统工作原理1-电机；2-变量泵；3-安全阀；4-滤清器；5-补油泵；6-单向阀；7-补油溢流阀；8-定量马达图3-3行走系统液压原理图Figure3-3hydraulicschematicdiagramoftravelingsystem单轨吊机车行走系统是通过变量泵控制定量马达来实现的。变量泵在电机的带动下以恒定的转速ωp旋转，变量泵输出的高压油通过管道进入定量马达，定量马达旋转带动外部负载行走。为了防止定量马达受到压力冲击而出现故障，在高低压两根管道之间要对称跨接两个高响应的安全阀，其规格允许系统过载时把变量泵的最大流量从高压管道注入低压管道，以防止系统内液压元件损坏。补油泵的压力由补油溢流阀来调定，通过单向阀向低压管道补油，用以补3.2.4驱动部系统工作原理单轨吊机车需要在煤矿井下完成速度相对较小的往返运输，综合考虑确定机车行走系统采用变量泵控定量马达闭式液压系统，而制动系统和夹紧系统需要通过多种阀块组合完成既定动作，因此采用开氏系统1-电机；2-变量泵；3-高压安全阀；4-补油泵；5-过滤器；6-单向阀；7-补油溢流阀；8-定量泵；9-溢流阀；10-单向阀；11-减压阀；12-工作制动电液换向阀；13-单向节流阀；14-紧急制动电液换向阀；15-插装阀；16-单向阀；17-阻尼孔；18-常驱制动缸；19-常驱行走马达；20-常驱夹紧缸；21-切驱制动缸；22-切驱行走马达；23-切驱夹紧缸；24-切驱电磁阀；25-液控换向阀图2-8驱动部液压系统原理图Fig.2-8schematicdiagramofhydraulicsystemofdrivingpart柴油机单轨吊的液压原理图如上图2-8所示，变量泵和定量泵在动力源的驱动下同轴转动，变量泵为行走系统提供高压液压油，制动系统和夹紧系统的压力则来自于定量泵，高压安全阀和补油溢流阀分别用来整定管路的高低压。单轨吊机车的运动速度和运动方向通过调节变量泵来实现，工作制动电液换向阀和紧急制动电液换向阀通过得电和断电分别来控制各种工况下所需的制动。切驱电液换向阀和液控换向阀通过配合来完成驱动部组数的切换。3.3液压系统相关选型和计算（Selectionandcalculationofhydraulicsystem）3.3.1马达参数计算：已知液压驱动马达扭矩需要T≥1750Nm。已知设别前进最大速度为1.6m/s，驱动轮直径为350mm，可以求出驱动轮的转速（即马达转速）：N=式中：n—驱动轮转速，r/minv—设备行驶速度，v=1.6m/s=96m/minD—设备驱动轮直径，D=350mm=0.35m代入公式计算求驱动轮（马达）转速：n=根据上文求得的液压马达扭矩可以求得液压马达排量：q=式中：q—液压马达排量，ml/r T—液压马达输出扭矩，T=1750Nm P—系统压力，P=10MPa ηm—液压马达效率，代入公式计算求液压马达排量为：q= 设备在快速行驶时，仅两台驱动马达工作，所以计算行走液压系统流量的时候仅考虑两台马达所需最大流量即可，不需要以4台计算。牵引机最大速度行驶液压马达所需流量QmQ式中：Qmq—液压马达排量，q=1156.84ml/r=1.15684L/rn—液压马达转速，n=87.35r/min代入公式计算得：Q设备最大速度行驶液压马达所需流量Qm闭式变量泵压力为：P=根据机械设计手册，建议泵调定压力需大于执行元件工作压力，差值25%3.3.2制动器油缸参数计算已知制动器油缸尺寸为：Φ80/Φ45-95，制动时间为2s制动器工作需要压力最高，为15MPa，计算制动器油缸速度为：v=式中：v——制动器油缸速度 L——制动器油缸行程，L=95mm t——制动器工作时间，t=2s代入公式计算：v=所以制动器油缸工作时需要最大顺时流量QzQ式中：Qzv——制动器油缸速度，v=2.85m/min=28.5dm/minD——制动器油缸缸径，D=80mm=0.8dm代入公式：Q小泵压力为：P=根据机械设计手册，建议泵调定压力需大于执行元件工作压力，差值25%3.3.3液压元件的选型（1）电机选型计算驱动电机功率为：N=式中：P大—液压泵大泵压力，Q大—液压泵大泵流量，P小—液压泵小泵压力，Q小—液压泵小泵流量，η—泵总效率，η=0.95代入公式计算得：N= 根据公式计算出系统电机功率为48.26kW。