優(yōu)秀畢業(yè)設(shè)計：鞍鋼礦山鋼絲繩推車機設(shè)計研究

1、1 緒 論礦山軌道運輸中，除機車、礦車等主要設(shè)備外，在卸載站、裝車站、罐籠井井口等處的運輸作業(yè)中，還使用了許多輔助設(shè)備，如推車機、爬車機、阻車器、限速器、翻車機（器）等等。這些輔助設(shè)備主要用來完成礦車的短距離運行、行車控制及卸載任務(wù)。輔助機械的使用，大大提高了運輸效率，減輕了工人的勞動強度。推車機則以其特有的特點而被礦山企業(yè)廣泛的應(yīng)用。1.1推車機的概述 推車機的用途在使用礦車的運輸作業(yè)中，為了完成礦車的裝載、提升和卸載等工序，常常需要在較短距離內(nèi)使用推車機來移動礦車的位置。根據(jù)不同的工作條件，推車機可以分為多種類型。 推車機的類型按其作業(yè)地點推車機可以分為三類：安設(shè)在裝載站的推車機；安設(shè)在翻

2、車機前的推車機；安設(shè)在罐籠前重車進罐側(cè)的推車機。按其結(jié)構(gòu)推車機可分為有牽引機構(gòu)和無牽引機構(gòu)兩大類。有牽引機構(gòu)的推車機由驅(qū)動裝置帶動鋼絲繩或鏈條牽引推爪小車推動礦車；無牽引結(jié)構(gòu)的推車機則借氣缸、活塞桿推爪推動礦車。按所用能源的不同，又分為電動、氣動、液壓等三種推車機。此外，根據(jù)推車機和礦車的相對位置不同，又可分為上行式和下行式，目前多數(shù)礦山采用下行式。 推車機的結(jié)構(gòu)下面以鋼絲繩推車機為例，對推車機的結(jié)構(gòu)進行簡單的分析。鋼絲繩推車機的結(jié)構(gòu)如圖1.1所示，主要由拉緊裝置1、推爪小車2、導(dǎo)軌3、繩輪4、驅(qū)動裝置5及牽引鋼絲繩6等幾部分組成。拉緊裝置：拉緊裝置的作用在于使牽引鋼絲繩具有一定的初張力，以防

3、止鋼絲繩松弛。但初張力不能太大，否則將增加傳動系統(tǒng)的總阻力。推爪小車：它是推車機的工作部件，它可以沿導(dǎo)軌做往復(fù)運動。其上裝有推爪，用以推動礦車。繩輪：繩輪也稱滑輪或?qū)蚧?，用于牽引鋼絲繩的轉(zhuǎn)向?；喭ǔ０惭b在固定的心軸上，滑輪與心軸之間裝有滾動軸承或滑動軸承，可以自由轉(zhuǎn)動。1.拉緊裝置 2.推爪小車 3.導(dǎo)軌 4.頭部繩輪 5.驅(qū)動裝置 6.牽引鋼絲繩圖1.1 鋼絲繩推車機結(jié)構(gòu)圖驅(qū)動裝置：鋼絲繩推車機的驅(qū)動裝置由電動機、傳動部分、驅(qū)動輪等幾部分組成。傳動部分有皮帶傳動、普通圓柱齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動等多種形式。牽引鋼絲繩：牽引鋼絲繩用于牽引推爪小車做往返運動。所用的牽引鋼絲繩應(yīng)具有較好的撓曲

4、性和耐磨性，一般選擇同向捻（順捻）的普通鋼絲繩。同向捻鋼絲繩較柔軟、表面光滑、使用壽命長。鋼絲繩推車機的結(jié)構(gòu)簡單，安裝和維護比較方便。正確的選擇導(dǎo)向輪及卷筒直徑，能適當(dāng)延長鋼絲繩壽命。因此，鋼絲繩推車機得到了比較廣泛的應(yīng)用。1.2國內(nèi)外對推車機的研究目前，隨著科學(xué)技術(shù)的迅猛發(fā)展以及考慮到對能源的節(jié)省利用、對生產(chǎn)成本的降低等因素的影響，國內(nèi)外大部分的礦山公司也正不斷的對推車機的技術(shù)性能和結(jié)構(gòu)參數(shù)進行改進。使其結(jié)構(gòu)更加合理，安裝更加方便，費用更加低廉。近幾年來，各國政府對礦山和煤炭的開采給予了高度的重視和基金的資助。目前，國內(nèi)對推車機所進行的研究僅限于對傳統(tǒng)的行進機構(gòu)的改造，而只有少數(shù)的企業(yè)對推車

5、機的驅(qū)動裝置進行根本的改造。廣西東南金礦在對國內(nèi)外推車機進行深入研究的基礎(chǔ)上，將原有推車機改制成一種簡單的推車機，即把聯(lián)軸器、主軸、軸承和固定于基礎(chǔ)的軸承座上等部件革掉，而把卷筒直接固定在減速器出端軸上。經(jīng)過計算比較，改裝后的推車機的減速器出端軸頭所受的懸臂力矩僅是改制前空壓機曲軸的18.95%，使這個推車機的卷筒直接固定在減速器出端軸上。減速器出端軸上固定方法如圖1.2所示。自改制開始使用這種推車機，至今已經(jīng)完成了十萬多次的推車任務(wù)。實踐證明，這種推車機結(jié)構(gòu)簡單、部件少、安裝容易、便于維修、費用可大大降低。這次的改進是對推車機驅(qū)動部分的一次較完善的改進。1.推車機卷筒 2.螺絲 3.法蘭 4

