P90B型耙斗式装载机设计说明书及CAD图纸资料.doc

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1、摘 要P-90B耙斗装载机属于矿井巷道掘进的装岩设备，是耙装机和转载机“合二为一”的机型。可称之为转载式耙斗装岩机。在巷道掘进中，作为装载设备的装岩机有多种，主要分耙斗式、铲斗式装岩机两种。P-90B耙斗装载机是一种用绞车牵引耙斗把岩石装入矿车的机械。其符号的意义是：P 耙斗式；90耙斗的容积为0.9；B设计序号。它适用于巷道净高大于2m，断面为5以上的巷道。为了适应大断面矿井快速掘进的要求，从而解决装载速度不能满足掘进速度要求的矛盾，论文中以耙斗装岩机的生产率和耙斗容积为已知条件，通过大量的计算、推理和论证，设计了耙斗装岩机的减速器、工作滚筒、空程滚筒等绞车主要部件。其中工作滚筒和空程滚筒的

2、传动部分采用行星齿轮机构来完成，具有操作省力、灵活，调整简便，事故少，维修工作量小的优点，同时在吸取成型产品生产和使用经验的基础上完成了耙斗装岩机的绞车设计。P-90B耙斗装载机主要由钢丝绳、耙斗、机架、台车、操作机构和绞车等部分组成。这种装载机的优点为装载能力大、装岩效率高、安全可靠、故障少、易维修、使用范围广、结构简单，便于制造等等。但体积大、钢丝绳磨损快。关键字: 耙斗装岩机、 滚筒、 行星齿轮ABSTRACTThe P-90B scraper bucket loads machine to belong to mineral well tunnel to dig into of pac

3、k a rock equipments, is the model that the rake packs machine and turns to carry the machinematch two is one.Can call it as to turn the carry type scraper bucket to pack rock machine.In the tunnel dig into, Be load an equipments to pack the rock machine contain variety, main cent scraper bucket type

4、, bucket type pack rock machine 2 kinds.P-90B scraper buckets loading machine is a kind of machine which leads scraper bucket to pack the rock into a mineral car with the winch.The meaning of its sign BE:P Scraper bucket type;90the capacity of scraper bucket is 0.9;Bdesign ordinal number.It is appli

5、cable to tunnel clean and high and big in 2 ms, the cross section is 5 above tunnels. For adapting a big cross section mineral, the well digs quickly into of request, solving to load speed thus cant satisfy to dig into the antinomy of with speed request, in the thesis with the scraper bucket pack ra

6、te of production and scraper bucket of rock machine capacity for have already known a condition, pass a great deal of calculation and reason logically with argument, design scraper bucket to pack the deceleration machine of rock machine and work roller, empty distance roller etc. the winch main part

7、s.Work among them roller with empty the distance roller spread to move the planet wheel gear of the part adoption organization to complete, having operation labor-saving, vivid, adjust simple, the trouble is little, maintaining the workload small advantage, completing scraper bucket to pack the winc

8、h design of rock machine in absorbing to model product production and using empirical foundation in the meantime.The P-90B scraper bucket loads machine to mainly constitute to from the parts such as steel wire rope, scraper bucket , machine, trolley, operation organization and winch etc.This kind of

9、 advantage that load machine for load an ability greatly and pack a rock efficiency high, safety credibility, break down little, maintain, use scope easily widely, structure simple, easy to manufacturing etc.But the physical volume is big, the steel wire rope wear away quickly.Keywords: scraper load

10、er 、 drum、 planet gear.目 录1 前言12 总体设计52.1 设计总则52.2 已知条件52.3 电动机的选型52.4 牵引钢丝绳直径的确定72.5 传动比的分配及行星轮齿数的确定82.6 卷筒直径的确定103 减速器的设计11 3.1 传动装置的运动和动力参数的确定113.2 高速级传动装置的运动和动力参数计算123.3 低速级传动装置的运动和动力参数计算194 轴的设计284.1 轴的确定与校核284.2 轴承的选择与校核334.3 花键的选择与校核365 行星轮设计36 5.1 工作滚筒行星机构的设计36 5.2 空程滚筒行星机构的设计48结论59致谢60参考文献6