选取型号为Y2-250M-4电机参数：55kW,1480r/min380V50Hz（2）液压泵选型根据上文计算所求得的闭式变量泵流量为202L/min，电机转速为1500r/min，选用闭式柱塞泵，型号为：HPV135R1S3MNG20GBB排量135ml/r，最大工作压力420bar，额定工作压力350bar,带有高压溢流阀功能，带补油泵，补油泵压力2MPa，补油泵流量为22L/min。根据计算所得结果，选取小泵型号为：AP2A0D10S0L0齿轮油泵，排量10ml/r，转速800-3200r/min，额定工作压力21.（3）控制元件选型表3-1液压系统元件的选型Table3-1selectionofhydraulicsystemcomponents名称型号压力,MPa流量，L/min品牌溢流阀RV08-20A-0-N-2835Hydraforce单向阀CV08-20-0-N31.535Hydraforce减压阀PR08-32A-0-N31.535Hydraforce电磁阀SV08-30-0-N-24DG2835Hydraforce单向节流阀FC08-20F-0-N2835Hydraforce二通插装阀LC16A40E7X/3535Rexroth节流阀NV08-20A-0-N31.535Hydraforce电磁换向阀4WE6E6X/EG24K43560Rexroth液控换向阀H-4WH16K7X/35300Rexroth4承载小车结构设计4Structuraldesignofload-bearingTrolley4.1承载轮轮轴设计（Designofbearingwheelaxle）4.1.1拟定装配方案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，拟定不同的装配方案进行分析对比，最终拟定如图3.1的装配方案：图4-1承载轮装配图1-承载轴2-壳体3-承载轮4-轴承5-垫圈6-轴套Fig.4-1assemblydrawingofbearingwheel说明：已知承载小车在工作过程中的最大拐弯半径为4m,承载轮的直径可设计为最大要小于120mm,，承载轮拐弯时候如图所示：图4-2承载小车转弯图Figure4-2turningdiagramofloadcarryingtrolley即，已知R=4000mm,D=120mm,临界状态会有DR则，L=所以，δ=L-R=4001.8-4000=1.8取整可得，其偏移量在转弯时计算可得约为2mm，所以单轨和承载轮之间要至少2mm的间隔来让承载小车不会卡死在转弯的时候。所以，可设计选取单轨吊轨道与承载轮的间距为5.5mm保证安全。轴承需要润滑，因此可在轴上设置一个直径为d=6～10mm的油孔。4.1.2选择轴的材料40Cr经过调制处理后能承受大的载荷，在这可选取其为轴承材料。根据《机械设计师手册》（下册）表21-1有40Cr的力学性能为：，，，，，，初步设计，可选择较大的小车额定载重量，这里选取载重量为5t，则承载小车四根轴每根载荷所承受的大小为：F在实际工况下，惯性和冲击力以及一些外力的作用，需要实际载荷乘以一个特定的经验系数，来计算复杂工矿作业下承载小车需承受的载荷,即:F式中fp-经验载荷系数，取1由图4-1可知，危险截面距离作用力集中点长度大约为25mm，所以，弯矩M为：M=空心圆截面存在：W=式中D-承载轮轴的计算截面外径d-承载轮轴的油孔直径因为式中1-α2算下来结果很小，不对结果产生很大的影响，所以可忽略不记。