机械毕业设计装载机传动系统设计

《机械毕业设计装载机传动系统设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械毕业设计装载机传动系统设计（69页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、前言在地下采矿工程中有两个根本作业内容。其一是把有用矿物或矿石从矿层中破碎下来，形成容易装运的块状，即矿物开采。其二是在地下开掘巷道。在矿山建设中首先要开掘巷道，在矿物开采中，也要边开采边开掘巷道。因此，巷道掘进在矿山生产与建设中与矿物开采处于同样重要的地位，不仅要采掘并举，而且要掘进先行。在全世界范围内，自第二次世界大战以来，新理论和新技术被应用到装载机械中，使矿山掘进机械有了巨大进步。劳动者的劳动强度大大减轻，生产效率得到了大幅度提高。随着煤矿综采机械化的实现和能源需求量的增加，装载机在矿物开采中将占有越来越重要的地位。因此，装载机的研究已成为保证能源生产开发的关键。全套图纸，加15389

2、37061 装载机结构及主要参数我国在巷道掘进中所用装载机主要有铲斗式装载机侧卸和后卸、蟹爪式装载机和耙斗装载机。而在地下矿应用较多的装载设备是前装后卸式铲斗装载机，其中冶金、化工、等地下使用较多的是轨道式电动和气动装载机。耙斗装载机结构简单，同意设计和制造、重量轻、便于搬运，但耙斗装载机有效耙运距离不长、作业率低、在有底部结构出矿的电耙运矿中，需要有溜井和漏斗，其采切巷道工程量较大。蟹爪式装载机能够连续装载作业，而且整机的机动性好，故生产率较高，这种形式的装载机都运用地下矿山要求生产率中等或装载后运输距离较长且专用运输设备配套使用的场合。铲斗装载机结构简单、紧凑，巩固耐用，设备价格较低，操作

3、和维修简单方便，对于一般矿岩均可装载。所以在巷道和硐室掘进及小采场得到广泛使用。铲斗装载机是以铲斗铲取物料，然后使铲斗后翻或侧翻，将铲斗内的物料卸入矿车或其他运输设备。这种装载机一般用于装岩石，是煤矿岩巷掘进较普遍使用的一种装载机。本设计的目的是设计能在小截面的地下巷道中装岩的装载机械。所以选铲斗装载机进行设计。机分类及组成铲斗装载机种类很多，按机器总体结构可分为：直接卸载式、带运输机式和带储矿仓式三类。 铲斗装载机按行走机构不同，分有：轨轮式、履带式和轮胎式，而煤矿井下多用轨轮式铲斗装载机。铲斗装岩机的主要组成局部：行走机构、回转机构、提升机构、工作机构和操作机构。行走机构主要包括发动机、轮

4、轴和减速箱等。铸钢的减速箱体是行走机构的底架，又是机器的架体，它的前部是一个整块的半圆行缓冲器，用以拖挂矿车。减速箱上部装有回转托盘，用以安装机器的回转局部。回转机构主要包括上下回转盘、滚珠、滚珠圈及中心轴等。在回转机构上部装有工作机构、提升机构和操作机构。回转机构的作用是使工作机构在水平面内偏转一定角度，以便铲装巷道两侧的岩石，扩大装岩范围。提升机构主要包括发动机、减速箱、卷筒及链条。提升机构的作用是提起铲斗向后卸载。铲斗下放复位那么靠缓冲弹簧反力和工作机构自重作用实现。工作机构主要包括铲斗、斗臂、横梁及稳定钢丝绳。提升链条一端通过平安销轴连于铲斗架的横梁上，另一端连于提升减速器的卷筒上。工

5、作机构的作用是直接完成装卸工作。操纵机构是由接触器、开关、按钮或主控阀等组成。装岩机的铲装、卸载、前进和后退都由变换操纵机构状态来实现。1.2 主要技术参数1、主要用于巷道和硐室掘进及采场矿岩的装载工作；近于水平装载，或倾斜小于的巷道； 2、装载机最大扬高即是装载机在工作中扬斗时的最大高度；在大多数情况下，是在铲斗尖的运动轨迹上； 3、卸载高度即是铲斗在卸载状态是顶板和轨面的最小高度。如果所配用的矿车高度为，那么卸载高度为： 4、卸载距离是铲斗在卸载状态时顶板前缘最外点至装岩机挂钩销轴中心线之水平距离。 5、铲斗卸载角是铲斗在卸载状态时顶板与水平面的夹角。卸载角度直接影响斗中物料被抛射距离的大

6、小以及物料是否能够顺利地倾卸干净。卸载角一般可取为： 6、机体离地最小间隙，是指机器行走局部的最低点至轨道顶面所在平面的最小距离。最小间隙值的大小，直接影响装岩机在轨道上行驶时的通过性能，推荐值一般取；7、装岩机的宽度，主要考虑配套车辆及其他转运设备的宽度及司机工作平安距离；一般可由下式确定： 式中巷道宽度，在巷道腰线巷道侧壁上，沿走向与轨面垂直高度为1m的线上上测量，估计能容纳司机和行人的平安距离，一般可取；8、装岩机的轴距，其值大小直接影响装岩机的长度方向尺寸和整机纵向稳定性。轴距值一般依据所需通过的弯道曲率半径来确定，可近似取为：，式装岩机的轴距。R弯道的最小曲率半径。2 工作机构设计工