11、11 前 言一绞车的简介P-90B型耙斗式装载机的绞车是采用行星轮传动的双滚筒绞车，它由电动机、减速器、带式制动闸、空程滚筒、工作滚筒、辅助闸和绞车架等部分组成。闸带式双卷筒绞车的一个卷筒用来缠绕工作钢丝绳（称工作滚筒），另一个卷筒则用来缠绕回程钢丝绳（称空程滚筒）。当启动电动机之后，可经减速器带动绞车主轴旋转，此时两个卷筒不动。若需耙斗开始耙取岩石工作时，司机操作控制手柄将工作滚筒一侧的带式制动闸闸紧，通过行星轮结构，其工作滚筒随主轴旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于工作状态。这时空程滚筒是处于浮动状态若使耙斗返回到耙岩石位置时，司机松开控制工作滚筒一侧的带式制动闸手柄，而将空程滚筒一侧的带式制动闸

12、闸紧通过相应的行星轮结构，空程滚筒则随主轴的旋转缠绕钢丝绳，使耙斗处于回程状态。这时工作滚筒处于浮动状态。制动闸除控制卷筒旋转缠绕钢丝绳使耙斗往返工作外，还可控制耙斗的运行速度。利用闸带与内齿圈闸轮之间摩擦打滑的特性，闸紧一 些速度就快一些，相反就慢一些。两个辅助闸用来对工作滚筒和空程滚筒进行轻微制动，以防止卷筒处于浮动状态时，缠在卷筒上的钢丝绳松圈而造成乱绳和压绳的现象。1.主轴部件绞车的主轴部件主要由工作滚筒和空程滚筒、内齿圈、行星轮架、绞车架、行星轮、中心轮、主轴和轴承等部分组成。绞车主轴穿过两个卷筒的内孔，并用花键固定着两个中心轮。工作滚筒和空程滚筒用键联接在相应的行星轮架上，同时支承

13、在相应的 滚动轴承上。内齿圈的外缘就是带式制动闸的制动轮，这两个内齿圈也支承在相应的轴承上。整个绞车通过绞车固定在机器的台车上。主轴的安装方式很特殊，它没有任何轴承支承，呈浮动状态。这种浮动结构能自动调节三个行星轮上的负荷趋于均匀，使主轴不受径向力，只承受扭距。主轴左端与减速器伸出轴上大齿轮的花键连接，实现传递扭距。2.带式制动闸带式制动闸主要由钢带、钢丝石棉带、摇杆、和拉杆等部分组成闸带。石棉带磨损后可更换。闸带呈半圆形对称布置，两条闸带用圆柱销与绞车机架连接。当操纵机构使摇杆顺时针转动时，则摇杆时右闸带闸紧内齿圈外缘；同时，由于拉杆随摇杆向右移动使左闸带也闸紧内齿圈外缘，从而实现内齿圈的制

14、动。反之，当操纵机构使摇杆逆时针转动时，摇杆使右闸带离开内齿圈外缘，同时拉杆随摇杆向左移动使左闸带也离开内齿圈外缘，即左右闸带几乎同时向外张开，从而实现内齿圈的松闸。为防止闸带松开距离过大，缩短制动时间，在闸带外缘上铆有凸肩。当该凸肩碰到固定在绞车架上的挡板后，闸带便停止向外张开，使闸带内表面与内齿圈外缘之间保持一定的工作间隙。该间隙的大小可用调节螺钉进行调节。两套带式制动闸可借助相应的杠杆操纵机构进行操作。操作机构操作机构主要由空程滚筒操纵手柄、工作滚筒操纵手柄、拉杆、短杆、长杆和连杆等部分组成。这是两套组装在一起的 杠杆操纵机构。空程滚筒操纵手柄和工作滚筒操纵手柄向右推时，通过相应的长杆或