所以由D≥根据结果可选取轴外径D=35mm，轴内径d=8mm承载轴的校核：σ满足条件4.1.3零部件的选择和轴的结构设计（1）选择滚动轴承21307CC型调心滚子轴承可适用于该承载轴的受力情况，其装配问题也便于解决。由上节可选取轴承处35mm的直径。具体尺寸是d×D×B=35mm×80mm×21mm。基本额定载荷为,。（2）确定承载小车轮轴的各段长度和直径：图4-3轴的各段直径和长度Figure4-3diameterandlengthofeachsectionofshaft轴段在与轴承配合处有L=L1+L2=28+3=31mm其中，轴承内圈是一边需要一个凸台来固定，这里选取=3mm，在上面计算中，轴段D=35mm，根据轴承内圈厚度8.05mm，内、外圈厚度的12~23通常为凸台的高度，可选择凸台的高度5mm。所以确定L1处的轴段直径为45mm；L2轴段由右往左依次安装宽度B=21的轴承、孔用弹性挡圈（固定轴承的外圈）、隔套（固定轴承的内圈）,设计L2=28mm；L③确定轴上零件的周向定位滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制,内圈与轴采用过盈配合，由《互换性与测量技术基础》表7-8查得轴的公差带为k6，外圈与承载轮的配合采用基轴制，外圈与承载轮的配合也采用过盈配合，由《互换性与测量技术基础》表7-9查得承载轮的公差带为P7。壳体孔与轴采用间隙配合，采用基孔制，由《互换性与测量技术基础》表2-6查得轴的公差带为d7。④确定轴上圆角和倒角尺寸，轴和壳体孔的形位公差。参考CG6403.4—86取轴各处的圆角和倒角45度。由《互换性与测量技术基础》表7-12可以查得轴和壳体孔的形位公差。4.1.4按疲劳强度的安全系数计算疲劳安全系数的计算应该选取轴中弯矩最大的地方，其作为危险截面最有说明意义，因此，对弯矩最大的D处进行塑性材料强度条件有：Sca当且仅有法向应力存在时，有Sσ=其中ScaSrS—按疲劳强度计算的许用安全系数；—对称循环应力下材料试件的弯曲疲劳极限，MPa；—弯曲时正应力的有效应力集中系数，滚动轴承与轴配合按H7∕r6配合选择，由《机械设计师手册》图21-10查得=2.5—平均应力折合为应力幅的等效系数，它表示材料对循环不对称性的敏感程度。其值应为φσ=2σ=1-σ0σ0，合金钢等效系数一般选取—弯曲应力的应力幅，MPa；—弯曲应力的平均应力，MPa；对一般传递动力的轴，可取、=0；当轴不转动或轴上外力随轴一起转动时，取==）S其中，取S由下表3.2可知，D截面是安全的。4.1.5验算轴承寿命计算滚动轴承基本额定寿命的公式是L10式中L—失效率10%（可靠度90%）的基本额定寿命（r）；C—基本额定动载荷（N）；P—当量动载荷（N）；ε—寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=10/3。若轴承工作转速为n（r/min），以小时数为单位的基本额定寿命公式为L10h设计中应保证≥表示滚动轴承的额定寿命。机器在不同的工矿下额定寿命是不尽相同的，可根据《机械设计》一书表13-3所讲述的有关轴承寿命与机器类型的进行估算，承载小车属于一种间断性使用性质的机械，一般情况下的中断作业是不会对机车有很大影响的，所以选取3000～8000h的预期寿命。查《机械设计师手册》可知，在∅d=35mm的调心滚子轴承其额定动载荷=63.5KN又已知承载小车的线速度V=1.6m/s=96m/m故其转速rad/min所以，L符合使用要求。