摘要 HZ-6型中心回转抓岩机大多数都用在开凿竖井时抓取井内爆破后松散的岩石和矿物，对于提高凿井速度和安全可靠性起到了至关重要的作用。它是装岩工作机械化、自动化的重要手段。 本设计是HZ-6型抓岩机设计的一部分——抓斗和提升机构的设计。该设计共分三个部分：总体设计、抓斗设计和提升机构设计。 总体设计确定了采取了液压驱动，动力的传动路线：⑴.电动机提供原始动力→液压泵→液压马达→减速器→提升卷筒→钢丝绳→大旋转器→抓斗，实现抓斗的升降；⑵.电动机提供原始动力→液压泵→液压缸→耳盘→抓片，实现对松散岩石和矿物的抓取。抓斗设计确定了抓斗、抓斗液压缸、大旋转器参数及其结构。提升机构设计确定了零部件的结构类型，如减速器、钢丝绳、卷筒等。 本设计结构相对比较简单合理，各系统安全可靠。 关键词：抓岩机 抓斗 减速器 Abstract The HZ-6- Centre Rotary Mucker mainly uses which snatch at well inside loose rocks and minerals after blasting when the excavate soli, for improving the cutting soli of speed and the safe reliability play have arrived at all-important role. It is the important means which hold the rock job with mechanization and automation. This design is a part of the HZ-6-Centre Rotary Mucker of designing -- the grab and hoisting mechanism. The design consists of three parts: the population design, grab design and hoisting mechanism design. The population design by using hydraulic-driven, power transmission line: ⑴. Motors provided the original impetus → hydraulic pump → hydraulic motor → reducer → hoisting reel → steel wire → large rotator → grab, actualize the grab of promotion and demotion; ⑵. Motors provided the original impetus → hydraulic pump → hydraulic cylinder → ear → grasp film, carry out snap at the loose rock and mineral. Grab is designed having ascertained the grab, grab hydraulic cylinder, large rotator at parameters and structure. Hoisting mechanism is designed having ascertained the component of structure type, such as the reducer, steel wire, reel, etc. The design is simple and reasonable, and the system is safe reliability. Key words: Mucker Grab Reducer 第1章 概述 本次设计的主要任务: 对抓岩机所选连接部件、悬吊部件、结构部件均应作详细的强度校核计算，均应按《煤矿安全生产试行规程》的规定，使其具备足够的安全系数 设计的具体方案及参数： 生产能力:50~60m3/h; 抓斗容量0.6m3；机架回转角度=360；提升能力:1100kg；提升速度0.2～0.4m/s. 1.1抓岩机在立井掘进中的意义： 在立井掘进中，装岩是一道最繁重,最荒度时间的工序，一般占循环时间的50%～60%左右，它通常是影响立井掘进速度的重要的因素.建国以来，我国立井掘进一直采用 0.11型气动抓岩机，配用1～2 吊桶，1.6～2.0米提升机。不但设备陈旧，不配套，生产效率低，掘进速度慢,而且工人的劳动强度大，作业也不安全，远远不能适应社会主义建设事业高速度发展的需要。因此，不断革新装岩设备，实现装岩工作械化，就成为矿井建设中的一个重要科研课题。 近年来,我国初步研制成功了几种大型抓岩设备，为实现立井掘进机械化配套，促进历经实施工程技术的发展,提供了良好的条件。目前，在立井掘进中，正普遍的使用斗容为0.4～0.6 得大抓岩机，逐步减少使用人工推拉的 0.11气动抓岩机。从冶金和煤炭系统的立井掘进中所使用大抓岩机的实践表明，与过去采用的 0.11型抓岩机相比，大抓岩及具有如下共同点： 1.大抓岩机实现了机械化操纵，司机可以坐在司机室里操纵手柄来控制抓岩机，而不必人工推拉抓斗，非常大程度上减轻了工人的劳动强度。 2.适应能力强。不论大块的坚硬岩石均可抓去，提高了抓岩效率。 3.生产能力大一般斗容0.4 抓岩机的生产率为 0.11抓岩机生产率的3倍多；而0.6 抓岩机的生产率为 0.11抓岩机生产率的4倍以上。 4.机械化程度高。抓岩人员一般减少 以上，提高了劳动生产率 5.井下作业安全 实践表明，采用大抓岩机对于减轻工人的劳动强度，提高劳动生产率，缩短装岩工序占用循环时间，提高掘进速度，有着明显的效果。据统计，铜山新大井机械化作业线型抓岩机，装岩时间（包括清底）只占全月实际作业时间的39.8%。凡口新副井机械化作业线型抓岩机，实际循环中装岩工序亦只占43.13%。大屯煤炭指挥部孔庄矿副井采用一台HH-6型抓岩机和金属活动模板配套使用，成井速度有较大提高，井下工作人员减少了约20%。由此可见，大型抓岩机的推广使用，对于提高掘进速度有很重要的意义。 1.2我国抓岩机发展状况 在我国立井掘进中，装岩供需使用抓岩机还是伴随着新中国的成立而出现的。建国不久，我国从苏联引进了by-1y人工操纵的气动抓岩机，随后进行了仿制。历经掘进中装岩采用的抓岩机，这是装岩工序上的一大改进，她取代了人工装岩的状况。 0.11型抓岩机的装岩能力，因操作技术的差异而不一样，一般均力达到8～12 ，甚至更高。 由于 0.11型抓岩机人工操纵,劳动强度大,决定了其斗容不可能打,因而生产能力低,占用的循环时间达50%~60%,满足不了生产发展的的需求.因此国外很快出现了机械操纵的大抓岩机。我国煤炭和冶金系统相继在1964年和1965年引进了斗容为0.565 的英国“卡克图斯”抓斗，及瑞典克里曼特公司的斗容为0.4 的N75型抓岩机。英国“卡克图斯”抓斗由于没配套未能很好利用。