7、作机构主要包括铲斗、斗臂、横梁及稳定钢丝绳。提升链条一端通过平安销轴连于铲斗架的横梁上，另一端连于提升减速器的卷筒上。工作机构的作用是直接完成装卸工作。 铲斗的设计铲斗工作机构上直接与岩石频繁接触的部件。其集合尺寸和结构型式设计合理与否，直接影响装载机的生产率和使用性能。铲斗设计的主要要求是：插入阻力小、装满系数高、卸载干净和巩固耐用。铲斗示意图如图2-1所示：图2-1铲斗示意图Fig 2-1 spade Dou sketch map1。铲斗几何尺寸确实定：铲斗底边长度L： (1-1) (1-2)铲斗后侧高度: (1-3)取313mm铲斗前端高度: (1-4)取574 mm斗底宽度: (1-5

8、)取522 mm开口宽度: (1-6)取679 mm装载机宽度B取：B=679 mm考虑铲斗几何形状及外廓尺寸要使铲斗插入阻力较小，并具有较好的使用性能，铲斗设计如下：铲斗底板前端为椭圆弧舌尖，实验证明其插入阻力比直线形前刃的插入阻力减少；为能清理轨道间岩石，底板前端中央局部应下凹，下凹垂直高度取：50mm实验和实践证明为了使铲斗便于插入岩石堆当角度在时铲斗插入效果较好，角度过大会使插入阻力增大，角度太小在铲取过程中容易被岩石堆顶出，而使插入阻力显著增加。取侧板下部前缘与水平面间夹角，同时前缘下部应向外鼓并有圆弧形缺口， 这样可使插入阻力明显下降。顶板在宽度方向做成圆弧形，使铲斗在卸载时有收敛

9、物料作用。斗底前刃视需要可安装斗齿个。斗齿宽度约为 mm，间距一般为 mm，斗齿超出斗刃的长度为 mm。考虑到岩石堆平均块度的影响，齿间距取100 mm，又因为由上边计算得铲斗底边长度L=522mm，所以在斗底安装齿数为4个。考虑的斗齿的磨损，斗齿宽度取为40 mm。考虑提升时力矩原因，斗齿长度相应取小，取为50 mm。铲斗上板的形状有两种形式：一种是平面形的，另一种是横截面为圆弧形的。后者能有效的利用空间尺寸，并使铲斗在卸载时有收敛作用。因此上板形状选择横截面为圆弧形的。铲斗工作条件恶劣，并承受很大的冲击载荷，特别是斗底的前刃容易发生扭曲、卷刃或急剧磨损。因此，铲斗的材料及工艺的选择原那么，

10、主要考虑巩固、耐磨且经济。制作铲斗主要选用结构钢板，厚度一般为。取厚度为。底板和侧板的前刃要贴焊锰合金钢板加固，并施以堆焊。常采用高锰钢堆焊焊条。采用的焊缝形式主要是角焊和对焊。铲斗结构焊制完毕后放入石灰内进行时效处理。2.2 工作阻力的计算装载阻力的计算一直是装载机设计方面的重要研究课题，国内外许多研究人员通过实验建立了经验公式，对装载机设计技术的进步和开展做出了奉献经验公式在一定的区间(例如插入阻力在0507斗底长度范围内)或特殊点进行计算，其值比拟接近实际。装载机工作阻力包括：插入阻力和铲取阻力。插入阻力就是铲斗插入料堆过程中，料堆对铲斗的反作用力压实区的形成是产生插入阻力的重要因素，故

11、认为影响压实区大小的因素也是影响插入阻力大小的因素试验说明，压实区的大小随物料的块度、重度和堆高的增大而增大，是引起插入阻力变化的内在因素但在一定条件下，改变铲斗形状和结构尺寸，以及一次插入深度等外部因素，也可使压实区在一定范围变化试验说明，插入深度大那么压实区体积大，插入阻力也大，并且插入阻力与插入深度的125次方成正比；曲线形铲斗底刃，无论在何种情况下，插入阻力都比直线形底刃小1020，假设装上梯形截面的斗齿，可进一步降低插入阻力；插入阻力还随斗底倾角的增大而增大，随铲斗宽度的增大而增大为能够反映各个因素对铲斗插入阻力的影响，在经验公式中用影响系数来考虑即插入阻力 的经验公式为： (1-7

12、)查表5-4取块度与松散度系数查表5-5取物料的性质系数查表5-6岩石堆高系数铲斗的斗形系数在之间取插入深度L取底边长度的那么：插入阻力 (1-8)铲取阻力铲取阻力是指铲斗插入料堆一定深度后，用提升链提升铲斗时，料堆对铲斗的反作用力铲取过程就是铲斗中物料与料堆之间沿滑动线 ( 为松散物料的内摩擦角)的剪切过程这个剪切面积在开始时最大，以后逐渐减小因此最大铲取阻力发生在铲斗开始提升的时刻，随着动臂的提升，铲取阻力逐渐减小开始提升时铲取阻力: (1-9)铲斗开始提升时剪切应力查表5-7取故： (1-10)2.3 斗臂的设计斗臂曲线有特殊曲线、半圆弧曲线和多段圆曲线。特殊曲线，经常使用的特殊曲线有阿