表4-1轴承预期计算寿命Table4-1expectedcalculationlifeofbearing4.2承载轮的结构、尺寸设计（Structureanddimensiondesignofbearingwheel）4.2.1尺寸设计根据I140E型工字钢的总高度为155（-1/+2）mm，上下边缘厚为16mm，又承载小车承载轮的最大直径不超过120mm，可求得承载轮的最大轮厚d=（154-16×2-80）/2=21mm。此时，承载轮的外径=D+2d=80+2×21=122mm＞120mm。在设计中，为了装拆方便，使承载轮的下边缘与工字钢紧密接触，上边缘与工字钢留有5mm左右的间隙(取间隙=4mm)，故取承载轮的最大轮厚为=19mm,此时，承载轮的最大直径为D符合设计任务要求。承载轮与工字钢的位置关系如图5.1所示。初步设计承载轮的外形如图5.2所示：图4-4承载轮与工字钢的位置关系图Fig.4-4locationrelationshipbetweenbearingwheelandI-beam图4-5承载轮的初步外形图Figure4-5preliminaryoutlinedrawingofbearingwheel在车轮内圈做出一凸台用以固定轴承的外圈，凸台的高度一般为内、外圈厚度的，这里取凸台的高度为。根据经验，取承载轮腹部厚度h=8mm由于车轮需要承受一定的摩擦，预选承载轮的材料为LZQT600-3,其抗拉强度≥600MPa、延伸率≥，具有较高的强度和耐磨性。4.2.2强度校核：车轮宽度H=41mm,由工字钢的斜度为∠1∶6可求得承载轮最小厚度值B=14.8mm，故车轮受压缩截面面积A=H×B=41×14.8。对于脆性材料，当构件的应力达到强度极限时，构件将因断裂而丧失工作能力，故。所以，LZQT600-3的许用应力σ其抗拉强度校核σ=符合条件。4.3吊销的结构、尺寸设计（Designofthestructureanddimensionofthesuspension）承载小车通过吊销与下方的横梁连接，并使用横销将吊销与横梁连接固定。材料Q345，综合力学性能良好，低温性能亦可，塑性和焊接性良好，用作中、低压容器、油罐、车辆、吊、矿山设备、电站、桥梁等承受动荷的结构、机械零件、建筑结构、一般金属结构件，热轧或正火状态使用，可用于—40以下寒冷地区的各种结构。故选择吊销的材料为Q345。根据承载小车的整体结构和尺寸要求，初步设计吊销的结构尺寸，如图5.3所示：图4-6吊销的结构尺寸Figure4-6structuresizeofrevocation图中的圆孔为横销穿过的圆孔。对吊销抗拉强度校核吊销材料选择为Q345，其许用应力==MPa=162.5MPa其抗拉强度校核===97.2MPa≤符合条件。对吊销与托板接触处进行抗剪强度校核吊销受力危险截面面积A==3.14×66×10=2.072其材料Q345的许用应力==MPa=162.5MPa其许用切应力=0.6=0.6×162.5MPa=97.5MPa=33.78MPa≤对横销30抗剪切强度校核横销受力F==其强度校核横销材料选择为Q345，其许用应力==MPa=162.5MPa其许用切应力=0.6=0.6×162.5MPa=97.5MPa==49.54MPa≤故安全可靠4.4壳体和定位板的结构、尺寸设计（StructureanddimensiondesignofShellandPositioningPlate）由于拟定承载小车在装配时是先将承载轮、承载轮轴、轴承、装配成为组件，再将其作为一个整体分别从壳体（尺寸、结构设计如下图5.12所示）两侧沿做成的导向孔中装入（图中箭头方向），为了防止轴沿导向孔移动，现设计一定位板将其固定，定位板的27的孔与的轴段配合，另一端选用M8的六角头全螺纹螺栓—全螺纹(GB/T5783-2000)将其固定在壳体上。