瑞典的N75型抓岩机是长绳悬吊式，其抓斗由一台MMK82型气动绞车悬吊并提升，悬吊高度40~120米，气动绞车由在工作面的工作人员遥控。抓斗的开闭和游动仍由人工操纵和推拉。1966年开始在凤凰山铜矿混合并使用，该井掘进速度最高达月成井34米。 六十年代中期，我国进行大抓岩机的研制工作，到目前为止，先后研究成功了0.4、0.6 靠壁式液压抓岩机，0.6 单悬梁、双悬梁环形轨道式抓岩机，0.4、0.4 中心回转式抓岩机，长绳悬吊等，初步形成我国抓岩机系列。目前正在全国推广使用。此外，尚有一些单位结合自己的特点正在研制试验一些其他不一样的抓岩机，如折臂靠壁式抓岩机‘液压反铲式装载机等等。 立井掘进装岩设备的研制，在我有十几年的历史，随着我们国家国民经济的发展，可以断性，历经掘进装岩机械的研制工作将会更广泛和进一步深化。综合目前国内外的情况看，我国抓岩机械的发展的新趋势是： 1.大型化。增加抓斗容积，减少抓取岩石的循环次数，提高抓岩机的生产能力。目前，一般历经掘进机械化配套至少用1～2台0.4～0.6 的抓岩机。国外普遍采用0.4～0.85 抓岩机，最大的抓斗以达1.25 。 2.提高抓岩机的机械化和自动化控制水平，进一步缩短一次抓取岩石的循环时间，以高抓岩机的上缠能力，简化操作，实现遥控，改善工人的劳动条件。 3.实现抓岩机的系列化和标准化。由于矿山地质条件有所差异井筒规格和深度不同，以及在掘进中施工组织形式不同，决定抓岩机结构的多样化。勇士，也考虑抓岩机各部件的通用性和互换性，从而要求实现抓岩机的系列化和标准化，以求最大限度地满足多种矿山的不一样的要求，合理地实现机械化配套，满足历经告诉掘进的需要。 4.大搞联合机组，实现综合机械化。抓岩机与立井掘进的其他 工序机械化配套，联合组成综合机组。实现综合机械化，达到各个工序机械的协和配套，减少辅助时间，有效地发挥转眼即及其他工序机械的能力，提高技术经济的合理性。 1.3抓岩机的用途及基本类型 1.3.1抓岩机的用途 抓岩机属于矿山装载机械。大多数都用在矿山立井掘进中抓取爆破后的松散岩石并投入吊桶，再由提升机将装满岩石的吊桶至地面.亦可用于国防及其他工作性质相近似的工程中抓取松散物 1.3.2抓岩机的分类 立井掘进装载设备的研制工作，不烧专业科研单位和矿山都在进行。抓岩机的品种和类型将会日益增多。仅就已鉴定定型和列为推广的机种作一介绍。在现有的基础上，目前，着眼即可按下列方法分类： 按抓斗容积大小分类：小型抓斗容积在0.2 m3以内；中心抓斗容积在 0.4 m3以内；大型抓斗容积在0.6 m3以上。 按机器的操纵方式分类：可分为手动操纵；机械化操纵和自动化控制三种。 按驱动动力分类：有气动的、电动的、液压的。 按机器结构特点和安装方法分类：有靠壁式、环形轨道式、中心回转式和长绳悬吊式。 表1-1 抓岩机的产品型号编制规定 类别 组 型 产品的名字与型号 主要参数 名称 单位 抓 岩 机 H (抓) 手动S (手) 手动竖井抓岩机HS 抓 斗 容 积 米3/10 气动 靠壁K（靠） 靠臂式气动立井抓岩机HK 中心回转Z（中） 中心回转式气动立井抓岩机 HZ 环形轨道H（环） 环形轨道式气动立井抓岩机 HH 电动D（电） 靠壁K（靠） 靠臂式电动立井抓岩机HDK 中心回转Z（中） 中心回转式气动立井抓岩机 HDZ 环形轨道H（环） 环形轨道式气动立井抓岩机 HH 1.4设计内容: 1.对HZ-6型中心回转抓岩机进行总体设计，最重要的包含设备机型的选择，动力的选择和匹配，各工作装置结构及形式的选择。 2.HZ-6型中心回转抓岩机抓斗部件和卷扬机构工作装置的主要参数确定及各工作装置的计算。对关键零件进行三维建摸和有限元分析。 3.绘制HZ-6中心回转抓岩机的总装配图及抓斗部件和卷扬机构工作装置各部件图纸。工程绘图量一般不少于折合成图幅为A0的图纸3张，其中手工绘图不少于1张。 第2章总体设计 2.1中心回转抓岩机的组成 主要由抓斗、提升机构、回转机构、变幅机构、 司机室、机架、臂杆、固定装置等部分所组成： 1—抓斗; 2—臂杆; 3—提升机构; 4—回转机构; 5—机架; 6—变幅机构; 7—司机室; 8—变幅推力油缸 2.2动力选择： 抓岩机按驱动动力分类：有气动的、电动的、液压的 2.2.1液动有以下优 力大，操作便捷，工作噪音低，故障率较低，安全系数较高，能够具有功率及动能效率高的优点，适合于竖井开凿过程中物料抓 取转运的高效灵活作业。 与物理运动、电气传动相比，液压传动具有以下优点： 1）液压传动的各种元件，能够准确的通过需要方便、灵活地来布置。 2）重量轻、体积小、运动惯性小、反应速度快。 3)操纵控制方便，可实现大范围的无级调速（调速范围达2000：1）。 4)可自动实现过载保护。 5)一般都会采用矿物油作为工作介质，相对运动面可自行润滑，常规使用的寿命长； 6)很容易实现直线)很容易实现机器的自动化，当采用电液联合控制后，不仅可实现更高程度的自动控制过程，还能够实现遥控。 2.2.2液动有以下缺点 1）液压系统有压力损失，容积损失，和机械损失，一次传动效率低； 2）工作性能易受温度的影响，因此不易在效率高或较低的温度条件下工作 3）液压元件制造精度要求比较高，因而价格相对较贵； 4）由于液体介质的泄露及可压缩性的影响，不能得到严格的定传动比；油液泄露不仅污染场地，而且易发生意外事故。 2.2.3气动有以下缺点： 1）由于空气具有可压缩性，因此工作速度稳定性稍差。但采用气液联动装置会得到较满意的效果。 2）因工作所承受的压力低（一般为0.31.0MPa），又因结构尺寸不宜过大，总输出力不宜大于10～40kN。 3）噪声较大，在高速排气时要加消声器。 4）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。 2.2.4气动有以下优点： 1）气压传动以空气为介质，工作介质获得非常容易，用后的空气排到大气中，处理方便，与液压传动相比不必设置回收的油箱和管道 2）空气的粘度很小，约为液压动力粘度的万分之一，其损失也很小，所以便于集中供气，远距离输送。外泄不像液压传动那样严重对环境造成污染。 3）与液压传定相比，气压传动的动作迅速，反应快，维护简单，工作介质清洁，不存在介质变质等问题 4）工作环境适应性好，特别在易燃，易爆。多尘埃。强磁，辐射，振动等恶劣环境中比液压，电子控制优越。 5）成本低，过载能自己自动保护 综上采取了液压传动 2.3提升机构 提升机构是一台液动绞车，用于抓斗的提升和下降。它由YM-160型液压马达、减速器及制动装置等组成。整个提升机构安装在回转机架的左右梁上，用螺栓连接。提升钢丝绳的一端固定在臂杆上，另一端绕过抓斗的动滑轮，沿臂杆向上通过两个定滑轮，固定在卷筒上。当YM-160液压马达通入液体运转时（正转或反转），驱动减速器，松开制动装置带，带动卷筒回转，实现抓斗的升降或下降。 2.4回转机构 回转机构是由回转机架，YM-40液压马达，蜗轮减速器，万向接头等部件组成。回转机架的底座紧固在吊盘的两根钢梁上，回转体与机架连接并伸向井下，呈悬吊状态。YM-40液压马达和蜗轮减速器紧固在主机架上，万向接头与减速器输出轴及回转机架小齿轮的支承轴相连。