13、基米德螺旋线和对数螺线。采用特殊曲线作为斗臂工作曲线，可使起动速度缓慢，抛射速度较高，零部件受力状态较好。但这种曲线的斗臂模型制造困难，铸造过程变形大。半圆弧曲线作为斗臂工作曲线，设计和绘制比拟简单，构件制造比拟容易，零部件受力较均匀。但这种斗臂起动速度较大而抛射速度不够大，工作曲线始端易磨损，工作效率较低。多段圆弧一般由三段至五段圆弧平滑连接而成，曲线的曲率半径由小到大顺序递增。这种曲线的设计和绘制比拟麻烦。因其优点突出，所以在国内外得到了广泛的应用。所以设计斗臂曲线时采用多段圆弧。所以在斗臂设计时采用多段弧曲线作为斗臂曲线。 装载机的斗臂曲线图绘制斗臂曲线的绘制步骤如下:(1) 按比例画出

14、工作机构及行走机构的外型尺寸,并确定铲斗架的铲装位置和卸载位置；(2) 把斗臂工作曲线等分成假设干段，并将所有对圆心角也相应分成假设干份。这里是将组成工作曲线等分成12份圆心角也分为12份。(3) 在斗臂上标出等分点1、212，在导轨面上标出与斗臂工作曲线上各点相应长度的对应点、，并标定斗齿、链头销中心和铲斗重心；(4) 绘出各段不同半径的圆弧在导轨面上滚动，故各段圆弧的圆心角与导轨面始终保持等距，其轨迹、为与导轨面平行的直线段，并找出对应于导轨分点的轨迹分点、等；(5) 绘制各有关点的轨迹。由于斗臂为一固定的整体，所以工作机构上各点之间距离不变。根据这一原那么，便可找出各有关点的各个位置，将

15、其圆滑地联结起来，便得到各有关点的运动轨迹。图2-2 斗臂工作曲线绘制图Fig 2-2 Dou arm work curves draw graphics斗臂曲线标注和长度计算由图2-3可得：图2-3 斗臂曲线长度计算示意图Fig2-3 Dou arm calculation sketch map of the curve length计算得斗臂曲线长度：设计时取回转平台的长度等于行走减速器的长度： (1-11)2.3.2 斗臂结构设计斗臂结构是个比拟复杂的异性构件，它的设计原那么是使装载机工作机构具有良好的工作性能和较长的工作寿命。斗臂结构示意图如(2-4)所示：图2-4 斗臂结构示意图Fi

16、g 2-4 Dou arm structure sketch map在斗臂上开空区可以使工作机构的重心下移，有利于工作机构返回到铲装位置。在空缺处是辐板，臂颈处设计成类似加强筋的突缘用来增加强度。滚动斗臂的下部铸造成直角型，用以固定铲斗。铲斗固定方式有螺钉、铆钉和焊接三种，在铲斗工作过程中要经常承受冲击载荷的作用，而螺钉和铆钉这两种固定形式在这种状况下容易出现松动现象。所以在铲斗固定时采用焊接。同时考虑到斗臂在加工制造中的需要，在适当位置留有加工长槽g，便于压块伸入槽内压紧工件，方便加工。同时，在斗臂设计中工作机构的自动返回也是一个重要的问题。本机的自动返回，是靠工作机构的自重实现的。返回力矩

17、的大小和方向，决定与工作结构 的重量及其重心相对于斗臂回转点的位置，尤其重心位置对返回力矩的影响更为显著。因此要对铲斗架返回时进行受力分析，其在返回过程中的几个典型位置如下图。在工作机构开始返回时，由于此时工作机构受有缓冲弹簧的推力，只要工作机构的重心不超过卸载法线，工作机构就可以顺利地向返回方向滚动。在返回过程临近结束时，由于重心力臂增大，而且从此位置一直到返回终了位置一直在增大，所以工作机构很容易返回铲装位置。而在返回过程中的某一位置，由于已无缓冲弹簧的推力，重心力臂较小，使滚动速度减慢，有停滞的趋势，是工作机构返回过程中的一个困难位置。在该位置，假设使铲斗不发生停滞，应有： (1-12)

18、-工作机构的重力；-链条和减速器等局部的阻力；、-重力加速度和运动加速度。由于上式中和受多种因素的影响，要减小不等式后两项之和比拟麻烦，在铲斗设计时，一般是通过增大来增大返回力矩，以保证工作机构的自动返回。增大又可分别增大和值。由于受结构尺寸和提升功率的限制，因此一般是通过移动重心位置来增大力臂值。在完成了工作机构的结构设计之后，可求得的工作机构的重心位置，在地球外表附近，即重力场内，质点系的质心与重心的位置是重合的。所以求工作机构的重心位置，也即求工作机构质心的位置，由力学知道，工作机构的重心坐标为： (1-13) (1-14)其中为该质点系的总质量。通过工作机构在导轨面上的位置变化，便可以