材料选择Q345。承载小车壳体、定位板的结构、尺寸设计如下图5.13所示图4-7壳体的结构尺寸Figure4-7structuraldimensionofshell图4-8定位板的结构尺寸Figure4-8structuraldimensionoflocatingplate4.5导向轮轮轴、导向轮的结构、尺寸设计（Guidewheelshaft,guidewheelstructure,dimensiondesign）将导向轮轮轴和导向轮装配成组件，如图5.14所示：图4-9导向轮的组件图Fig.4-9assemblyofguidewheel根据承载小车整体尺寸的限定等要求，设计导向轮轮轴、导向轮的尺寸、结构如图5.15和图5.16所示。图4-10导向轮轴的结构尺寸Fig.4-10structuraldimensionofguideaxle图4-11导向轮的结构尺寸Figure4-11structuraldimensionofguidewheel导向轮轮轴的材料选择45号钢，调质处理。依据尺寸要求和经验，设计轴径为20，在轴的中部作出一直径26mm（凸台的高度一般为内、外圈厚度的，这里取凸台的高度为3mm，所以确定处的轴段直径为45mm）,长度为4mm的凸台，以固定两轴承的内圈。根据轴径及导向轮的尺寸，选择一对深沟球轴承，其基本尺寸为d×D×B=20mm×42mm×12mm，其基本额定载荷,。轴承采用脂润滑。导向轮的材料选择ZG200-400，在导向轮内部做两个沟槽，以便安装孔用弹性挡圈，固定轴承。导向轮轴与轴承的配合采用基孔制，为过盈配合，由《互换性与测量技术基础》表7-8查得导向轮轴的公差带为k6。为了实现导向轮的导向作用，在安装导向轮时在导向轮轴与壳体的接触面间插入一厚度为2mm左右的垫片，通过插入和拆卸垫片来实现导向轮位置的调整。然后选用M8×25的内六角锥端紧定螺钉（GB/T78-2000）将导向轮和导向轮轴固定在壳体上面。、5锂电池防爆箱体设计5Designofexplosion-proofboxforlithiumbattery5.1锂电池设计（Lithiumbatterydesign）5.1.1锂电池驱动的优势作为取代了防爆柴油机单轨吊和普通蓄电池单轨吊的新型锂电池单轨吊系统，其拥有很多的优点：（1）噪音小，污染小，动力平稳，绿色环保。容易上手，维修方便，性价比高是锂电池单轨吊机车的优点。（2）它可以通过狭窄的巷道段，有效地优化了现场工作环境。（3）单轨的自重受质量和体积对能量的比值都比铅酸蓄电池大的优点，质量有所降低，同时也节省了单轨对空间的布置要求。（4）在电压水平的参数相同时的电池，锂电池机车所相对所需的电池整体量是相对较少的，同时气体不会在充电和放电中出现。（5）爬坡能力强，小半径转弯，能在错综复杂的井下巷道中不停歇连续去作业。5.1.2锂离子电池充放电简介石墨晶体一般作为锂离子电池的负极，它的正极选取含锂成分的氧化物。放电的时候，正极接收从石墨晶体游离过来的锂离子。充电的时候，石墨层中被嵌入从锂的氧化物正极游离来负极的锂离子。即锂只以离子形态出现在充放电过程中，充电反应方程为：LiM放电反应方程为L5.1.3锂电池选择根据经验，锂电池的选用为磷酸铁锂动力电池中航CA100，这种电池空间布置小，能很快的实现充电，一般作为井下新型设备能源电池。铅酸蓄电池拥有超长寿命的优点，通常可被充放电300次左右，500次是其比较高的寿命。相比之下磷酸锂离子锂电池的循环寿命就很高，能提至2000次以上，一般5小时的标准充电时间能让他很快投入井下作业。铅酸蓄电池经常需要维护修理，在同等条件下，铅酸蓄电池能使用一到两年，而磷酸锂离子蓄电池可以达到七八年的工作时间，性价比的强烈对比下，选用锂离子蓄电池更实际。