当YM-40液压马达运转时，驱动蜗轮减速器，通过万向接头，带动与回转机架上的内啮合的小齿轮，使小齿轮在内齿圈上既自转又沿内圈公转，从而带动主机架，臂杆，抓斗等共同绕着中心回转。实现抓岩机的圆周运动。 2.5变幅机构 变幅机构的作用是使抓斗在井筒中作径向移动。它由控压阀，配器阀，推力油缸，臂杆等组成。其下部装有一个控油阀。推力油缸一段铰接在主机架上，另一端铰接在臂杆的中央。臂杆一段与机架铰接，另一端悬吊抓斗。 2.6司机室 它是一框式结构，有连接板，前后立柱，横梁，防护板，司机座，左右油管组成，装于机架的下面。内装有操作阀，压力表及液动系统中的一些管路和原件。操作阀装于司机室前面，左右个一个。前立柱 后立柱都是槽钢及钢板焊接而成的矩形框架，工作时，司机坐在司机座上，操作左右两个操纵阀，控制抓岩机的全部动。 2.7主机架 主机架是抓岩机的躯干，由于支撑及连接各部件，它是一种框架结构。有前主梁，后主梁，横梁，斜撑，竖撑，顶板，侧板，上下承板，连通管等一些型钢焊接而成。 2.8传动路线 中心回转抓岩机在井下作业时要实现四个动作：①通过液压缸，实现抓片的闭合，以抓取岩石和矿物；②通过提升机构，实现抓斗的竖直方向的升降，以便将所抓物质放入桶内；③通过变幅机构，实现抓斗在水平方向直线移动，以抓取远处岩石；④通过回转机构，实现机体的回转，以便抓取水平面上不同方向的岩石。 初步设计HZ-6型中心回转抓岩机传递路线).电动机提供原始动力→液压泵→液压马达→减速器→提升卷筒→钢丝绳→大旋转器→抓斗，实现抓斗的升降； (2).电动机提供原始动力→液压泵→液压缸→耳盘→抓片，实现对松散岩石和矿物的抓取； (3).电动机提供原始动力→液压泵→变幅液压缸→变幅推力液压缸→变幅杆，实现抓斗水平方向直线).电动机提供原始动力→液压泵→液压马达→蜗杆减速器→万向连接器→齿轮啮合，以带动机体回转实现抓取不同方向的岩石。 本次着重对传递路线.液压泵；2.压力表；3.平衡阀； 4.提升马达；5.多向换向阀；6.抓斗油缸； 7.滤油器；8.油箱 图2—1 提升机构和抓岩机构液压系统原理图 第3章卷扬机构设计 3.1设计题目：卷扬机构 1、要求：拟定传动关系：由液压马达、减速器、制动装置、工作机构成。 2、工作条件：双班工作，有中等振动，大批量生产，双向传动，使用10年，。 3、知条件：生产能力:50~60m3/h; 抓斗容量0.6m3；机架回转角度=360；提升能力:1100kg；提升速度0.2～0.4m/s. 3.2传动装置总体设计： 1、组成：传动装置由液压马达、减速器、工作机组成。 2、特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 3、确定传动方案：（液压马达与减速器花键连接）电动机提供原始动力→液压泵→液压马达→减速器→提升卷筒→钢丝绳→大旋转器→抓斗，实现抓斗的升降。 3.3 钢丝绳的设计: 钢丝绳的设计计算 (1).钢丝绳直径 由[6] (8.1--1)式得, (3.1) (3.2) (3.3) 机构工作级别为M6, 即 参考[6],表8.1—8得 和 关系值, 当, 时 , 圆整得 由[6] 表8.1—9查得所选用的钢丝绳最小破断拉力 (3.4) 即, 安全. 钢丝绳标记为16NAT6×7SF 1670 ZS 211 1380 GB/T5974.1—1986 (2).钢丝绳夹: 由[6] 表8.1—35 得其标记为 绳夹16KTH GB/T5976—1986 (3).钢丝绳用普通套环: 由[6] 表8.1—36 得其标记为 套环 16GB/T5974.1—1986 (4).钢丝绳夹的最少数量: 参考[6] 表8.1—38 得其组数为 3 (5).索具螺旋扣: 参考[6] 表8.1—41 得其型式为 KUUH 标记为 KUU10—P GB/T3818—1999 3.4卷筒的设计 3.4.1卷筒的结构设计 (1).卷同直径D 由[7] (5—12)式得 , (3.5) 参考[7] 表5—2取, e=22 所以可取 D=350mm ,即, 卷筒半径R=175mm (2).卷绕层数 n, 卷筒角速度 因为要求提升速度=0.2m/s～0.4m/s 又由[6] 表8.1—74 的滑轮组倍率为2 所以 可取 (3.6) (3.7) 卷筒角速度 卷绕层数n=2 所以, 卷筒转速 (3.8) (3).卷筒长度L 参考[6] 表8.1—47得 (3.9) 绳槽槽距 , (3.10) 取, , . (3.11) 又因,为了更好的提高钢丝绳的安全性及实际在做的工作中的特殊情况,可将钢丝绳长度多取一些,设系数为4,则, , , (3.12) 可取 . (4).卷筒侧板高度 为了预防钢丝绳在使用中受到损坏,而能级时修复,可多卷一倍的长度, 即, (3.13) 又为防止钢丝绳绕到最外层的两侧时从卷筒上脱掉,提高安全性,按真实的情况可多取11mm. 即 (3.14) (5).卷筒壁厚 因为该卷筒材料为铸铁,所以由[6] (5—38)式得 壁厚, (3.15) 取 , (6).卷筒强度计算 因为,此时弯曲和扭转应力合力不超过10%压应力,所以只计算压应即可. 由[6] (8.1—6)式得,多层卷绕时产生的压应力 (3.16) 查[2] 表2—3得, 铸铁抗住压力的强度极限 , 许用压应力 , (3.17) 即, 不安全,应重新选材料. 现选卷筒材料为铸钢,则由[7] (5—39)式得壁厚 , 又因为由前面设计得, 壁厚可取一样大,令 , 同理,只对卷筒进行压应力校核即可, 由[6](8.1—6)式 得, , (3.18) 查[2]得ZG230—450的屈服强度 , 铸钢许用压应力 , (3.19) 即 ,所选材料安全. 又因为L较小, 所以不需要对卷筒进行稳定性计算,只进行强度计算就能满足稳定性要求. 3.4.2钢丝绳在卷筒上的固定 查[6] 得,应选用卷筒端部压板固定, 钢丝绳在卷筒上固定计算 , 由[7] 8.1—55得, 钢丝绳固定处拉力 (3.20) , (3.21) , , , 螺栓扣紧力 , (3.22) 螺栓数初取 Z=2 ,螺栓M16的内径 , (3.23) 螺栓的合成应力 (3.24) ,此时, 35号钢 所以,应重新选取Z, 取Z=8 则,此时螺栓的合成应力 (3.25) , 此时安全. 3.5选择液压马达 1、计算液压马达所需功率： 查手册第3页表1-7： －滑轮传动效率：0.99 －每对轴承传动效率：0.99 －圆柱齿轮的传动效率：0.98 －花键连接传动效率：0.99 —卷筒的传动效率：0.96 说明： －液压马达至工作机之间的传动装置的总效率： （3.26） 设抓斗及物料总重G=35000Kg，则F=3500×10=35000N 由 得 (3.27) 2、选择液压马达： 考虑液压马达和传动装置的尺寸、重量、和减速器的传动比，可见第3种方案较为贴切，因此选用液压YM-160。 YM-160马达是叶片式马达具有体积小，转动惯量小，输出扭矩均匀等优点。因此动作灵敏，适用于高频、快速的换向传动系统。通过排量来确定其额定转速n=550r/min 。 