19、找值的变化。假设要增大的值，可修改第三段圆弧，使减小。这时，斗臂工作机构的重心也随之向有利于自动化返回的位置移动。但是，卸载高度将减小，在卸载高度无法满足要求时，可采用斜导轨来提高卸载高度。采用斜导轨还可以增加返回力矩。采用平导轨时的返回力矩 (1-15)采用斜导轨时的返回力矩 (1-16)其中为斜导轨的倾斜角度。显然，。对工作机构返回有利。2.4 稳定钢丝绳选择每个斗臂的滚动边下都有两条凹槽，其内嵌入稳定钢丝绳1和2。稳定钢丝绳可保证铲斗架在工作过程中斗臂沿其导轨滚动，卸载时碰撞缓冲弹簧后处于稳定状态，而且限制斗臂在卸载支承点处的纵向滑动趋势，保证铲斗在提升过程中斗臂曲线与导轨间不发生滑动。

20、稳定钢丝绳的工作情况如下所示：图2-5 装岩位置Fig 2-5 pack rock position图2-6 提升过程位置Fig 2-6 promote process position图2-7 卸载位置Fig 2-7 unload position图2-5表示铲斗装岩位置，钢丝绳1缠绕在斗臂滚动边的凹槽内，而钢丝绳2那么顺放在回转台的导轨上，拉住斗臂不致向前脱离导轨。图2-7表示铲斗卸载位置，这时钢丝绳2已完全缠绕到斗臂滚动边的相应凹槽内，钢丝绳1那么顺放到回转台的导轨上，拉住斗臂不致向后脱离导轨。图2-6表示铲斗提升过程的位置，这时钢丝绳1和2一局部缠绕在斗臂滚动边相应的凹槽内，另一局部顺

21、放在导轨上，钢丝绳2防止斗臂向前滑动，钢丝绳1防止斗臂向后滑动，在这两根钢丝绳的拉力作用下，使斗臂滚动边与导轨接触处不发生相对滑动，即铲斗在提升过程中，斗臂滚动边与导轨间始终保持纯滚动。钢丝绳在工程机械车辆(如起重机、装载机)上使用的非常普遍。一般由许多高强度钢丝编绕而成。它首先由单根钢丝绕在一起形成股，然后将其中一些股绕成绳芯，再由其它股组成的外股围绕绳芯绕成钢丝绳。有些进口钢丝绳内部还包含一个塑料插芯，通常以塑料涂层的形式经过特殊处理覆盖在绳芯上，重要的钢丝绳那么在绳内部充填适当的润滑剂以减少摩擦。国产钢丝绳按绳芯材料一般分有机物(麻芯和棉芯)、石棉芯或金属芯三种，绳内部通常无填充物或润滑

22、剂。1工程机械车辆上的钢丝绳类型和结构钢丝绳按钢丝绕成股和股绕成绳的相互方向又可分为顺绕绳和交绕绳，并按其股绳捻向分为左、右同向捻和左、右交互捻；进口钢丝绳一般以交绕绳为标准绳，规定钢丝绳的旋向与相对于钢丝绳的纵轴为基准的外股螺旋线的旋向一致，分为左旋和右旋。相应的也规定了股的旋向，即以股的纵轴为基准，组成股的外丝的螺旋线的方向为每股的旋向。普通钢丝绳在单根使用时，都有向钢丝绳绕向相反方向旋转的现象，在滑轮组中使用时，会因钢丝绳旋转而造成起吊钢丝绳旋扭，俗称打绞。相对于普通钢丝绳，目前不旋转钢丝绳已开始大量应用。所谓不旋转钢丝绳是基于这样一个原理，即绳与股的扭转力矩方向相反而大小相等；进口不旋

23、转钢丝绳那么有所不同，其原理是使绳芯的旋向与绳本身的旋向相反，当受力时，绳芯产生的扭矩与外股产生的扭矩大小相等，方向相反。钢丝绳的股还可通过滚压或模具挤压等处理方法成为紧密股，处理后股的直径将减小，而外表光洁度很高。因此，采用紧密股的钢丝绳可以使用较粗的钢丝，相同直径下采用紧密股的钢丝绳充填系数较高，破断拉力大为提高。当在卷筒上进行多层缠绕时，普通股的钢丝绳其外股在层与层之间挤压较严重，钢丝绳外表磨损较快。而紧密股的钢丝绳那么有较高的抗磨损能力和抗挤压能力。2工程机械车辆上的钢丝绳选用原那么钢丝绳的选择正确与否，直接影响绳的使用寿命。如选用不正确，会使绳产生结构变形、断裂和意外的失效等。因此推

24、荐选用原那么如下：当进行一次无导向重物提升时，或在较大高度下进行屡次无导向重物提升时，选用不旋转钢丝绳。当进行一次有导向重物提升或在较小高度下进行屡次有导向重物提升，或左旋和右旋绳成对使用时，可选用普通钢丝绳。钢丝绳旋向确实定应遵循：右旋绳槽的卷筒推荐使用左旋钢丝绳；反之，左旋绳槽的卷筒应使用右旋钢丝绳。对于单层缠绕的不旋转钢丝绳，必须严格遵守上述原那么，否那么易引起钢丝绳结构的永久变形；对于多层缠绕的情况，绳的旋向由卷筒绳槽的方向决定，以便为下一层打好根底。多层绕卷筒的钢丝绳相互间摩擦力及受到的挤压力都较大，易产生乱绳现象，因此应选用直径略小于绳槽节距和绳槽直径的钢丝绳，以增加钢丝绳与卷筒间