锂电池作为新型能源电池，相比其他能源电池拥有体积小，放电效率高的特点。通过查询可得，单个中航CA100锂电池性能如下图：图5-1中航锂电池基本参数Figure5-1basicparametersofAVIClithiumbattery液压系统计算中，选取的电机功率为55kw/h，380V。容量为100A.h，电压3.2V,因此计算可得实际电压所需要的锂电池个数为：N因为充满电后里的锂电池实际的电压是大于3.2V的，所以可选取实际100个电池为一组，实际供电32kw/h，若所有电池串联，则可计算达到功率所需的锂电池数为：N=55×1000÷100÷3.2=171.875(因此由上可知，可设计需要的锂电池数量为200个，两组，本文箱体尺寸按四组电池设计。5.2箱体参数设计（Parameterdesignofboxbody）5.2.1电源箱体材料选择国内的电控箱基本选用普通碳钢Q235的钢板进行制作，国内单轨吊由于电池组数目比较多并且体积比较大，因此厚度通常要在16mm以上来满足耐压强度。这种通过牺牲钢板厚度来基本井下电机车的基本工作性能的方法，会较大程度地增加井下电机车的整机重量，严重影响其续航能力，因此在本次设计中，材料选择将摈弃国内的通用情况，通过选择强度更高的钢板材料作为箱体的主要加工原料。通过查阅相关资料，初步选择Q345钢板材料作为主要加工原材料，能够在满足工作要求的前提下，将箱体结构的厚度减小，能够将箱体结构厚度减小至明显的12mm和10mm，可以有效地解决箱体质量过大造成单轨吊续航能力下降的现象。同时使用优质硅橡胶双重密封，安全可靠。5.2.2电源箱体结构设计要想通过对电源箱体进行结构设计达到隔爆的目的，首先需要明确在井下工作环境中，发生爆炸现象需要满足的三个条件，那就是点火源、爆炸性物质以及空气在同一时间空间内并存。因此，要达到隔爆的结构要求，就需要在箱体结构的设计过程中将发生爆炸的三个条件破环使之不能同时存在。故本次电机车防爆箱体结构将围绕此要求并兼顾提高其续航能力进行展开设计。首先，为了满足隔爆要求，在本次电源箱体结构设计中，将锂电池存放腔与箱体内的操作控制腔分割开来。这样设计的原因是因为，电源箱体结构中，操作控制腔是最容易产生爆炸条件之一的火花源的地方，而锂电池在使用过程中会产生爆炸性气体。两腔隔开的简易示意图如下所示：表5-1电池腔简易示意图Table5-1simpleschematicdiagramofbatterychamber由图5-1可知，所选取的锂电池数量大约为200个，而实际单个锂电池尺寸为142*67*215，将其进行再箱体内整齐排列，形成对应的5*10*4的格局，则箱体尺寸至少为710*670*860，因为箱体内存在支撑和接线问题，实际选取箱体尺寸为750*750*900。电源的放置位置为司机室和主机室中间位置，上面通过吊销与单轨吊上装配的承载小车连接，安全可靠、示意图如下所示：电源箱体外部结构示意图如上所示，其中盖板需要与电源箱体极大限度地密封处理，并且考虑到生产成本的影响，因此设计成为图上所示的结构，盖板比电源箱体的尺寸略大，因此能够有效防止在巷道内行进过程中灰尘以及其他杂质进入箱体内造成短路等现象，防止重大事故的发生。另外盖板与箱体通过24个螺栓对称连接，保证其受力和密封性。其中，电源箱体与盖板均选择Q345钢板材料进行铸造加工而得。5.2.3电源箱体连接强度校核在本次电源箱体结构设计过程中，盖板与电源箱体之间采用螺栓连接，在电源箱体的四侧分别选择24个螺栓连接，对称分布，受力均匀。现在对单个螺栓进行分析。螺栓连接的受力分析如下所示:图5-3螺栓连接示意图Figure5-3schematicdiagramofboltconnection在本次电源箱体结构设计过程中，假设在电源箱体收到外力作用时，24个螺栓连接所受到的力的大小以及方向都是相同的,且均为紧螺栓连接，且受到的载荷均为轴向载荷。