图4-2 提升减速器传动示意图 注： 1高速级小齿轮；2高速级大齿轮；3低速级小齿轮； 4低速级大齿轮；5液压马达；6花键连接；7卷筒 3.6确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比： （3.28） 分配传动比： （3.29） 计算取 （3.30） 所以取 ， 注： 为高速级传动比，为低速级传动比。 3.7计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为:齿轮轴，中间轴，卷筒轴。 1、各轴转速： 齿轮轴： （3.31） 中间轴： （3.32） 卷筒轴： （3.33） 2、各轴输出功率： 齿轮轴： （3.34） 中间轴： (3.35) 卷筒轴： (3.36) 3各轴输出转矩： 齿轮轴： （3.37） 中间轴： （3.38） 卷筒轴： （3.39） 表4-2 运动和动力参数计算结果整理于下表: 轴名 功率 kW 转矩 转速 传动比 效率 输入 输出 输入 输出 轴 15.8 15.6 271 271 550 4.1 0.97 轴 15.6 15.1 271 1076 134 3.0 0.91 轴 15.1 14 1076 2971 45 3.8 设计制动装置： 制动装置采用带制动（设计略） 3.9齿轮的设计： 3.9.1齿轮常用的热处理方法 常用的齿轮材料是各种牌号的优质碳素钢、铸钢和铸铁等，一般多采用锻件或轧制钢材。档齿轮较大(例如直径大于400~600mm)而轮坯不易锻造时，可采用铸钢；开式低速传动可采用灰铸铁；球墨铸铁有时可待替铸钢。 齿轮常用的热处理方法有以下几种： 1、表面淬火 表面淬火通常用于中碳钢和中碳合金钢、例如45钢、40Cr等。表面淬火后齿轮变形不大，可不磨齿，吃面硬度可达52~56HRC。由于齿面接触强度高，耐磨性好，而齿芯部未淬硬仍有较高的韧性，故能承受一定的载荷。表面淬火的方法有高频淬火和火焰淬火等。 2、渗碳淬火 渗碳钢为含碳量0.15%~0.25%的低碳钢和低碳合金钢，例如20钢，20Cr等。渗碳淬火后齿面硬度可达56~62HRC，齿面接触强度高，耐磨性好，而齿芯部仍保持有较高的韧性，常用与受冲击载荷的重要齿轮传动。通常渗碳淬火后要磨齿。 3、调质 调质通常用于中碳钢和中碳合金钢，例如45钢、40Cr、35SiMn等。调制处理后吃面硬度一般为220~286HBS。因硬度不高，故可在热处理以后精切齿形，且在使用中易于跑合。 4、正火 正火能消除内应力、细化晶粒、改善力学性能和切削性能。机械强度要求不高的齿轮可用中碳钢正火处理。大直径的齿轮可用铸钢正火处理。 5、渗碳 渗碳是一种化学热处理。渗碳后不再进行其他热处理，齿面硬度可达60~62HRC。因氮化热处理温度低，齿的变形小，因此适用于难以磨齿的场合，例如内齿轮。但由于氮化层佷薄，且容易压碎，其承载能力不及渗碳淬火，也不适于受冲击载荷和会产生严重磨损的场合。常用的渗碳钢为38CrMoAlA。 上述五种热处理中，调质和正火两种处理后的吃面硬度较低（HBS=350）,为软齿面；其他三种处理后的吃面硬度较高，为硬齿面。软齿面的工艺过程较简单，适于一般传动。 3.9.2选择材料及确定许用应力： 材料：轴齿轮与小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火回火，齿面硬度为56-62HRC , 。 中齿轮与大齿轮选用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241-269HRC ， 。 查课本第165页表11-4得： 。 故 (3.40) 。 （3.41） 故 (3.42) 。 （3.43） 3.9.3按齿面接触强度计算： 设齿轮按8级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数 取 轴齿轮==89.8mm （3.44） 取Z轴齿轮=15 ,则Z中= (3.45) 取Z中=62 。 实际传动比: = （3.46） 传动比误差：。 （3.47） 小齿轮==146mm （3.48） 取Z小=19 ，则Z大= (3.49) 实际传动比: = （3.50） 传动比误差：。 （3.51） 齿宽： （3.52） 取b轴齿轮=72 ,b中=66。 （3.53） 取b小=118 ，b大=112 。 模数： ， （3.54） 取 6 ， （3.55） 取8 分度圆实际尺寸： 轴齿轮=Z轴齿轮=mm ， (3.56) d小齿轮=Z小mm 。 (3.57) d中=Z中mm ， (3.58) d大=Z大mm 。 (3.59) 中心距： mm， (3.60) mm （3.61） 3.9.4验算轮齿弯曲强度： 查课本第167页表11-9得： 计算： （3.62） (3.63) (3.64) (3.65) 所以安全。 3.9.5齿轮的圆周速度： （3.66） 查课本第162页表11-2知选用8级的的精度是合适的。 表4-3 各齿轮的主要参数如下表: 级别 中心距mm 高速级 62 6 4.2 0 6 231 低速级 19 60 8 2.6 0 8 316 3.10提升机构箱体结构尺寸设计： 1).箱体壁厚,由 (3.67) 因为该减速箱竖放,故壁厚应去大些,取 2).箱体凸缘厚度 (3.38) 3).地脚螺钉直径, (3.69) 取 4).地脚螺钉数目 5).轴承端盖螺钉直径,取, 螺钉数目. 6).视孔盖螺钉直径 , (3.70) 取. 7).至外箱壁距离 ,, 至凸缘边距离 ,. 8).外箱壁至轴承座端距离 (3.71) 9).铸造过渡尺寸 ,,. 10).箱体肋厚 . 11).轴承端盖外径: 高速级, (3.72) 取, 中间轴 (3.73) 取, 低速级 (3.74) 取; (3.75) 取. 12). 齿轮顶圆与箱顶距离 3.11轴的设计： 3.11.1轴的材料 轴的材料常采用碳素钢和合金钢。 碳素钢 35、45、50等优质碳素结构钢因具有较高的综合力学性能，应用较多，其中以45号钢用的最为广泛。为了改善其力学性能，应尽行正火或调制处理。不重要或受力较小的轴，则可采用Q235、Q275等碳素结构钢。 合金钢 合金钢具有较高的力学性能与较好的热处理性能，但价格较贵，多用于有特别的条件的轴。例如：采用滑动轴承的高速轴，常用20Cr、20CrMnTi等低碳结构和金钢，经渗碳淬火后可提高轴颈耐磨性；汽车发电机转子在高温、高速和重载在条件下工作，一定要有良好的高温力学性能，常采用40CrNi、38CrMoAlA等合金结构钢。有必要注意一下的是：钢材料的种类和热处理对其弹性模量的影响甚小，因此，如欲采用合金钢或通过热处理来提高轴的刚度并无实效。此外，合金钢对应力集中的敏感性较高，因此设计合金钢轴时，更应从结构上避免或减小应力集中，并减小其表面粗糙度。 轴的毛坯一般用圆钢和锻件，有时也可采用铸钢或球墨铸铁。例如，用球墨铸铁制造曲轴、凸轮轴，具有成本低廉、吸振性较好、对应力集中的敏感性较低、强度较好等优点。 3.11.2高速轴设计： 1、结构设计 ①材料：选用20CrMnTi渗碳淬火回火。查课本表14-2取 C=100。 ②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： mm (3.76) 又因为装YM-160液压马达轴径mm，又因为高速轴第一段轴径装配制动带轮，且,。 因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取,。 段装配轴承且=，所以查手册62页表6-1取。选用6308轴承。L3=23mm。 段主要是定位轴承，取， ==, (3.77) 取==7mm。 装配齿轮段直径：作成齿轮轴：得： =72mm 。 段装配轴承所以 L7= L3=23mm。 =, 。 (3.78) 2、校核该轴和轴承：L1=L2=54.5mm L3=181.5mm 。 作用在齿轮上的圆周力为： (3.79) 径向力为 (3.80) 作用在轴1制动带轮上的外力： (3.81) 求垂直面的支反力： (3.82) 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： (3.83) (3.84) 求水平面的支承力： 由 得N (3.85) 求并绘制水平面弯矩图： = (3.86) 求F在支点产生的反力： (3.87) (3.88) 求并绘制F力产生的弯矩图： (3.89) (3.90) F在a处产生的弯矩： (3.91) 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把与直接相加。 (3.92) (3.93) 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数） (3.94) 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择20CrMnTi渗碳淬火回火查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则： (3.95) 因为， (3.96) 所以该轴是安全的。 3、轴承寿命校核： 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取 按最不利考虑，则有： (3.97) (3.98) 则年 (3.99) 因此所该轴承符合标准要求。 4、弯矩及轴的受力分析图如下： 5、键的设计与校核: （1）平键连接 根据，确定制动带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键: 键校核： L9=56mm考虑取=36mm (3.100) 查课本155页表10-10所选键为： （2）花键连接 花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向好等优点。它适用于定心精度要求高、载荷大或经常划一的连接。 在这里液压马达与齿轮轴之间采用花键连接 液压马达与齿轮轴之间为花键连接规格： 校核（动连接）： (3.101) 3.11.3中间轴的设计： ①材料：选用45号钢正火处理。查课本第230页表14-2取 C=100。 ②根据课本第230页式14-2得： (3.102) 段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6轴承，L1=29mm 。 , 。 装配低速级小齿轮，且取mm(D=68mm)，L3=118mm , , 。 段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6311轴承，L6=29mm 。 (3.103) ③校核该轴和轴承：L1=57.5mm L2=97mm L3=78.5mm 作用在2、3齿轮上的圆周力： (3.104) (3.105) 径向力： (3.106) (3.107) 求垂直面的支反力： (3.108) (3.109) 计算垂直弯矩： (3.110) (3.111) 求水平面的支承力： (3.112) (3.113) 计算、绘制水平面弯矩图： (3.114) (3.115) 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： (3.116) (3.117) 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数） (3.118) (3.119) 计算危险截面处轴的直径： n-n截面: (3.120) m-m截面: (3.121) 由于， (3.123) 所以该轴是安全的。 ④轴承寿命校核： 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取 (3.124) (3.125) 则， (3.126) 轴承常规使用的寿命在范围内，因此所该轴承符合标准要求。 ⑤弯矩及轴的受力分析图如下： ⑥键的设计与校核： 花键连接： 花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向性能好等优点。它适用于定心精度要求高、载荷大或经常划一的连接。 中间轴采用花键连接： 规格 校核（静连接）： (3.127) 3.11.4从动轴的设计： ⑴确定各轴段直径及长度: ①计算最小轴段直径。 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得： (3.128) 选轴承7016C则 。 ②第二段轴径 , 。 ③设计轴段，, 。 ④设计轴段,; , 。 ⑤设计轴段，便于安装 ，则取 , 。 ⑥设计卷筒轴段，, 。 ⑦设计轴段, ， 。 ⑧设计轴段,选轴承6212，则， 。 (3.129) （2）．校核该轴和轴承：L1=75mm L2=151mm L3=199mm 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力： (3.130) 径向力： (3.131) 求垂直面的支反力： (3.132) (3.133) 计算垂直弯矩： (3.134) .m (3.135) 求水平面的支承力： (3.136) (3.137) 计算、绘制水平面弯矩图： (3.138) (3.139) 求F在支点产生的反力： (3.140) (3.141) 求F力产生的弯矩图： (3.141) (3.142) F在a处产生的弯矩： (3.143) 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把与直接相加。 (3.144) 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数） (3.145) 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择正火，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则： (3.146) 考虑到键槽的影响，取 因为，所以该轴是安全的。 （5）．