15、使拉杆向下移，因拉杆是与制动闸中的摇杆连接，所以摇杆被带动按顺时针转动，则对相应的内齿圈进行制动；反之操纵手柄向左拉时，通过相应的长杆使拉杆向上移，则对相应的内齿圈就进行松闸。3.辅助闸辅助闸主要是由铜丝石棉带、闸瓦、接头、支座、弹簧、活塞、把手和把座等部分组成。绞车工作时，只有一个滚筒缠绕钢丝绳处于工作状态；另一个滚筒却响应的处于浮动状态，随着耙斗的移动松开钢丝绳。这样，当耙斗停止工作时，由于浮动滚筒的惯性，会使该滚筒继续转动而放出部分钢丝绳，使堆积在滚筒的出绳口处引起乱甚事故，使钢丝绳很容易损坏。为此，在两个滚筒的轮缘上各安装一个辅助闸，其作用就是以一定的制动力抵消浮动滚筒的惯性力矩，一般

16、情况下这个辅助闸始终闸紧滚筒轮缘，使滚筒旋转始终具有一定的摩擦阻力矩，以便耙斗停止运动时及时克服惯性力矩而使浮动滚筒停止放绳。辅助闸的力矩一 般是较小的，不致影响卷筒的正常转动。若摩擦阻力矩过大，则会增加绞车无用功率的消耗，降低机械效率。辅助闸的支座用螺钉固定在绞车架上。把座和支座之间为螺纹配合。带偏心的手把安装在把座上。当顺时针转动手把时，手把上的偏心盘推压活塞向左移动，压缩弹簧，使接头推动闸带作用在卷筒轮缘上，产生一定摩擦阻力矩，抵消卷筒的惯性力矩。正常情况下，辅助闸手把就被调整在一定的位置不动，使卷筒轮缘上始终具有一定的摩擦阻力矩。只有当人工拖拉钢丝绳的情况下，为了减轻人力，才将手把逆时

17、针转动，使弹簧松开，此时闸带只以很小的力贴在卷筒轮缘上。闸带中的铜丝石棉带磨损后可更换。4.传动系统绞车的传动系统如图所示。电动机启动后，经减速器内齿轮，使绞车主轴转动。主轴上用花键固定着两个中心轮和，分别与三个行星齿轮和啮合，并与相应的内齿圈和组成两套行星齿轮传动机构，传动工作滚筒和空程滚筒，当耙斗装载机工作时，需扳动操纵手把使带式制动闸闸紧内齿圈，三个行星齿轮的行星轮架则被带动着与中心齿轮同向旋转。因工作卷筒用键固定在行星轮架上，故工作卷筒也就随着行星轮架同时旋转，使工作钢丝绳不断地缠绕到该卷筒上，牵引耙斗耙取岩石进入溜槽，实现耙斗的工作过程。与此同时，由于耙斗的移动，拉着返回钢丝绳从空程

18、滚筒上放松下来，所以空程滚筒与工作滚筒按相反的方向旋转。由于空程滚筒也用键与相应的行星轮架固定，故此行星轮架也就随着空程滚筒转动。由于内齿圈未被闸紧，而中心齿轮始终随主轴一起转动，所以通过行星齿轮带动内齿圈随空程滚筒同向转动。同理，当带式制动闸闸紧内齿圈而松开内齿圈时，返回钢丝绳不断地缠绕到空程滚筒上，工作钢丝绳则由工作卷筒上放松下来，使耙斗实现返回行程。必须注意两个内齿圈只能一个闸紧另一个松开，不能同时闸紧，否则将引起耙斗跳动，甚至拉断钢丝绳，造成人身和设备事故。当两个带式制动闸同时松开相应的内齿圈时，两个卷筒都不旋转，使耙斗处于原来位置不动，这如同停止电动机运转一样。由此可见，采用这种绞车

19、可防止电动机频繁起动，耙斗运动换向容易实现，对保护电气设备有利。由于耙斗工作行程的阻力远大于返回行程的阻力，可使空程滚筒的工作转速比工作滚筒的工作转速快一些，以减少返回所需的时间，因此相应的行星轮传动比是不一样的。二耙斗装载机的工作原理耙斗装载机工作时，耙斗借自重插入岩石堆，然后启动绞车电动机，使绞车主轴旋转；再扳动操纵手把，使工作滚筒旋转，则工作钢丝绳不断地缠到工作滚筒上，于是牵引耙斗沿底板移动并将岩石耙入进料槽，经中间槽直到卸料槽的卸料口处，从卸料口把岩石卸入矿车里，与此同时，空程滚筒处于浮动状态，使空程钢丝绳可顺利地由空程滚筒放松下来。当工作过程结束后，需松开工作操纵手把，要扳动空程操纵