25、的接触面积，减少相邻钢丝绳间的摩擦力，从而提高钢丝绳的寿命。实践证明，钢丝绳的直径比绳槽节距小1 ，有助于排绳紧密，有效消除爬绳、乱绳现象。在相同直径下，钢丝绳外股数目越多直径那么越细，单根钢丝就越细，这种钢丝绳的挠性好，能很好的克服钢丝绳屡次进出卷筒时受到的反向弯折力，穿绳也容易。而较粗的外股，其钢丝也较粗，那么能更好的抵抗磨损、机械损伤、腐蚀和挤压力。因此，只有将两种优点很好的结合起来，才是真正高性能的优质钢丝绳。此外，钢丝绳在选用过程中，还要注意其最小直径和最小破断拉力应符合IS04308标准的规定。据测定，铲斗架在卸载位置时稳定钢丝绳所受载荷最大。对稳定钢丝绳做受力分析(如图)，列平衡

26、方程： (1-17)那么 (1-18)式中 -提升链的拉力； -重载工作机构的重力； -重载工作的惯性力， (1-19) -满载工作机构绕点的转动惯量； -工作机构的瞬时角加速度。根据张力大小即可选择钢丝绳，其平安系数为，同时根据钢丝绳选用原那么，钢丝绳采用“型。即稳定钢丝绳型号选择“型。2.5 工作机构的受力分析滚动斗臂在导轨上运动的速度和加速度，直接影响机器的结构设计和使用性能。所以，在必须进行工作机构的运动学和动力学分析，其主要目的是：验证有关零件是否互相干预，从而确定零部件的尺寸几装载机的外形尺寸；求解有关点的速度和加速度，验证是否能装满配用的运输车辆；校核初选的发动机功率是否适宜；为

27、零部件的强度与刚度计算提供依据；通过计算，可对不同的方案进行比拟，以便选出最优的方案。工作机构受力分析示意图如图2-8所示：图2-8 工作机构动力学分析示意图Fig 2-8 work organization dynamics analysis sketch map假设铲斗在铲装时在其导轨上做纯滚动，瞬心为n。假设能正常工作应有如下方程： (1-20)式中 提升链的拉力； 满载工作机构的重力； 铲取物料时的静阻力矩， (1-21) 铲斗开始铲取时的静阻力矩 (1-22) 、分别为铲斗的插入阻力和插入深度； 铲斗在回转堆里的回转角； 、实验计算系数，其中 (1-23) (1-24) 铲斗脱离岩石

28、堆后，斗中岩石重量产生的静力矩； 铲斗尖自铲取到离开岩石堆时的全部回转角； 满载工作机构对瞬心O的惯性矩。 (1-25) 满载工作机构的转动惯量， (1-26) 满载工作机构对其重心的转动惯量 满载工作机构的质量，由物料的性质系数和岩石容重取：设计时由于参数不能最后确定，有的甚至无法确定，所以难以准确求的值。可由下边公式近似计算： (1-27)将以上相关参数代入(5-1)整理可求得链条 拉力为： (1-28)有实验证明，开始提升铲斗时链条受拉力最大。这时，所以应有： (1-29)但在计算提升开始状态是，且，一般取初始间隔时间式算。设计时估取重心由上述分析得:3 行走机构设计行走机构主要包括发动

29、机、轮轴和减速箱等。铸钢的减速箱体是行走机构的底架，又是机器的架体，它的前部是一个整块的半圆行缓冲器，用以拖挂矿车。减速箱上部装有回转托盘，用以安装机器的回转局部。行走机构的传动系统如图3-1所示：图3-1行走机构传动系统Fig 3-1 run about organization to spread to move system3.1 行走参数的选择行走速度为设计参数 =1 m/min行走机构的选择：由于轨轮式行走机构具有结构简单、制造和维护容易、操作方便、运行阻力小、运转费用低和使用寿命长的优点，所以装载机行走机构设计时选择轨轮式。原动机的选择主要有气动马达和电动机。气动马达对于装载机的工

30、作要求有较好的适应性，因其特性软，启动和停止不会产生过热现象。但由于气源的价格高、能源输入比拟麻烦，能量利用率较低，维护检修工作比拟繁杂等原因，使用较少。电动机驱动，能源输入比拟简单、方便；能量利用率较高；使用操作容易，维护检修方便。由于经常处在大电流下工作，发热现象较为严重，但可选择容量适当增大，特性软，过载能力强的，同时电动机工作费用较低，所以一般选电动机作为原动机较多。传动系统参照选四轮驱动，那么装载机的粘着重量就等于自身重量，从而增大铲斗的插入力，使铲斗插入深度增加，提高生产率。轨距按照 mm车轮直径有300 mm和350 mm两种，选为350mm车轮宽度一般为200mm左右，取=16