6、.軸套 5.鍵 6.減速器出端軸頭 7.電焊圖1.2 減速器出端軸上固定方法然而，國外對推車機的改造重點是減少人力，提高效率。將原有的動力驅(qū)動改制成液壓驅(qū)動，并且不斷的對液壓系統(tǒng)進行改進。瑞典馬爾姆貝爾蓋特鐵礦公司基于氣動或電動圓環(huán)鏈式推車機不能滿足各種工況的需求，機械化、自動化程度低，因此，公司設(shè)計了一種新型的用鏈輪直接驅(qū)動的液控推車機。改進后的液壓系統(tǒng)如圖1.3所示。此1.粗濾器 2、15、20.溢流閥 3.油泵 4.壓力繼電器 5.精濾器 6、9、10.旁通閥 7、13、16、17.單向閥 8.先導(dǎo)式溢流閥 11、12換向閥 14.可調(diào)節(jié)流閥 18.馬達 19.鏈輪圖1.3 改進后的液壓

7、系統(tǒng)圖系統(tǒng)由主回路、換向及調(diào)速回路、卸荷及保護回路等組成。主回路具有良好的散熱效果且結(jié)構(gòu)簡單。換向及調(diào)速回路可實現(xiàn)推爪的前進、后退和停止，避免了推爪與礦車之間產(chǎn)生較大的碰撞沖擊。卸荷及保護回路則可以保證電控系統(tǒng)出現(xiàn)故障時，可實現(xiàn)手動操作及系統(tǒng)超壓時起到高壓保護作用。1.3課題的背景及意義在我國國民經(jīng)濟的發(fā)展中礦山企業(yè)的發(fā)展起著舉足輕重的作用。它的發(fā)展直接關(guān)系到冶金企業(yè)的發(fā)展。因此，近幾年來，礦山企業(yè)的發(fā)展一直是我國較關(guān)注的事情之一。自19世紀50年代起，特別是20世紀50年代之后，礦冶工業(yè)的飛速發(fā)展，對人類社會產(chǎn)生了深遠的影響?，F(xiàn)今，礦冶行業(yè)日益加劇的全球化競爭和兼并，促使了市場對礦山機械的性

8、能要求越來越高。因此，從礦山的開采生產(chǎn)流程的總體高度上考慮如何提高生產(chǎn)率、縮短生產(chǎn)時間、提高礦的產(chǎn)量和質(zhì)量成為人們關(guān)注的焦點。推車機是用來將礦井中的礦車推進或推出罐籠的一種礦山機械輔助設(shè)備，它的突出優(yōu)點是：可大幅度的降低勞動強度；提高人為作業(yè)的工作環(huán)境；可簡化從開采到運輸?shù)囊幌盗泄ば?；?jié)省能源消耗；節(jié)約人力；降低勞動成本等。礦用推車機將給礦山業(yè)帶來顯著的經(jīng)濟效益和社會效益?；谕栖嚈C的上述優(yōu)點，目前各大礦山企業(yè)及科研單位院校對推車機這一輔助設(shè)備也進行了深入的研究和開發(fā)。近年來，鞍鋼礦山設(shè)計研究院機械室的工程設(shè)計人員及高級工程師開始與實踐相結(jié)合，通過理論分析、計算和研究，不斷總結(jié)實踐經(jīng)驗，使所設(shè)

9、計的推車機結(jié)構(gòu)更加合理、工作更加高效。同時，他們也在推車機的改進方面取得了一定的成就。自從1992年對弓長嶺鐵礦廠推車機的設(shè)計到2005年對其進行的結(jié)構(gòu)改進，鞍鋼礦山設(shè)計研究院已經(jīng)積累了大量的理論、實踐經(jīng)驗。其改進主要是針對近幾年來隨著鐵礦石的不斷開采而導(dǎo)致井深下降的問題而進行的。為了使推車機能更好的適應(yīng)深井作業(yè)，對其動力裝置進行了改進。由原來的氣動驅(qū)動改為電動驅(qū)動。改造后的推車機適應(yīng)性更強，安全性更高，減輕了工人的勞動強度，大大提高了勞動生產(chǎn)率。雖然現(xiàn)在我國礦山機械的發(fā)展已經(jīng)日趨成熟，礦山運輸機械也較以前有了較大的提高。但是與先進水平相比，我國的技術(shù)改造能力和創(chuàng)新能力都存在著較大的差距。目前

10、，重點應(yīng)該是把從國外進口的礦山設(shè)備進行國產(chǎn)化，并對其性能壽命和可靠度等方面在技術(shù)創(chuàng)新的基礎(chǔ)上進一步的提高。并在新的形勢下為提高我國礦山機械的發(fā)展做出新的貢獻。1.4本文主要研究工作本畢業(yè)設(shè)計課題研究的目的是基于鞍鋼礦山設(shè)計研究院對弓長嶺鐵礦廠的鋼絲繩推車機設(shè)計研究的基礎(chǔ)上，通過對結(jié)構(gòu)和性能的分析進行設(shè)計并進一步的對其進行改進，使其更加適應(yīng)弓長嶺鐵礦廠的井下作業(yè)，從而提高工作效率。本畢業(yè)設(shè)計主要設(shè)計研究的內(nèi)容包括如下，其設(shè)計內(nèi)容結(jié)構(gòu)圖如圖1.4所示；1.對鋼絲繩推車機傳動方案的擬訂并進行優(yōu)化選擇。通過對各種方案的比較選擇一個最佳的傳動方案進行設(shè)計。2.對所設(shè)計機械的電動機的設(shè)計選擇，并對其進行校