轴承寿命校核： 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取 按最不利考虑，则有： (3.147) 则, (3.148) 该轴承寿命为20年,所以轴上的轴承是适合要求的。 （6）弯矩及轴的受力分析图如下： （7）键的设计与校核： 花键连接： 花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向好等优点。它适用于定心精度要求高、载荷大或经常划一的连接。 卷筒轴采用矩形花键连接： 轴部分：规格 卷筒部分：规格 校核（静连接）：轴部分： (3.149) 卷筒部分： (3.150) 表4-4 各轴承的型号如下表 高速轴 中间轴 低速轴 型号 6408 6308 6311 6311 7016C 7016C 6214 3.11.5其他连接设计： 1).与液压泵输入轴联接处键的设计 同理,可得, 标记: GB/T1096 键C8×7×70. 2).与电动机输出轴联接处键的设计 同理,可得, 标记: GB/T1096 键C16×10×70. 3.12轴齿轮与齿轮制动带轮及的设计： 3.12.1小齿轮 因轴齿轮=Z轴齿轮=mm 100mm，所以小齿轮采用实心实齿轮 3.12.2腹板式齿轮：（大齿轮为例） 其他采用腹板式结构 代号 结构尺寸和计算公式 结果 轮毂处直径 142 轮毂轴向长度 112 倒角尺寸 2 齿根圆处的厚度 26 腹板最大直径 408 板孔直径 60 腹板厚度 30 3.12.3制动带轮的设计 代号 结构尺寸和计算公式 结果 手册157页 38mm 68.4mm 取60mm 81mm 74.7mm 10mm 15mm 5mm 3.13动力元件的选择 3.13.1液压泵的选择 由前面设计计算得,需泵有效输出功率: (3.151) 输出压力: (3.152) 注:—提升马达额定功率; —分别为提升马达、抓斗液压缸工作所承受的压力; —抓斗液压缸输入功率. 由[1]5卷表43.5—2得, 液压泵的实际流量: (3.153) 又由,所选液压泵的实际工况,可选泵类型为:斜盘式轴向柱塞泵. 又由[1]5卷 表43.5—36可选泵的型号25MYCY14—1B , 即 排量为 . 表4-5 液压泵的技术规格: 型号 排量 压力 转速 容积效率 驱动功率 重量 25 MYCY14—1B 25 31.5 1500 ≥92 24.6 36 3.13.2电动机的选择 由前面设计可得,工作机所需工作功率 ,所需电动机功率 由[2] 表12—1得,电动机型号: 表4-6 主要参数如下表: 型号 额定功率 满载转速 堵转转矩 最大转矩 质量 额定转矩 额定转矩 同步转速 ,4极 Y200L—4 30 470 2.0 2.2 270 3.13.3联接电动机与液压泵处所用联轴器的选择 (1).类型选择 因为25MYCY14—1B液压泵输入轴与Y200L—4输出轴同为平键单键槽轴, 结合实际工况中传动系统会产生一定的振动和冲击,所以应选用减振、缓冲效果好的弹性销联轴器. (2). 载荷计算 公称转矩 , (3.154) 由[8] 表14—1查得, , 又由[8] (14—3)式 得, 计算转矩 . (3.155) (3). 型号选择: 由[1]4卷 ,表41.5—29(GB/T5014—1985)得,联轴器型号:HL2(T型轴孔). (4). 校核最大转矩: 由选取联轴器的型号可得, 由前面设计可知,连接轴转速 , 故,满足使用安全要求. (5). 协调轴孔直径: 与电动机输出轴联接处孔径 ; 与液压泵输入轴联接处孔径 . 3.14缓冲器的设计 3.14.1滑轮的设计 因为钢丝绳型号不变,所以该处滑轮与旋转器处所用滑轮相同.具体尺寸参看前面设计. 3.14.2 弹簧的设计 结合实际工况,缓冲器主要是为减少抓斗在提升或下降过程的振动,所以采用圆柱螺旋拉伸组合弹簧.以为一般组合弹簧的 (外弹簧最大工作载荷)和 (内弹簧最大工作载荷)之比为 ,所以 (3.156) , (3.157) 工作行程 (3.158) 作用次数约为 . (1).对内弹簧的设计 ①.选择材料和确定许用切应力 结合实际工况,取安全载荷 ,根据要为 ,类载荷弹簧,选用热轧弹簧钢65Mn ,初步假设钢丝直径 ,由[1] 3卷 表26.1—6查得,其抗拉强度 ,取其中间值 , 从[1]3卷表26.1—8查得,许用切应力 : (3.159) 取, 试验切应力的最大值 (3.160) 由[1] 表26.1—4查得,切变摸量. ②.弹簧钢丝直径和弹簧中径、内径、外径： 为保证弹簧特性,要求工作载荷 、 在试验载荷 的 ,取 ,则 (3.161) 用查表法确定钢丝直径.考虑到[1]3卷 表26.1—10中数值是按碳素弹簧钢丝B级计算的,直径的许用切应力 ,因此应将表中和的值乘以所采用许用切应力和表中许用切应力两者间的比值 .所以得到查表用的试验载荷 ： . (3.162) 因此,由条件和查[1]表26.1—10,选用弹簧,,, , , . 由[1] 3卷 (26.1—10)式计算此弹簧试验载荷最大值: (3.163) 因此弹簧钢丝合适. 弹簧内径、外径分别为: (3.164) (4-169) ③.有效圈数和弹簧刚度 由 (26.1—5)式得, (3.165) 由 (26.1—11)式的得,计算有效圈数: (3.166) 取 , 则,弹簧实际刚度 (3.167) ④.弹簧的初拉力 由[1]3卷 (26.1—3)图,当,查得,初拉力 ,取, . 由[1]3卷(26.1—1)式, 计算初拉力 (3.168) ⑤.弹簧的变形量: 安装变形量 (3.169) 工作变形量 (3.170) 工作行程 (3.171) 符合: 要求, 试验载荷下变形量 (3.172) ⑥.校核弹簧特性 (3.173) , (3.174) 符合、 在 的之间要求. ⑦.验算疲劳强度 由 ,查[1]3卷 (26.1—4)图 得,曲度系数 ， 由(26.1—3)式计算工作切应力： (3.175) (3.176) 从而得到 (3.177) (3.178) 由[1]3卷 (26.1—5)图查得, 和 交点在 作用次数 代以下,所以满足工作设计的基本要求. ⑧.弹簧的其余尺寸参数: 自由长度 (3.179) 安装长度 (3.180) 工作长度 (3.181) 试验长度 (3.182) 节距, (3.183) 螺旋角 (3.184) 弹簧材料展开长度: (3.185) ⑨弹簧结构图和工作图,如图（4-7） 图4-7 缓冲器大弹簧结构与工作图 (2).外弹簧的设计 同理可得，外弹簧主要参数: 弹簧丝直径, 中径, 有效圈数, 弹簧内径 (3.186) 弹簧外径 (4-194) 3.15润滑方式的确定： YM-160液压马达因采用的是液动所以液压马达无需润滑。 提升机箱的润滑：拧开油塞9的加油孔，用油壶注入，加油至最底面齿轮的三分之一高度。每隔半月检查一次油质情况，运转400小时后更换全部润滑油。 制动器的润滑：从加油孔5和6处加油，每天加油一次。 提升绞车的润滑：装配时涂上黄油润滑，每周从加油孔1处加油一次。 3.16其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。 