31、0mm装载机工作的理想重力 (2-1)-行走轮与轨面的黏着系数，一般为=() (2-2)-直道根本阻力系数，一般为-弯道附加阻力系数，一般为-坡道附加阻力系数，一般为故：=0.03+0.01-0.006=0.034 (2-3)= (2-4)此时，牵引力:P=F=4676.60N (2-5)所以增大装载机的整机重量，参照同系列产品重量取装载机重量G=3700此时， 牵引力:P= (2-8)符合要求。3.2 电动机的选择原动机功率: (2-9)-行走减速器的传动效率，在0.75和0.8之间取值故：N=9.07KW (2-10)查新编机械设计手册选择电动机型号YB180L-8 功率11KW 步转速7

32、30安装座到电动机轴中心线的高度H为180mm电动机轴直径D为48mm电动机总长度L为730mm电动机高度AC为240mm原动机功率校核: (2-11)滚轮转速: (2-12)得： (2-13)那么行走减速器的传动比： (2-14)故： (2-15)电动机符合要求。3.3 进行行走减速器的齿轮设计3.3.1 各级传动比的分配公称传动比:i=2.3，i=2.7，=2.8， =0.681进行配齿一级 实际传动比=2.27齿数 =16， =36 二级 实际传动比i=3齿数 =20， =60，三级 实际传动比=2.8齿数 =18， =48四级 实际传动比=0.64齿数 =312传动比误差 传动比误差应

33、满足条件4%=0.1%5% (2-16)=05% (2-17)=05% (2-18)均满足条件3.3.2 初步计算第一级传动齿轮的主要参数选择齿轮的材料(1) 查表8-17。小齿轮选用调质大齿轮选用正火小轮分度圆直径： (2-19)齿宽系数查表8-23按软齿面相对轴非对称布置取=0.8小齿轮齿数取大齿轮齿数: (2-20) 小齿轮名义转矩： (2-21)载荷系数K: (2-22)按表8-20取使用系数=1.00按图8-60取齿向载荷分布系数 =1.12动载荷系数查图8-57取=1.2齿间载荷分配系数： (2-23)那么： 查表8-21插值取=1.05那么载荷系数K初值： 查表8-22弹性系数取

34、查图8-64节点影响系数取=2.5查图8-65重合度系数取=0.74许用接触应力：= (2-24)查图8-69得接触疲劳极限应力：=570=460应力循环次数由公式(8-70)得： 2-25)=6.30 2-26) =3.15 查图8-70取接触强度的寿命系数=1查图8-71及说明取硬化系数=1接触强度平安系数查表8-27按一般可靠度取=1.1 (2-27) 那么的设计初值为： 齿轮模数m： 查表8-3取第一系列模数： 分度圆直径： (2-28)小轮分度圆直径： 大轮分度圆直径： 中心距： 2-29 齿宽： 2-30 大轮齿宽 小轮齿宽 取70齿根弯曲疲劳强度校核计算： (2-31)齿形系数查

35、图8-67 小轮 =2.8 大轮 =2.4应力修正系数查图8-68 小轮 =1.5 大轮 =1.65重合度系数: (2-32) 弯曲疲劳极限查图8-72 弯曲寿命系数查图8-73 尺寸系数查图8-74 平安系数查表8-27 那么 故：齿根弯曲强度符合。 二级齿轮传动转速：转距：那么的设计初值为： 模数： 查表8-3取 =5小轮分度圆直径： 大轮分度圆直径： 中心距： 大轮齿宽： 小轮齿宽： 取81齿根弯曲疲劳强度校核计算： 3-33齿根弯曲强度符合。3.3.4 三级齿轮传动转速：转距：那么的设计初值为：模数：查表8-3取=6小轮分度圆直径： 大轮分度圆直径： 中心距： 大轮齿宽： 85小轮齿宽

36、： =90齿根弯曲疲劳强度校核计算： 齿轮强度符合。齿轮7要和齿轮6啮合，要满足正确啮合的条件是模数要一致。那么：齿轮7分度圆直径： 齿轮7宽度： 齿轮7与齿轮6的中心距： 3.3.5 齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿根弯曲强度满足要求。3.3.6 行走减速器轴的设计计算轴材料选45号钢调质处理，轴最小直径由公式: (2-34)进行确定。查表4-2取设计系数：=115。那么：轴1的最小直径：轴2的最小直径： 轴3的最小直径： 轴4的最小直径： 轴5的最小直径： 电动机与行走减速器用法兰盘相连，所以1轴即为电动机轴。查新编机械设计手册电动机结构，电动机轴直径D为48mm2轴直径尺寸如图3-2所示：图

37、3-2Fig 3-23轴尺寸如图3-3所示：图3-3Fig 3-34轴的尺寸如图3-4所示：图3-4Fig3-45轴的尺寸如图3-5所示：图3-5Fig 3-53.3.7 轴的弯扭合成强度计算 轴的强度计算中通常只要最大转距轴符合要求就符合要求。所以只要对上边转距最大的4轴进行校核计算。圆周力： (2-35)得： 径向力： (2-36)得：其中为啮合角，取标准中心距那么=。国家(GB1356-88)中规定分度圆压力角为标准值， 。根据轴的结构图作出轴的计算简图，然后根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。如下：图3-6 轴的计算简图The calculation of Fig 3-