11、核，確定所選擇的電動機能滿足特定的工況。3.對鋼絲繩推車機的零、部件進行設(shè)計計算。并對其中的重要零、部件進行校核計算。確保鋼絲繩推車機在工作中安全、可靠。4.對所設(shè)計的鋼絲繩推車機進行環(huán)保性和經(jīng)濟性的分析。確保所設(shè)計的設(shè)備對環(huán)境產(chǎn)生較少的污染危害，以較少的投入得到較大的收益。圖1.4 設(shè)計內(nèi)容結(jié)構(gòu)圖2 總體方案設(shè)計與選擇2.1鋼絲繩推車機的驅(qū)動方案設(shè)計與選擇鋼絲繩推車機的驅(qū)動裝置一般由電動機、傳動部分及摩擦輪等幾部分組成。傳動部分可以采用采用皮帶傳動或是標準減速器傳動。采用皮帶傳動裝置便于制造，并且成本十分的低廉，但是如果機構(gòu)的傳動比過大時，則容易造成其外形尺寸較大，結(jié)構(gòu)不夠緊湊，占地面積較大

12、。因此較少被采用。使用標準的減速器可以采用蝸輪蝸桿傳動或是齒輪傳動的減速器。但是由于蝸輪蝸桿傳動的減速器傳動效率低，除受地位限制外，一般較少采用。而齒輪傳動的減速器則具有體積小，占地面積小，重量輕，壽命長，速比大，傳動效率高及布置緊湊等特點而被廣泛的采用。傳動方案：本設(shè)計綜合各種傳動裝置的特點，針對其設(shè)計實際出發(fā)，決定采用二級傳動的傳動方案。第一級傳動采用皮帶傳動，第二級傳動采用齒輪減速器傳動，這樣即降低了傳動裝置的制造、生產(chǎn)成本，又使傳動裝置的結(jié)構(gòu)布置緊湊且能有效地提高傳動效率。其方案圖如圖2.1所示1.電動機 2.皮帶輪 3.標準減速器 4.聯(lián)軸器 5.卷筒圖2.1 總體方案圖摩擦輪的選擇

13、：在選擇摩擦輪時，采用卷筒式是比較常用的型式。在推車機中，一般采用圓柱形卷筒，卷筒的表面有光面的和螺旋槽兩種，光面卷筒的結(jié)構(gòu)比較簡單，鋼絲繩按螺旋形緊密排列在卷筒表面上，由于鋼絲繩和卷筒之間的比壓力較大，且相鄰繩圈在工作時有摩擦，使鋼絲繩表面的鋼絲磨損加快，以致降低了鋼絲繩的使用壽命。因此，選用表面帶有螺旋槽的比較好。在有螺旋槽的卷筒上，由于繩槽的螺距大于鋼絲繩直徑，保證繩圈之間具有一定的間隙，工作時不致彼此摩擦，從而提高了鋼絲繩的使用壽命。在對上述的各種方案進行綜合后，得出驅(qū)動方案結(jié)論：2.2 張緊裝置、鋼絲繩及導(dǎo)向滑輪的設(shè)計與選擇張緊裝置的選擇：鋼絲繩推車機的張緊裝置經(jīng)常使用重錘式張緊和絲

14、杠式張緊兩種形式。由于重錘式張緊裝置可以保證鋼絲繩中張力的穩(wěn)定。能自動調(diào)節(jié)張力的變化而被廣泛的使用。但是考慮到本次設(shè)計的設(shè)備要結(jié)構(gòu)簡單，安裝維護方便的要求，因而考慮一種使用更為簡單的在鋼絲繩端部連接絲杠，直接旋動螺母來達到張緊目的的張緊裝置。該裝置的操作、結(jié)構(gòu)簡單，且維護方便。鋼絲繩的選擇：在鋼絲繩推車機中使用的鋼絲繩，應(yīng)該具有較好的撓曲性和耐磨性。按照鋼絲繩推車機的工作特點應(yīng)該選擇順捻結(jié)構(gòu)，6股，每股19絲的普通鋼絲繩?；喌倪x擇:滑輪一般可采用鑄鐵或鑄鋼制成?；喌某叽缫话闶歉鶕?jù)鋼絲繩的直徑來確定，滑輪繩槽的截面形狀和尺寸對滑輪工作的可靠性和鋼絲繩使用壽命有很大的影響。因此，繩槽半徑應(yīng)稍大

15、于鋼絲繩的半徑，以免鋼絲繩在繩槽中卡住。繩槽部分的具體尺寸可參照機械設(shè)計手冊來進行選取。3鋼絲繩推車機的運動、動力計算及電動機的選擇3.1罐籠前鋼絲繩推車機的運動及動力分析計算在設(shè)計和計算罐籠用鋼絲繩推車機時，每一工作循環(huán)的時間通常為1015秒，礦車的平均運行速度約為1米/秒左右。一般來說，礦車向罐籠運行時可分為四個階段。第一階段：重車加速運行階段；第二階段：撞到空車前，重車的等速運行階段；第三階段：重車和空車混合加速運行階段；第四階段：重車和空車等速運行階段。礦車以減速度通過最后一段路程，并因罐內(nèi)阻車器的阻擋，停在罐內(nèi)阻車器前，這一段路程所耗時間很少，且礦車與推車機間已脫離作用，故可略去不記

16、。礦車運行至搖臺傾斜臺面時的阻力，作用在第二階段第一部分，第三階段全部及第四階段開始運行過程中。 已知數(shù)據(jù)：鋼絲繩推車機推2 m的礦車進入罐籠，礦車的自重=1.35 t，礦車的最大載重量=5 t，搖臺的最大坡度i=0.1。罐籠內(nèi)和井口阻車器前的兩礦車之間的距離8 m，礦車長度L=3 m。鋼絲繩推車機的工作推力F=29.8 kN，礦車的運行速度v=0.59 m/s。依次對鋼絲繩推車機四個階段的運行阻力、運行時間、運行距離進行計算。1.第一階段：礦車運行阻力： （3.1）式中：礦車自身重量，=，單位為N；礦車最大載重量，單位為N；啟動阻力系數(shù)，；運行阻力系數(shù)，由文獻4，20中表2-3，=0.004