20、手把，这时空程滚筒则与绞车主轴旋转，返回钢丝绳就不断地缠到空程滚筒上，于是将耙斗拉回岩石堆，完成一个循环，重新开始耙装。由耙装到卸载的过程可看出，耙斗装载机是间断地装载岩石的。2 总体设计2.1设计总则1 煤矿生产，安全第一。2 面向生产，力求实效，以满足用户最大的实际需求。3 贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定。4 技术比较先进，并要求多用途。2.2 已知条件耙斗容积：0.9 m3技术生产率：95140m3/h2.3 电动机的选型2.3.1主绳牵引力F 空耙斗返回行程的运行阻力为 = =9.2kN耙斗装满物料后的运行阻力为= =27.2kN式中 -耙斗质量; -装在耙斗内的物料质量; -

21、巷道倾角, sin项在向上牵引时取”+”,向下牵引时取”-”; -耙斗对巷道底版的摩擦系数,可取0.40.6; -装在耙斗内的物料对巷道底板的摩擦系数,可取0.60.8; -综合考虑钢丝绳在巷道底板,溜槽及导向滑轮上的摩擦阻力和耙斗扒取物料的阻力系数,可取1.41.5;2.3.2一次行程所用的时间t 式中 -满载工作时所用的时间; -空载回程时所用的时间; -间隔时间; 主绳牵引速度的范围0.971.23m/s 取=1.2 m/s 尾绳牵引速度的范围1.341.8 m/s 取=1.72 m/s 耙斗工作距离的范围615 m 取=8 m =8/1.2+8/1.72+10=21.3s 2.3.3生

22、产率的计算 式中 耙斗容积；m3 耙斗装满系数，取0.60.9 从料堆至卸料口的距离。一般取820 m 、耙斗往返运行速度，m/s 、耙斗往返停歇时间，取515s =121.7 m3/h2.3.4电动机选型滚筒的工作功率为=27.21.2=32.6kw电动机的输出功率为=32.6/0.86=37.95kw选用YBB45型号的电动机功率（kw）型号电流（A）（660/1140V时）额定转速（r/min）重量（kg）45YBB4547.2/27.31480430其外形尺寸轴的直径为mm2.4 牵引钢丝绳直径的确定根据下面公式选取钢丝绳直径式中 -钢丝绳单位重力 N/m -钢丝绳的工作阻力 N -钢

23、丝绳公称抗拉强度 N/mm2 -钢丝绳安全系数 -钢丝绳的工作长度 m -巷道倾角 -钢丝绳与进料槽的摩擦系数钢丝绳的工作阻力为=27200N根据工况条件选用股钢丝绳，抗拉强度=1550 N/mm2钢丝绳长度=20m（工作滚筒）=38m（空程滚筒）巷道倾角钢丝绳与进料槽的摩擦系数=0.4安全系数取=7则 =11.23N/m选取钢丝绳单位重力为11.5 N/mm2，钢丝绳的直径为17mm，钢丝绳的破拉断力总和为19800N校核钢丝绳的安全实际安全系数 = 符合规定2.5 传动比的分配及行星轮齿数的确定2.5.1计算总传动比及分配 1钢丝绳直径为17mm 2根据规定 =1620式中 -卷筒内径 m

24、m -钢丝绳直径 mm 则 =（1620）=（272340）mm 取 =330mm = 3滚筒转速 工作滚筒转速 m/s 空程滚筒转速 m/s 4总传动比 工作滚筒传动比 空程滚筒传动比 5传动比的分配 初定减速器的传动比=4.56 工作滚筒行星轮的传动比为 空程滚筒行星轮的传动比为 2.5.2 行星轮数目和齿数的确定 行星轮数目的确定 行星轮越多，传动的承载能力越高，但行星轮数目的增加使各行星轮受力不均匀，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而通常采用34个行星轮。由=4.64查表得=3 齿数的确定 工作滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为=80 则 校核装配条件 符合要求。 空