38、6 stalkses sketch plan从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，C截面的当量弯矩最大，C是轴的危险截面。截面处的、的数值如下：支反力 水平面 垂直面 弯矩和 水平面 垂直面 合成弯矩 扭矩T 当量弯矩 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。由表4-1查得，那么，即，取，轴的计算应力为：满足强度要求。因为此轴是重要轴，所以要精确校核轴的疲劳强度判断危险截面为截面左侧。计算危险截面应力截面左侧弯矩M为 截面上的扭矩T为 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转剪应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的幅值与平均应力相等，即确定影响系数轴的材料为45号钢，调质

39、处理。由表4-1查得，轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，由表4-5经插值后可得1.28，= 1.64尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图4-18得=0.69， =0.82。外表质量系数、根据和外表加工方法为精车，查图4-19，得材料弯曲、扭转的特性系数、 取，由上面结果可得查表4-4中的许用平安系数S值，知该轴平安。4 提升机构设计提升机构主要包括马达、减速器、卷筒、导向轮、链条及自动正位鼓轮等局部。设计方案应简单紧凑、便于安装维修且巩固耐用，同时应考虑加工工艺水平可能性。图4-1 提升机构示意图Fig 4-1 promote organization sketch map 图4-2提升机构平

40、面布置Fig 4-2 promote organization flat surface a decoration主要设计原那么：(1) 外廓尺寸应满足巷道及采矿条件要求，并与运输车辆配套：(2) 链条、卷筒、导向轮和正位鼓轮应位于装岩机的纵向中心线上：(3) 考虑电动机安装和检修位置，减速器应布置在回转台的一侧；电动机和减速器与回转台上侧板的间隙不得小于；(4) 电动机长度不宜太大，与减速箱体最好采用法兰盘式联结，而不采用连轴节，以便减小电动机与减速箱组装后的总宽度；(5) 减速器传动齿轮的齿宽系数尽量小一些；减速箱的高度应与马达相适应，长度与回转平台相适应；(6) 减速器一般采用二级或三级

41、减速，提升速度为。当斗容小于时，推荐采用二级减速器；斗容大于时，采用三级减速器。4.1 原动机的功率确定和选择提升原动机的类型主要有气马达和电动机两种，考虑到行走机构原动机的类型，选择电动机为原动机。这样可以减少能源种类，使维护单一，减少设备费用，同时电动机的工作费用比拟低。装载机的设计功率 3-1提升机构比容功率查表5-9取那么：查新编机械设计手册选择电动机型号YB180L-8 功率11KW 步转速730参照同类型铲斗装载机，取卷筒的设计输出转速为：4.2 提升减速器设计装载机斗容为采用两极减速器，那么提升减速器的传动比：传动比分配：提升减速器第一级设计传动比误差： 满足条件。 3-2那么的

42、设计初值为： 3-3模数： 查表8-3取标准模数第一系列 分度圆直径 3-4小轮分度圆直径：大轮分度圆直径：中心距： 3-5 大齿轮宽度： 3-6小齿轮宽度： 齿根弯曲疲劳强度校核计算： 3-7满足弯曲强度要求。提升减速器第二级设计传动比误差：满足条件。那么的设计初值为：模数：查表8-3取标准模数第一系列 小轮分度圆直径：大轮分度圆直径：中心距： 圆整取=265大齿轮宽度：小齿轮宽度：齿根弯曲疲劳强度校核计算：由公式 3-8满足弯曲强度要求。4.3 提升减速器轴的设计轴材料选45号钢调质处理，轴最小直径 3-9查表4-2取设计系数：=115。那么：高速级轴的最小轴径为： 中间轴的最小轴径为：低

43、速级轴的最小轴径为：由于电动机和提升减速器是法兰相连，所以高速轴即为电动机轴。4.4 作图得各轴的结构尺寸如下高速级： 电动机与提升减速器用法兰盘相连，所以高速级轴即为电动机轴。查新编机械设计手册电动机结构，电动机轴直径D为48mm中间轴如图3-3：图4-3Fig 4-3低速轴如图4-4：图4-4Fig 4-44.5 对低速级轴进行校核圆周力 3-10得：径向力 3-11得：其中为啮合角，取标准中心距那么=。国家(GB1356-88)中规定分度圆压力角为标准值， 。根据轴的结构图作出轴的计算简图，然后根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。 图4-5 轴的计算简图The calcu

44、lation of Fig 4-5 stalkses sketch plan从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，D截面的当量弯矩最大，D是轴的危险截面。截面处的、的数值如下：支反力 水平面 垂直面 弯矩和 水平面 垂直面 合成弯矩 扭矩T 当量弯矩 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。由表4-1查得，那么，即，取，轴的计算应力为满足强度要求。因为此轴是重要轴，所以要精确校核轴的疲劳强度判断危险截面为截面右侧。计算危险截面应力截面左侧弯矩M为 截面上的扭矩T为 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转剪应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的幅值与平均应力相等，即确定影