17、5。則， =420.1 N加速度： （3.2）式中：F鋼絲繩推車機的工作推力，單位為N。則， =4.63 m/s加速運行時間：式中：v礦車的運行速度，單位為m/s。0.13 s加速運行距離：0.038 m第二階段：運行阻力： （3.3）式中：i搖臺的最大坡度。則，6503.04 N運行距離為：7.962m則所需時間為：13.04 s設(shè)兩車相撞時動能的恢復(fù)系數(shù)為k，則可用下式求得空車、重車相撞后的速度的近似值： （3.4）則推導(dǎo)出： （3.4a）由于設(shè)計時采用的是半剛性或剛性緩性緩沖器，故恢復(fù)系數(shù)k一般取0.20.4，取k=0.3。則，0.293 m/s第三階段：礦車運行阻力： = =339.5

18、7+6223 =6562.57 N礦車加速度：3.018 m/s加速運行時間：0.098 s加速運行距離為：0.043 m第四階段：礦車運行阻力： = =339.57+6223 =6562.57 N礦車運行距離：2.957 m則運行時間：5.01 s鋼絲繩推車機一個循環(huán)總時間為： =0.13+13.04+0.098+5.01=18.47 s3.2電動機的選擇計算電動機的選擇鋼絲繩推車機通常具有較小的推車力，電動機的功率比較小，因此可按照工作循環(huán)中的最大推力來選擇電動機，即采用第三階段的工作阻力進行計算。29801.17 N則電動機的靜功率：20.69 kW式中：-傳動機構(gòu)的總效率，取=0.85

19、（注：一般規(guī)定在初選電機時取=0.800.85，因，卷筒效率=0.960.98，ZQ型減速器效率=0.94，故取=0.85比較合適）。電動機計算功率：21.72 kW式中：系數(shù)，由文獻5，89中表2-2查得，對于中級工作的鋼絲繩推車機，取=1.05。由文獻6，1597中表32-29知，選用電機型號YZ225M-8，其額定功率22 kW,轉(zhuǎn)速712 r/min。電動機發(fā)熱條件校核電動機的平均工作時間：18.74 s電動機的平均啟動時間：根據(jù)電動機的型號查得：=4=40.8209.8=32.14 N/m初選聯(lián)軸器型號HL6，則聯(lián)軸器的152.88 N/m。電動機的平均啟動力矩取：295.08 Nm

20、則， 472.13 Nm332 mm式中：主動卷筒的直徑,單位為mm；d鋼絲繩的直徑，單位為mm?？偟膫鲃颖龋褐鲃虞S上的靜力矩：292.45 Nm則啟動時間：3.26 s則， 按照等效功率法求得：當(dāng)FC%=40%時，所需的等效功率：15.52 kW式中：工作類型系數(shù)，由文獻5，117中表2-4知，當(dāng)工作為中級時，=0.75系數(shù)，根據(jù)的值由文獻5，117中圖2-3得=1.0。由以上的計算數(shù)據(jù)可知，初選的電動機能滿足發(fā)熱條件，即電動機的發(fā)熱計算通過，故選擇的電動機合格。4鋼絲繩、滑輪、卷筒等零部件的設(shè)計計算4.1鋼絲繩及其繩夾、套環(huán)的選擇鋼絲繩的選擇已知：鋼絲繩推車機的工作推力F=29.8 kN,

21、試設(shè)計鋼絲繩的直徑。鋼絲繩所受的最大拉力,即推車機的工作推力F:則 =F=29.8 kN由文獻7，31-5中表31.1-3得工作級別為M5類型,安全系數(shù)n=5。按照鋼絲繩推車機的工作特點，鋼絲繩應(yīng)該具有較好的撓曲性和耐磨性，鋼絲繩選用619型鋼絲繩，其破斷拉力換算系數(shù)=0.85。鋼絲繩的計算鋼絲繩破斷拉力總和F：F=175294.12 N由文獻7，31-8中表31.1-6，選擇鋼絲繩619工程抗拉強度為1700 MPa，鋼絲繩直徑d=17mm,其鋼絲破斷拉力總和為F=184000 N。FF故鋼絲繩選用合格。標記如下：鋼絲繩 619-17-1700-I-甲鍍-右同 GB1102-74結(jié)構(gòu)型式為6

22、19工程抗拉強度為1700 MPa，I號甲組鍍鋅鋼絲繩制成直徑17 mm，右同向捻接觸鋼絲繩。鋼絲繩繩夾的及套環(huán)的選擇根據(jù)鋼絲繩的公稱直徑d=17mm，由文獻7，31-8中表31.1-15可知鋼絲繩夾尺寸選用繩夾 18KT GB5976-86。由文獻7，31-20中表31.1-17可知鋼絲繩用普通套環(huán)選用套環(huán) 18 GB5974.1-86。4.2滑輪主要尺寸的選取設(shè)計滑輪許用最小直徑： D=340 mm式中：h系數(shù)，由文獻8，8-64中表8-1-54查得，h=20。由文獻8，8-73中表8-1-65選用標準滑輪直徑D=355 mm。由鋼絲繩的直徑d= mm，由文獻8，8-74中表8-1-66選

23、滑輪槽半徑R=10.0 mm，繩槽表面粗糙度為1級，Ra=6.3 m，其繩槽斷面標記如下：繩槽斷面 10-1JB/T 9005.1-99再由文獻8，8-77中表8-1-67b，選用滑輪型式D型（帶滾動軸承，無內(nèi)軸套）初選滑輪軸承6209，經(jīng)查得滑輪軸的直徑D=45 mm。故選用的滑輪標記如下：滑輪 D 17355-45 JB/T9005.3其詳細的設(shè)計數(shù)據(jù)見圖紙BS-JINXIN-6-1。4.3卷筒的基本尺寸確定及校核卷筒的基本尺寸選取設(shè)計計算卷筒的名義直徑：=306 mm式中：系數(shù)，由文獻8，8-62中表8-1-54查得，取=18。由文獻8，8-65中表8-1-58選用卷筒直徑D=315 m