第4章抓斗设计 4.1抓斗结构： 1—抓瓣 2—拉杆； 3 —抓斗液压缸外套； 4— 悬吊链条； 5—大旋转器； 6—抓斗液压缸； 7—U型连接装置； 8—耳盘 抓斗是抓岩机抓取爆破后的松散岩石的工作机构,系抓岩机的重要部件之一。其结构参数及技术性能的改善，不仅可直接提高抓岩机的生产率，而且将使抓岩机的功率消耗减少、重量减轻和成本下降。抓斗的重量和容积，以及其张开和闭合直径等参数，也是其他掘进设备诸如提升机、掘进吊盘、吊桶等选择和设计时的主要的因素。因此，研究完善的抓斗结构，选择和计算抓斗的合理参数是十分重要的。 目前，抓斗的形式很多，根据容积大小，抓片数和动力形式的不同可分为如下几种： 1）.按抓斗容积大小可分为：小型抓斗—容积小于0.2m3；中型抓斗—容积为0.2～0.4m3；大型抓斗—容积大于0.4m3。 2）.按抓斗抓片数量可分为：双叶片抓斗和多叶片抓斗。 3）.按驱动的动力形式不同可分为：钢丝绳抓斗；气动抓斗和液压抓斗。 在国外，普遍采用多叶片气动抓斗，容积一般都在0.4m3以上，各别以达1.25m3。其他新型抓斗还处于眼界试验之中。在我国立井掘进中，全部采用多叶片气动抓斗，斗容为0.11～0.6m3。 其中0.11m3四叶片气动抓斗，它配套NZQ2-0.11型抓岩机在我国使用多年。 本次毕业设计采用多叶片液动抓斗，结构简图如图（1—2）。工作时，液体通过操纵阀进入液压缸，推动活塞上下移动，活塞杆推动耳盘上下移动，带动抓片张开与闭合。为防止抓片张开时活塞碰撞液压缸底盖，在液压缸底部留有缓冲装置。 4.2抓斗的受力分析 抓斗的抓岩过程可分为两个阶段，第一阶段抓斗张开靠自重插入岩堆。第二阶 段抓片收拢在岩堆中抓取岩石。 抓斗在抓取岩石的过程中，所有阻力可分为三组，如图（3—1） 图3-1 所受岩石阻力图 第一组是岩石在正面阻力 ，它阻止抓尖插入岩堆和抓片收拢时阻止抓尖移 动。 第二组是岩石摩擦阻力，是由岩石和抓片之间的摩擦作用产的阻力。 第三组是岩石移动阻力，是由被抓取的岩石随抓片的收拢逐渐向抓斗腔中心 移动，岩石内部相互挤压和摩擦作用产生的阻力。 岩石阻力合力在抓斗闭合时达到最大。 岩石阻力计算见图（3—2） 图3-2岩石阻力的近似计算图 假定阻力合力的作用线) 式中 ——抓片单位面积上的岩石阻力，一般都会采用0.8～1.5 ——单位抓片阻力承受面面积: (4.2) —抓片的尖角；—活塞的瞬时行程 ； —活塞的行程 (4.3) 阻力合力作用在抓片阻力承受面的形心上，即 ，则阻力合力矩 (4.4) 很明显，抓斗的转力矩，即作用于抓片上的传动力矩是气缸活塞推力传递到拉 杆上的力N和力臂所产生的。这主力矩 。为实现抓斗在岩堆中抓取 岩石，必须使≥， 开始抓岩时（=0）岩石阻力，取 =1.25 =14.9 抓岩结束时 岩石阻力，分别取=1.25 ； 1 ；0.8 当 =1.25 时， = 时， = 时， 活塞总推力，在抓岩结束时（）阻力最大。 4.3抓斗容积： 抓斗容积是抓斗设计的主要参数，它决定着抓斗的尺寸、活塞行、程和拉杆长度等等。在这里抓斗容积为0.6。 4.4抓斗的张开直径和闭合直径 抓斗的张开直径闭合直径分别为抓斗张开和闭合时，其最大横断面外接圆的直径。他们与其容积的关系式为： （） （4.5） （） （4.6） HZ-6中心抓岩机 则 （4.7） （4.8） 取=2130mm 取=1600mm. 4.5抓斗重量： 取抓斗重量 Q=2220kg 抓斗的等球直径： （4.9） 4.6抓片形状及数目： 抓片形状参照我国部分抓斗斗腔轮廓曲线，所有抓片下端部在闭合时均与水平成一倾角，一般为7~9°取。 抓尖角计算公式： （4.10） 抓片数目为8片其相应抓尖角为45°即 抓片净高： （4.11） 取。 抓斗重量 取抓斗单位容积重之值为 3.80公斤/公升 (4.12) 抓斗比能耗：取为19.5公斤·米/公升 4.7抓片部分 (1).叶片：材料选用12mm厚的30Mn钢板压制而成，由前面设计所求可得，单个叶片所受力 (4.13) 弯矩 (4.14) 抗弯截面系数:, (4.15) , (4.16) , (4.17) , (4.18) 取安全系数为10, 则 , (4.19) 查[5] 表14—3得20Mn的脉动循环状态下的许用弯曲力 即, 叶片安全. (2).立筋：材料为Q235A的厚8mm钢板焊接而成的箱行结构． (3).加强筋：材料为Q235A的厚8mm的钢板,一般呈手掌形. (4).抓尖：为增加耐磨性，应在抓尖表面及叶片下部的两侧缘上，堆焊碳化钨硬质合金焊条或碳化钨粉． 4.8抓斗支撑设计： 参照气动抓斗的气压缸相应尺寸，材料用铸铁。 抓斗闭合时拉杆力的力臂= （4.20） 4.9拉杆的设计 (1).拉杆长度 考虑到液压缸外套筒实际的结构因素,应该将拉杆的上支点定在套筒外壁的下端 则当抓斗最大张开时,拉杆上支点至耳盘与抓片铰接的高度 (4.21) 又由图3—6几何关系，得 (4.22) (4.23) (4.24) (4.25) 拉杆长度 (4.26) 图3—6 拉杆与抓斗、缸套几何关系图 (2).拉杆材料: 选用Q235A 厚10mm 的钢板焊接而成边长为50mm 的箱形结构, 查[2] 表2—6得, Q235A的 (3).对拉杆进行校核 (4.27) (4.28) (4.29) 取安全系数为10, 则 即,所设计拉杆安全. 4.10 耳盘的设计 材料为 ZG270—500(GB/T11352—1989), 呈八等边形的单凸耳结构,耳盘与活 塞杆采用U型连接. 耳盘直径 抓斗闭合过程受力如图: 图3-7 抓斗闭合受力简图 危险截面为耳盘与活塞杆铰接处, 活塞杆拉力 抓片的总弯矩 (4.30) 初选耳盘厚度为, 则,抗弯截面系数 (4.31) (4.32) (4.33) 查[2] 表2—5 , (GB/T11352—1989)的抗拉强度 , 远远小于 , 所以重新选耳盘厚度.选 , (4.34) (4.35) (4.36) ,即 , 安全 . 耳盘尺寸:； 4.11液压缸设计 液压缸的设计和计算是在对整个液压系统来进行工况分析，计算了最大负载力，先定了工作所承受的压力的基础上进行的.因此，首先要根据使用上的要求确定结构类型，在按照负载情况，运动要求决定液压缸的主要结构尺寸，最后进行结构设计 4.11.1工作所承受的压力的选取 根据液压缸的实际工况，计算出外负载大小，然后参考下表选取适当的工作力。 初选系统工作所承受的压力考虑到液压缸的结构尺寸和经济性。固选用系统的工作所承受的压力为p1=11MPa， P2由于直接与油箱相通故为0 。 通过对样本的参考，机械在矿井中工作时条件，可以得知两个界限状态。既最小幅度，最大幅度 求臂杆的最大承受力F 抓斗的自重为F1=2220N 抓斗的工作上的能力为F2=1100N 取工作时的安全系数为 5 则臂杆的最大承受力为R R=F1+F2=2220+11005=7720N (4.37) 4.11.2活塞杆直径d与缸筒内径D的计算 双作用单活塞液压缸无杆腔 (4.38) 有杆腔 (4.39) 取=0.95 受拉时： d=(0.3-0.5)D (4.40) 受压时： d=(0.5-0.55)D (p15mpa) (4.41) d=(0.6-0.7)D (5mpa p17mpa) (4.42) d=0.7D (p17mpa) (4.43) 则参考资料D=150mm 。 