初步选择螺栓连接中的螺母的直径为d=20根据国家标准GBT3098.1-2010以及国家GBT3098.2-2010首先选择螺栓、螺柱的性能等级为8.8，材料均为中碳钢经过淬火和回火得到，因此螺栓连接过程中的零件工程抗拉强度为σB=800则螺栓连接件的许用拉应力计算公式如下：σ式中，S—安全系数，碳钢紧螺栓连接的安全系数取值范围4-5，次取值为4。并且螺栓连接的许用切应力与许用挤压应力的计算公式如下：τσ式中，Sτ—许用切应力安全系数，对于钢材零件取值为2.5SP—许用挤压应力安全系数，对于钢板零件取值为1.25螺栓危险截面的拉伸强度需要满足下式的关系：σ式中，将螺栓连接在预紧状态下的计算应力按照许用拉应力进行计算，并且螺栓的直径按照总体设计结构已经给出，所及螺栓所受的工作拉力可得：F因此盖板与电源箱体所能承受的总体载荷为：F=锂电池[1]电源箱是通过和承载小车连接的悬挂在轨道上行走的。电源箱上面的盖板上有跟承载小车吊销连接[2]的吊环，两者之间通过销轴连接。通过上一章吊销受力分析，承载小车可承受7t的承载，远大于电源箱的整体质量。技术经济分析6.TechnicalandEconomicAnalysis产品在生产制造过程中在保证加工质量的前提下还应考虑它的技术经济性。在锂电池单轨吊的设计过程中，要对主要构件的制造质量提出合理的技术要求，并合理的控制影响因素，必须针对具体情况具体考虑，不适当的、过高的技术要求是不经济的；而过低的技术要求则会导致承载能力和使用寿命的降低同样也是不合算的。在我国，由于各种条件的不同，运输设备的原理、结构、性能等均存在很大的差异。因而造成了单轨吊的规格、产品的技术水平和技术性能有很大区别。该方案在原方案的基础上加以改进，使其相对于以前的绳牵引单轨吊、柴油机单轨吊在技术上和经济上具有很多优点，如体积小重量轻；应用更为普遍使用的材料；效率高；工作稳定、噪音小；结构紧凑、刚性好、安装移动方便；操作灵活、制动可靠等特点。锂电池单轨吊提高了生产效率，增加了安全保障。锂电池单轨吊应用前景广阔，随着时代的发展，生产效率不断提高，综采设备以及液压支架单件的重量越来越大。在坡度大，工况条件复杂的环境下，单轨吊系统可以实现高效率运输。与其它辅助运输相比，单轨吊系统安全可靠性、设备成本低。但是现在以柴油机为驱动的运转模式被广泛运用，存在噪声污染和环境污染问题。以动力电池驱动的电动单轨吊具有低噪音、无污染的优点，是单轨吊未来的发展趋势。结论7.Conclusion这次毕业设计，通过查阅相关资料，以及指导老师的指导和同学们的帮助，我了解了锂电池单轨吊的发展历史和现状，知道了锂电池单轨吊的工作原理。在这次毕业设计中，我对它的一些主体部分进行设计。在这个过程中，我经常和指导老师交流设计中遇到的问题，从中学到了很多。通过大学四年所学的知识，来完成这次的设计任务。通过这次设计，我体会到了成为机械设计工作者的不容易，不仅要对专业知识有充分的掌握，还要不断的学习新的知识，要学会理论联合实际。这次锂电池驱动单轨吊的设计分为以下几个部分：驱动单元、承载小车、液压系统还有箱体的设计。通过液压马达带动驱动轮，然后通过摩擦力开始运行、制动系统通过制动缸带动制动闸片进行制动，一组驱动单元中有两个驱动轮，两个液压马达，两组制动装置。整套装置通过液压系统来控制。这次毕业设计，我充分利用各种资料，积极和老师同学进行交流学习。在这个过程中，我学到了很多机械设计方面的知识，受益匪浅。但是，我也明白，我的设计还存在一些不足之处，在以后的学习生活中，我会不断地提升自己，完善设计，使设计的东西更加具有实用性。

参考文献[1]刘文杰.矿用单轨吊现状和发展趋势[J].电子世界,2014,9:195.[2]张小