24、m，再由文獻8，8-65中表8-1-59選用繩槽半徑R=10.0 mm。為了避免鋼絲繩脫槽和亂繞，應(yīng)采用深槽卷筒，槽距P=24 mm。繩槽表面粗糙度為2級Ra =12.5 m。卷筒槽形標記如下：深槽形 1024-2 JB/T9006.1-1999鋼絲繩的工作長度S=7000 mm，由于鋼絲繩的工作長度過長，因此決定采用兩個卷筒。同理，根據(jù)卷筒的設(shè)計原則設(shè)計另一個卷筒的直徑為250mm。設(shè)計時，兩個卷筒的中心距a=530 mm。則鋼絲繩繞在兩個卷筒一周的長度：1947.05 mm則繞在卷筒上面的鋼絲繩的工作圈數(shù)：3.60（圈）取Z=4 圈。卷筒的長度：卷筒的長度是繩端固定部分所占的長度和兩端的邊

25、緣長度之和。L=360 mm式中：附加安全圈數(shù)，取附加安全圈數(shù)在23.5之間，取=2。卷筒壁厚：=0.02D+（610）=0.02315+（610）=12.316.3 mm取15 mm。卷筒壁的壓應(yīng)力及穩(wěn)定性校核1.卷筒壁的壓應(yīng)力校核：在卷筒壁中，由均布在卷筒表面的鋼絲繩壓力所產(chǎn)生的壓縮應(yīng)力如圖4.1：圖4.1 鋼絲繩壓力對卷筒表面產(chǎn)生的壓縮應(yīng)力圖類似厚壁筒情況，故可以按照計算厚壁筒應(yīng)力的拉密公式進行計算。此時，外表面有壓力，內(nèi)表面沒有壓力，其最大壓縮壓力將發(fā)生在內(nèi)壁，即。一般卷筒壁厚與直徑D的比值很小。所以近似認為，即將上式改寫成：=82.78 MPa對于ZG270-500鑄鋼材料，其屈服強

26、度由文獻9，3-21中表3.1-23得270 Mpa。則許用壓應(yīng)力，=180 MPa。，故卷筒的強度足夠。由于卷筒的長度L3D，其不受由彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力，故不需要對卷筒進行拉應(yīng)力的校核。2.卷筒的穩(wěn)定性校核：失去穩(wěn)定時的臨界壓力： （4.1）式中：卷筒繩槽底半徑，單位為mm。則，45.35 MPa卷筒壁單位壓力：7.88 MPa穩(wěn)定系數(shù)：1.31.5 卷筒的穩(wěn)定性也滿足穩(wěn)定條件，故設(shè)計的卷筒合格。5傳動部分的設(shè)計計算5.1皮帶傳動的設(shè)計計算已知：鋼絲繩推車機驅(qū)動部分主動卷筒的直徑=0.315m，試設(shè)計鋼絲繩推車機的傳動部分，第一級采用V帶傳動，第二級采用減速器傳動。根據(jù)3.2節(jié)的計算得知：電動

27、機的型號為：YZ225M-8，其額定功率=22 kW, 轉(zhuǎn)速=712r/min，一天運轉(zhuǎn)時間10h總傳動比的計算及傳動比的分配鋼絲繩推車機主動卷筒的轉(zhuǎn)速：35.77 r/min式中：主動卷筒的直徑，單位為mm?？倐鲃颖龋嚎倐鲃颖鹊姆峙洌焊鶕?jù)V帶傳動和減速器傳動的傳動比的分配原則，即保證傳動穩(wěn)定，有保證傳動的安全性，初取皮帶傳動的傳動比=1.26，則減速器的傳動比：皮帶及皮帶輪的設(shè)計計算確定計算功率：31.68 kW選取V帶帶型：根據(jù)31.68 kW ，712 r/min，由文獻9，154中圖8-8確定選擇帶型為C型。確定帶輪基準直徑：由文獻10，145中表8-3和表8-7取主動輪基準直徑315

28、mm，根據(jù)，得從動帶輪基準直徑：396.9 mm由文獻10，153中表8-7，取400 mm。由文獻9，147中式（8-15）驗算帶的速度11.74 m/s對于普通V帶=30 m/s;取25 m/s。帶的速度合適。確定普通V帶的基準長度和傳動中心距：根據(jù) 則， 500.51430初步確定中心距1050 mm。由文獻10，154中式（8-21）計算帶所需的基準長度：3224.27 mm由文獻10，142中表8-2，選帶的基準長度Ld=3225 mm由文獻10，154中式（8-21）計算實際中心距1050.08mm取 =1050 mm。驗算主動帶輪上的包角：主動輪上的包角合適。計算普通V帶的根數(shù)：

29、由文獻10，154中式（8-22）知由712 r/min，315 mm，由文獻10，150中表8-5c和表8-5d得：8.32 kW 0.40 kW由文獻10，154中表8-8得查表8-2得，則（根）取z=3根10根，可以保證帶傳動的平穩(wěn)性。計算預(yù)緊力：由文獻10，155中式（8-23）知由文獻10，145中表8-4得0.3 kg/m,故555.72 N計算作用在軸上的壓軸力：由文獻10，155中式（8-24）得：4442.10 N帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計：基本參數(shù)的確定：由文獻10，157中表8-10，查得槽間距e=25.5 mm,第一槽對稱面至端面的距離f=17 mm,基準線上槽深4.8 mm。則帶