45、响系数轴的材料为45号钢，调质处理。由表4-1查得，。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，由表4-5经插值后可得1.24，= 1.64尺寸系数、根据轴截面为圆截面查图4-18得=0.69， =0.82。外表质量系数、根据和外表加工方法为精车，查图4-19，得材料弯曲、扭转的特性系数、 取，由上面结果可得：查表4-4中的许用平安系数S值，知该轴平安。4.6 提升链条链传动是属于具有中间挠性件的啮合传动，他兼有齿轮传动和带传动的一些特点。与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求低；链轮齿受力情况较好，承载能力较大；有一定的缓冲和减振性能；中心距可大而结构轻便。与摩擦带传动相比，链传动的平均传动

46、比准确；传动效率稍高；链条对轴的拉力较小；同样使用条件下，结构尺寸更为紧凑；此外，链条的磨损伸长比拟缓慢，张紧调节工作量较小，并且能在恶劣环境条件下工作。提升链示意图如图4-6所示：图4-6 提升链条结构尺寸示意图Fig 4-6 promote chain structure size sketch map提升链总长度应为：-提升链工作长度，其值可在工作机构运动轨迹图上量得；-卸载终了时未缠于卷筒上的链条长度，其值获得同；-提升开始前缠在卷筒上的链条长度，的作用在于改善了条开始提升时的受力情况，它的长度取为链条卷筒半圈长度。如图4-7所示：图4-7 提升链条计算示意图Fig 4-7 promo

47、te chain calculation sketch map链轴强度按剪切破坏进行强度计算： 3-11 3-12式中，为链条承受的最大拉力；链轴受剪切的面数，应为=(片数-1)，取片数为9；材料的许用剪应力，用材质为，查机械设计手册取：=260MPa；那么：抗拉强度平安系数，一般取。链片强度按拉伸破坏进行强度计算，危险端面一般为。由公式(4.3-28)有： 3-17-少数链片组的链片数,取为4； 材料的许用拉应力，查机械设计手册取：=750 MPa；那么： 符合强度要求。由此可得提升链片厚度选：30mm提升链厚度：5mm选为链轴直径定为：15mm提升卷筒工作面设计为近似螺旋面，其示意图如图4

48、-8，卷筒挡板最大直径按链条终绕最大外径确定，且应使，取；卷筒轴孔设计有1：10的锥度。卷筒的破坏形式主要是磨损，材质一般选为。图4-8 提升卷筒结构Fig 3-8 promote a tube structure4.7 装载机回中机构选择为了扩大铲斗的装载宽度，靠人力将回转台向左或向右回转一定角度，使铲斗能铲取工作面两侧面的岩石。矿用铲斗式装载机的工作机构在向巷道两侧偏转装载后，必须恢复到机器纵向对称线位置(即回到中位，简称回中)，才能向所配的车辆卸载，一般通过正位鼓轮与滚轮的相互作用来实现铲斗工作机构的复位对中(原理图如图4-9所示)。1-行走机构 2-底座 3-滚轮 4-摇杆 5-连杆6

49、-斗臂 7-平面止推轴承 8-中心轴 9-滚轮轴图4-9 回中机构原理图Fig 4-9 times medium organization principle diagram图示为回转台连同铲斗处于向工作面作侧产取物料的位置，当铲斗提升时，铲斗带动连杆5和摇杆4使鼓轮3的三角槽缺口的左侧面与滚轮接触，因滚轮位置不动，就迫使鼓轮连同回转台和铲斗工作机构绕回转中心向右转动，直到滚轮处于三角槽缺H的顶端，铲斗回转到正中位置，这时的铲斗也正处于卸载位置。可见，正位鼓轮对铲斗提升过程的回中动作质量和工作性能有重要影响。装载机上的鼓轮曲面设计为空间螺旋线。目前，矿用铲斗式装载机上的鼓轮曲面多采用空间螺旋如

50、图4-10所示，展开线是直线如图4-11所示。 图4-10 图4-11Fig4-10 Fig 4-11研究说明：(1)鼓轮的曲面形状决定其运动特征；(2)鼓轮的几何尺寸(直径)影响铲斗回中的性能；(3)鼓轮的回转角速度对装载机的工作性能有直接影响；(4)当鼓轮以恒定的角速度回转时，直线形鼓轮曲面的合速度和合加速度变化平缓，接近常值，冲击和动载荷比拟小，能够减小机器的振动与噪音，降低零部件的磨损，使得使用寿命较长，工作的平稳性和可靠性较好。5 结论至此已经设计完成了装载机传动系统中的所有工程，设计结果根本符合设计要求.设计过程中不断的查阅资料，参考大量的文本文献的同时虚心的向老师、同学请教，再通过自己的努力来克服设计中遇到的一些困难和难以解决的问题。设计的同时自己也认识到,设计过程中不可总是按照书本上的死套路进行思考，要敢于思考、敢于创新就可以发现新路子，这样才可以把装载机传动设计做好。才能进一步的了解本课题，使其从书本上真正的运用到实际中，进而创造更大的价值。本次设计由于时间和知识方面的限制, 缺乏之处还望各位老师、同学指正，以使设计不断完善。致谢本论文是在导师郑连宏的悉心指导下完成的。郑老师的渊博知识、严谨的治学态度使我受益匪浅。在这几个月中郑老师不辞辛苦，不仅在