自第二版机构设计手册与(43-57)页选速比为1.46则缸径150mm的液压缸对应的 d为75mm 4.11.3液压缸缸筒壁厚和外径的计算 参考文献概要考虑经济实惠采用铸造缸筒（厚壁缸筒） (4.38) 式中：δ—缸筒壁厚；D—缸筒内径； —缸筒内最高工作所承受的压力； —缸筒材料许用应力，，其中为材料抗拉强度；为安全系数。 计算得δ=25mm。 4.11.4缸筒外径 缸筒外径计算公式： (4.39) 4.11.5缸底厚度计算 (4.40), 4.11.6抓斗其他几何参数 活塞行程： (4.41) 取 抓片张开时液压缸至耳盘与抓片交接点的高度： (4.42) 抓斗闭合时拉杆力的臂： (4.43) 4.11.7活塞杆设计 查表以得出 d为75mm 活塞杆与抓斗油缸活塞采用螺栓连接，L=1190mm。尾端与耳盘采用销连接。 压缸稳定性和活塞杆强度计算 参考[1]5卷表43.6—28对活塞杆行程圆整, 取 (4.44) 由[4]P 表7—2得 (4.45) 只需对活塞杆进行强度计算, 当活塞杆受纯压缩或纯拉伸时 (4.46) 同理,因为活塞杆许用应力 (4.47) 所以, ,即 液压缸安全． 销轴的设计及其校核. 因为拉杆与抓片铰接处的销轴, 拉杆与缸套铰接处的销轴, 抓片与耳盘铰接处的轴,三处所用销轴受力情况基本相同,所以可设计为同一类型的销轴. 由受力情况对销轴按剪切和挤压强度条件进行校核计算: [8] 得, 销的材料为35号钢,许用切应力 ,由[8]表6—2得许用挤压应力 又因为抓斗在实际抓岩工作中会受一些不确定因素影响,而使剪切力,挤压力发生化,所以可取煤矿安全系数10。 (4.48) 销轴直径 (4.49) (4.50) 综上: 可取销轴直径 ，销轴个数 . 又为了安装、拆卸方便, 销轴形状可设计为如下图: 图3-8 销轴外行结构 4.12抓斗大旋转器的设计 为了确认和保证安全,旋转器联接板、旋转销轴、三环耳盘和推力球轴承的安全系数应按《煤矿安全规定》规定不小于10。 4.13滑轮的设计 (1).滑轮绳槽断面尺寸，参考[6]表8.1—63得，其标记为9—2JB/T9005.1—1999。 (2).滑轮组直径D，由[6] 表8.1—64得 D=315mm (3).滑轮型式：考虑实际在做的工作环境，按JB/T9005.3—1999标准，选结构比较好而密封 的A型。 由[6] 表8.1—71得，滑轮材料为 ZG270—500铸钢（GB/T11352）， 滑轮应进行退火处理，以消除铸造或焊接应力。 (4).滑轮销轴的设计及校核 由受力情况对销轴按剪切和挤压强度条件进行校核计算, 由[8] 得销的材料为35号纲,许用切应力 由[8] 表6—2得 许用挤压应力 (4.51) 剪切力 (4.52) 挤压力 (4.53) 销轴直径 (4.54) 由[6] 表8.1—63得 ,所以可取轮毂, (4.55) 综上所述：参考[6] 表8.1—65对直径圆整,取即,. 标记：滑轮 A16×315—55 JB/T9005.3—1999. (4).A型滑轮用内轴套和隔环、挡盖尺寸： 由[6] 表8.1—67得，内轴套材料 45号钢 (GB/T699), 标记：内轴套T 55×105JB/T 9005.4—1999 , 隔环材料 Q235A钢 (GB/T700) , 标记：隔环 H 125JB/T 9005.4—1999 , 由[6] 表8.1—68得 槽型密封挡盖材料：Q215A钢（GB/T700）, 标记：挡盖 AG 125JB/T 9005.4—1999. 4.14 大旋转器各零件的校核 (1).旋转器联接板的校核 如下图(3—9) 其所受力, (4.56) 联接板与旋转销轴一铰接处的平面为其危险截面,其只受拉应力,取联接板材 料为Q215B,厚度为16mm的钢板. 查[2]表2—6得, , 所以危险截面面积 , (4.57) 长度, （4.58) 取 . （2）.旋转销轴一的校核 因为旋转销轴一与滑轮销轴受力情况相同,所以旋转销轴一直径 ,材料同为45号钢,调质处理. 注: 1.滑轮距离套; 2.轴承; 3.旋转器联接板; 4.垫圈; 5.旋转销轴一; 6.三环耳盘; 7.滑轮; 8.滑轮压盖; 9.旋转销轴三; 10.特厚螺母; 11.旋转销轴二; 12.开槽螺母; 13.轴承. 图3-9 大旋转器结构 (3).旋转销轴二的校核 销轴二处主要受轴向的拉力F=338kN 的作用 ,材料为45号钢,调质处理, , 危险截面面积 , (4.59) 直径 , (4.60) 因在实际在做的工作中抓斗在水平面上有一定的移动,此时旋转销轴受到一个径 向的剪切力 ,取, (4.61) 查[5] 表14—2得 , , (4.62) , (4.63) 综上所述: 取 . (4).对三环耳盘进行设计校核 该盘受拉力、弯矩的作用,如图(3—10) , 图3-10 三环耳盘受力简图 危险截面为铰链与耳盘铰接处, 因为三环耳盘用三条铁链连接抓斗,所以在三环耳盘一截面上 , (4.64) , (4.65) 初取耳盘直径 , 高 , 所以,弯矩, (4.66) 抗弯截面系数 , (4.67) 面积 , (4.68) , (5.69) 因为耳盘材料为Q235A,其 , 所以,初选直径和高度不安全,应重新选择. 本次选耳盘直径 ,高度 , 弯矩 , (4.70) 抗完截面系数 , (4.71) 面积 , (4.72) (4.73) . 即, 三环耳盘：直径 ,高度 , 材料为Q235A (GB/T700—1988). (5).推力球轴承的校核 该处轴承只受轴向载荷作用,其轴向当量动载荷为 因为此机构中轴承的转速很底(),一般不产生疲劳电蚀,但为了防 止滚动体和内外圈产生过大的塑性变形,应进行静强度校核. 由[5] (16—9)式得, 当量静载荷 , 即 , 取 , (4.74) 又因为旋转销轴二直径 , 所以 轴承 , 由[2] 表6—8,查得 轴承代号为52312的 , , 由前面可知,轴承实际受到的轴向力, (4.75) 即 , 由[5] (16—3)式得, 轴承的基本额定载荷 查[5]表16—8得, 表16—9得, 表16—10得 , , , (4.76) , 安全. 即, 推力球轴承代号为52312. (6).连接抓斗与三环耳盘的悬吊铁链设计,如图（3—11） 因为用三条短环链连接,即,每条短环链受力 , (4.77) 查[6] 表8.1—76(JB/T8108—1999)可选1型短环链,名义直径 的最小破断力 , (4.78) 即,安全.可选材料为20Mn2 (YB/T5211) 短环链长度为 . (4.79) 图3-11 悬吊铁链受力图 第5章结论 本次设计要完成的任务：一是对HZ-6型中心回转抓岩机进行总体设计，最重要的包含设备机型的选择，动力的选择和匹配，各工作装置结构及形式的选；二是对HZ-

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