30、輪寬：110.5 mm帶輪外徑：409.6 mm初選帶輪上的軸孔直徑d=50 mm則，100 mm已知帶輪轉(zhuǎn)速： 565.08 r/min輪輻數(shù)： 傳遞的功率：20.69 kW式中：電動機的靜功率，單位為kW。則，27.93 mm11.17 mm帶輪的其余尺寸見文獻10，157中表8-10。5.2選擇標準減速器減速器的輸入軸轉(zhuǎn)速：減速器的輸入軸轉(zhuǎn)速與大皮帶輪的轉(zhuǎn)速相同，即：565.08 r/min減速器的輸出軸轉(zhuǎn)速：35.78 r/min減速器的傳動比：由文獻11，235中附表13選擇ZQ-500-VI-2Z型減速器，當(dāng)在中級工作類型時，許用功率P=24.5 kW,15.75 r/min,輸入

31、軸直徑50 mm，輸出軸直徑80 mm，軸端長85 mm。減速器的理論輸出轉(zhuǎn)速：35.88 r/min誤差：減速器的誤差在允許的誤差范圍內(nèi)，故選用的減速器合適。6推爪小車部分的零件設(shè)計計算6.1銷軸的設(shè)計計算銷軸的受力情況如圖6.1所示。設(shè)計時，鋼絲繩的推力作用點到推爪軸的距離202mm，銷軸到推爪軸的水平距離195 mm，銷軸支持點到銷軸中點的距離a=50.5mm。圖6.1 銷軸受力圖銷軸所的受力： （6.1）式中：F鋼絲繩推車機的推力，單位為N；鋼絲繩的推力作用點到推爪軸的距離，單位為mm；t銷軸到推爪軸的水平距離；單位為mm。則，30869.74 N銷軸的兩端支力為：15434.87 N

32、銷軸的兩端支撐受力情況如圖6.2所示。銷軸的彎曲力矩為：式中：a銷軸支持點到銷軸中點的距離，單位為mm。圖 6.2 銷軸的兩端支撐受力圖則，779460.94 Nmm銷軸的直徑為： （6.2）式中：因沖擊引起的動力系數(shù)，查5，154中表2-1，取=1.2；材料的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa，106.25MPa 其中，由文獻12，352中附錄2選用材料為Q235-A鋼，得170MPa,值由文獻5，198中的表2-3取安全系數(shù)；則，44.49mm取銷軸的直徑d=45mm。6.2推爪軸的設(shè)計計算 推爪對銷軸的壓力與銷軸對推爪的支持力大小相等，則， 鋼絲繩推車機的推力與的合力R：42906.65 N推爪

33、軸的受力情況如圖6.3所示。設(shè)計時，推爪軸的兩支點距離101 mm，推爪的寬度70 mm。圖6.3 推爪軸的受力圖推爪軸所受的彎曲力矩： （6.3）式中：l推爪軸的兩支點距離，單位為mm；b推爪的寬度，單位為mm。則，707959.73Nmm推爪軸直徑：43.08mm取推爪軸的直徑d=45 mm。6.3鏈條軸的設(shè)計計算鏈條軸受力情況如圖6.4所示。設(shè)計時，兩個外鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離80 mm，外鏈板的厚度12 mm。載荷對于圓軸的最危險情況發(fā)生在通過外鏈板傳遞牽引力的瞬間，軸上的彎距： （6.4）式中：兩個外鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離,單位為mm；外鏈板的厚度, 單位為mm。圖 6.4 鏈條軸的受力圖則

34、,387400Nmm鏈條軸的直徑：35.24 mm取鏈條軸的直徑d=40mm。對于圓軸的直徑作剪切校核： （6.5）式中:材料的剪切許用應(yīng)力，單位為MPa，65.63 MPa，其中由文獻12，352中附錄2選用材料為Q235-A鋼，得105MPa。則，14.23 Mpa故設(shè)計的鏈條軸合適。6.4鏈條襯套的設(shè)計計算襯套載荷的最危險情形，是當(dāng)牽引力經(jīng)過內(nèi)鏈片傳遞的瞬間。假設(shè)由齒輪產(chǎn)生的壓力為均布載荷，而傳給襯套，襯套的承載寬度60 mm，內(nèi)鏈板寬度12 mm，兩個內(nèi)鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離76 mm。彎距為： （6.6）式中：襯套的承載寬度,單位為mm；內(nèi)鏈板厚度,單位為mm；兩個內(nèi)鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離,

35、單位為mm。則,=432100 Nmm鏈條襯套外徑： （6.7）式中：比系數(shù)，襯套內(nèi)徑與外徑的比值，設(shè)計時，取=0.81。則，44.09mm則取鏈條襯套外徑d=45mm。6.5鏈板的強度校核在對鏈板設(shè)計時，鏈板的寬度90 mm，鏈板的厚度12 mm，鏈板孔直徑 mm。試對鏈板進行強度的校核。解 對鏈板孔兩側(cè)最薄處的強度校核： （6.8）式中：L鏈板的寬度，單位為mm；b鏈板的厚度,單位為mm；鏈板孔直徑,單位為mm；材料的拉伸許用應(yīng)力，單位為MPa，250 MPa，其中由文獻12，352中附錄2選用材料為Q235-A鋼，得400MPa。33.86 Mpa故鏈板的強度滿足要求。7主動卷筒軸與滾動

36、軸承的強度校核計算已知：鋼絲繩推車機輸送礦車勻速平穩(wěn)運行，以YZ225M-8型電動機作為驅(qū)動裝置，第一級采用皮帶傳動，第二級采用減速器傳動。減速器的輸出軸與主動卷筒軸之間依靠聯(lián)軸器相聯(lián)接，卷筒的轉(zhuǎn)速35.78 r/min，試對主動卷筒軸進行校核。7.1按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度在對軸進行校核時，主要分析主動卷筒上所受的力。由于推車機大部分時間處于勻速運動狀態(tài)，因此，軸的載荷分析如圖7.1所示。設(shè)計時，=239.5 mm，=104.5 mm，=120 mm，=105 mm。 圖示中的大小為鋼絲繩推車機的推力，即=29800 N。由于推車機做勻速運動，則的大小等于推車機的推力減去礦車在勻速狀態(tài)下的

37、阻力=23296.96 N，與水平面的交角，與水平面的交角。鋼絲繩與卷筒之間的摩擦力忽略不計。1.求軸上的功率P和轉(zhuǎn)矩T： kW轉(zhuǎn)速： 35.78 r/min則轉(zhuǎn)矩T為：5194046.95 Nm2.求作用在主動卷筒上的力：力在水平方向上的力：22156.73 N力在垂直方向上的力：7199.16 N力在水平方向上的力：圖 7.1 軸的載荷分析圖29744.10力在垂直方向上的力：1824.44 N3.求滾動軸承在水平面上的支反力及彎矩：則，解得： 5651.39 N而N解得： 13238.76 N則，590570.26 Nm1390069.80 Nm4. 求滾動軸承在垂直面上的支反力及彎矩：

38、解得： 5497.35 N而=9023.60 N解得： N則， Nm Nm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：總彎矩：823888.68 Nm1438535.28 Nm軸在卷筒的左端面所承受的是彎矩與扭矩T的合成力矩，由文獻10,365中式（15-5）及表中的數(shù)值，當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取，軸的計算應(yīng)力：52.49 MPa軸在卷筒的右端面只受彎矩的作用，因此軸的計算應(yīng)力為：23.42 MPa前已選定軸的材料為40CrNi，調(diào)質(zhì)處理，由文獻10,355中表15-1查得 MPa，因此，故安全。7.2精確校核軸的疲勞強度軸的結(jié)構(gòu)圖如圖7.2所示。圖 7.2 軸的結(jié)構(gòu)圖1.判斷危險斷面：截面A，

39、II，III，IV，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸間及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，IV，B均無須校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和VI處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面VII和VIII顯然更不必校核。因此該軸只需校核截面V左右兩側(cè)即可。

40、2.截面V左側(cè)：抗彎截面系數(shù) mm抗扭截面系數(shù) 102400 mm截面V左側(cè)的彎矩M大小可近似的認為是；M=823888.68 Nmm截面V上的扭矩T為：T=5194046.95 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力：16.09 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：50.72 MPa軸的材料為40CrNi，調(diào)質(zhì)處理，由文獻10,355中表15-1，查得900 MPa， MPa，260 MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及由文獻10,37中附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得， 又由文獻10,37中附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻10,37中式（附3-4）為由文獻10，37中附圖3

41、-2得尺寸系數(shù)；由文獻10，39中附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻10,40中附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻10，2526中式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為:在文獻10，24和文獻10，26中查得合金鋼的特性系數(shù)=0.20.3， 取=0.2=0.10.15， 取=0.1于是，計算安全系數(shù)值，按文獻10，中式（15-6）（15-8）則得S=1.5故可知其安全。3.截面V右側(cè)：抗彎截面系數(shù)： mm抗扭截面系數(shù)： mm截面V左側(cè)的彎矩M大小可近似的認為是，則M=823888.68 Nmm則，13.42 MPa截面上的扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：42.2

42、9 MPa過盈處的值，由文獻10，40中附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工，由文獻10，40中附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以軸在截面V右側(cè)的安全系數(shù)為S=1.5故該軸在截面V右側(cè)的強度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核，至此軸的強度校核結(jié)束。4.繪制軸的工作圖，見圖紙BS-JINXIN-5-7。7.3 滾動軸承的校核由于主動卷筒上主要承受徑向載荷，同時承受很小的軸向載荷。根據(jù)工作條件決定選用深溝球軸承。裝軸承處的直徑為75 mm，因此初步選定深溝球軸承6315。已知數(shù)據(jù)由7.1節(jié)的計算可知，軸承1的徑向載荷5497.35

43、N，軸承2的徑向載荷3526.25 N軸承1和2所受的軸向載荷0 N，軸承的轉(zhuǎn)速 r/min，運行時有輕微的沖擊，預(yù)期計算壽命 h，試驗算軸承是否能達到預(yù)期計算壽命的要求。1.求比值：由文獻10，314中表，深溝球軸承的最小e值為0.19故此時e。2.初步計算當(dāng)量動載荷P，由文獻10，313中式（13-8a）由文獻10，315中表13-6，=1.21.8，取=1.8由文獻10，314中表13-5，X=1，Y=0，則， N N3.驗算軸承的基本額定動載荷值：因為，所以按軸承1的受力大小驗算： N由文獻13，142中表4.6-1得深溝球軸承6315的基本額定動載荷 N，基本額定靜載荷 N，因此軸承

44、的動載荷滿足強度條件。4.驗算6315軸承的壽命： h h故所選用的軸承可滿足壽命要求。8鋼絲繩推車機的環(huán)保性和經(jīng)濟性分析8.1鋼絲繩推車機的環(huán)保性的分析近年來，隨著人們環(huán)保意識的增強，廣大民眾對環(huán)境保護的要求越來越高，目前各國對環(huán)境的標準制定的要求也隨之增高，同時，為了更好的提高環(huán)境質(zhì)量各國也制定了相應(yīng)的一些法律法規(guī)。當(dāng)前，對于冶金礦山企業(yè)來說，創(chuàng)建資源節(jié)約型、環(huán)境友好型是其發(fā)展的主流。因此，在對礦山機械設(shè)備的設(shè)計當(dāng)中考慮如何降低機械設(shè)備對環(huán)境的污染是至關(guān)重要的。那么，如何對鋼絲繩推車機的環(huán)保性進行改善呢？機械設(shè)備的環(huán)保性是指在設(shè)備在進行作業(yè)時保護環(huán)境的性能，這里的環(huán)境是指作業(yè)人員的工作環(huán)境

45、和作業(yè)區(qū)周圍的環(huán)境。機械設(shè)備作業(yè)時污染環(huán)境的因素有噪聲、振動及廢氣排放時的有害氣體、微粒粉塵等，故改善機械設(shè)備的環(huán)保性是一項跨行業(yè)、跨部門的系統(tǒng)工程，但主要可以從選用環(huán)保性好的發(fā)動機和零部件，改進機械結(jié)構(gòu)，增加后處理裝置，加強狀態(tài)檢測和及時維修，合理使用等各方面綜合考慮采取措施。下面簡單地對所設(shè)計的鋼絲繩推車機的環(huán)保性進行分析：1.選用環(huán)保性好的發(fā)動機和零部件。（1）電動機是機械設(shè)備產(chǎn)生噪聲、振動的主要污染源，因此選擇環(huán)保性好的電動機是改善機械環(huán)保性的主要措施。此外，在電動機上加蓋防護罩對電動機的噪聲和振動會有所消除。（2）選用環(huán)保性好的機械零部件。主要是指在運行時噪聲小、振動小的零部件。安裝

46、時確保零部件間連接緊密，避免零件的松動，這樣可以減小機械設(shè)備在運轉(zhuǎn)時的噪聲和振動。零件的材料最好也要采用無污染、可回收利用的材料。2.對機構(gòu)進行合理的設(shè)計、加強零部件的潤滑。合理的對機構(gòu)進行，使其各部分更好的進行配合，這樣對減小噪聲、振動也具有一定的作用。潤滑不但能控制零部件的磨損，提高機器效率，減小熱能損失，降低材料的消耗，保證機器工作的可靠性，而且在對降低噪聲的污染也能起到關(guān)鍵性的作用。3. 加強機械設(shè)備的狀態(tài)檢測和維修。有了環(huán)保性較好的機械設(shè)備還必須加強狀態(tài)檢測和維修，才能使機械設(shè)備處于正常運行狀態(tài)，保證其在作業(yè)時有良好的環(huán)保性。1999年9月召開的全國第九次機械維修學(xué)術(shù)會議上有不少專家

47、學(xué)者指出，21世紀的機械維修模式應(yīng)該是綠色再制造工程，它具有節(jié)能、節(jié)材、節(jié)約資源、有利于環(huán)保等主要特點，可見，定期對鋼絲繩推車機進行狀態(tài)檢測，發(fā)現(xiàn)問題及時維修是控制機械產(chǎn)生污染物的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。4.合理的對推車機進行使用，避免其在超負荷的條件下工作。如果在超負荷的條件下工作，會引起設(shè)備的振動和噪聲，這樣對設(shè)備的環(huán)保也有一定的消極作用。通過上述的環(huán)保性分析可以降低鋼絲繩推車機對環(huán)境的污染，大大改善工人的工作環(huán)境，對促進環(huán)境保護起到了一定的積極作用。8.2設(shè)備的經(jīng)濟性分析設(shè)備的經(jīng)濟性分析主要是研究設(shè)備的投資和收益的問題。作為固定資金的主要部分的設(shè)備投資，要考慮它的投資額、投資效益、回收期、投資來源等問

48、題。企業(yè)進行設(shè)備投資的目的，在于獲取比銀行利率更大的收益，而這是要冒企業(yè)經(jīng)營成敗的風(fēng)險。因而在對設(shè)備投資方案的評價中，還要進行風(fēng)險性的分析，否則還不能算是一項完善的經(jīng)濟分析性研究，不能給決策者提供可以信服的參考意見。設(shè)備在進行經(jīng)濟性分析的時候，首先應(yīng)該考慮的是投資前的各項費用的總額，其內(nèi)容包括有：1.固定資產(chǎn)的支出項目：1）征地稅；2）勘測費；3）場地清理費；4）配套建筑物設(shè)備費；5）動力設(shè)備費；6）設(shè)備基礎(chǔ)費；7)機械設(shè)備購置費；8）安裝費：9）設(shè)備運輸費；10）項目管理費等。2.有關(guān)流動資金支出項目：1）備品配件庫存量及其費用；2）在制品價值；3）協(xié)作、委托應(yīng)收支的費用。3.舊設(shè)備的殘值及

49、清理費用。在對以上的各項費用進行預(yù)算后得出投資總額。對于所設(shè)計的鋼絲繩推車機來說，估算其投資總額為6萬元。在對投資總額進行預(yù)算后，應(yīng)對設(shè)備的合理使用期進行估算，在對設(shè)備的經(jīng)濟性分析時，不可避免地提出一個問題：一臺設(shè)備使用多長年為最理想？這是經(jīng)濟性分析的一個十分關(guān)鍵的問題，它影響到設(shè)備的折舊率、改造更新、使用維護費、費用效益、造價、壽命周期費用等一系列經(jīng)濟指標，也影響到設(shè)備的精度、性能、生產(chǎn)率、可靠性、修理方式及修理層次等一系列技術(shù)指標。所以，設(shè)備壽命周期如何選擇是設(shè)備經(jīng)濟性分析的關(guān)鍵。設(shè)備合理使用期的估算在所設(shè)計的鋼絲繩推車機的總投資金額萬元，年利率為，前五年的設(shè)備維修和年度經(jīng)營費用為8000

50、元，以后由于設(shè)備的磨損每年遞增2000元。試根據(jù)長期使用它的總費用值確定最佳使用年限。根據(jù)年利率，計算凈現(xiàn)值系數(shù)X為：設(shè)備的總費用：式中：n年內(nèi)的設(shè)備費用總和，單位為：元。n設(shè)備的使用年限，單位為：年。設(shè)備的總費用值計算列于下表8.1表8.1 鋼絲繩推車機的總費用值nK180001.00008000680000.0909748075280000.90917273752730.1736433600380000.82646611818840.2487329248480000.75136010878940.3170277268580000.68305464933580.37912462626100000.62096209995670.43552286277120000.564567741063410.48682184498140000.5132718