25、程滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为=79 则 校核装配条件 符合要求。2.6卷筒直径的确定1前面已知卷筒内径 =330mm2确定卷筒的宽度 初选每层缠绕圈数 mm 式中 -钢丝绳排列不均匀系数。 =0.9 -钢丝绳直径 mm。 初选钢丝绳缠绕层数 验算卷筒容绳量 = =67.5m 3确定卷筒直径 钢丝绳在卷筒上的最小缠绕直径 =mm 钢丝绳在卷筒上的最大缠绕直径 = = =529mm 式中 -钢丝绳每层降低系数 =0.9 钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径 =mm 卷筒是结构外径 =mm3 减速器的设计3.1 传动装置的运动和动力参数的确定3.1.1.减速器传动比：要求高低速级的大齿轮浸入油

26、中深度大致相近且，其中为前级传动比，为后级总传动比。由式 = = =1.907 2.089 取= 2 则 = 2.283.1.2.减速器各轴转速： = 1480 = = 1480/2 = 740 r/min = = 740/2.28=324.56 r/min = r/min式中 电机输出转速； 高速轴转速；过渡轴转速； 低速轴转速。3.1.3.减速器各轴实际功率： = 38kw = = 38 0.98 0.98 = 36.5 kw = = 36.5 0.98 0.98 = 34.35 kw = = 34.35 0.98 = 33.7 kw式中 电机输出功率；高速轴功率；过渡轴功率； 低速轴功率

27、； 齿轮传动效率； 滚子轴承传动效率。3.1.4.减速器各轴输出转矩：N.m N.m N.m N.m3.1.5.行星轮的动力参数行星轮总效率为0.98则中心轮处的功率为kw中心轮转距 N.m3.2 高速级传动装置的运动和动力参数计算1.选择齿轮的材料查表8-17 小齿轮选用45调质 大齿轮选用45正火 2.按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按=（0.0130.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =5.710.1估取圆周速度=10m/s,参考表8-14,表8-15选取小轮分度圆直径，由式（8-77）得齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0

28、.45小齿轮齿数 在推荐值2040中选 =30大齿轮齿数 = 齿数比 =2 传动比误差=（2-2）/2=0误差在范围内，故合适 小齿轮转距 由式（8-53）得=245.2N.m 载荷系数 由式（8-54）得= 使用系数 查表8-29 取=1 动载荷系数 查图8-57得初值=1.24 齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.2 齿间载荷分布系数 其初值在推荐值（）中初选= 由式（8-55）、(8-56)得 = = =2.7查表8-21,得=1.4则载荷系数的初值 =2.08弹性系数 查表8-22得=189.8节点影响系数 查图8-64（）得=2.44重合度系数 查图8-65得=0.78螺旋角系数

29、得=0.99许用接触应力 由式（8-69）得=接触疲劳极限应力、查图8-69得 =570N/mm2 =460 N/mm2应力循环次数由式（8-70）得= = =则查图8-72得 接触强度的寿命系数、（不允许有点接触）得 =1硬化系数 查图8-71及说明得=1接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度查=1.01.1取 N/mm2 N/mm2故的设计初值为mm法面模数 =查表8-3取=5中心距=mm圆整取=231mm分度圆螺旋角 =小轮分度圆直径的计mm圆周速度 = m/s与估取的=10m/s很接近，对的取值影响不大，不必修正取=1.24齿间载荷分配系数 = = =1.67 = =0.98 =

30、1.67+0.98=2.7查表8-21得=1.4载荷系数=2.08小轮分度圆直径mm取=154mm大齿轮的分度圆直径 =mm齿宽 mm大轮齿宽 =65mm小轮齿宽 =+（510）=65+（510）=7075mm取=70mm3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-78） 齿形系数 = =查图8-67得 小轮=2.48，大轮=2.27 应力修正系数 小轮=1.64 大轮=1.74 重合度系数 由式（8-67）得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.68 螺旋角系数 由式（8-78）中的说明得 = 许用弯曲应力 由式（8-71）得 = 弯曲疲劳极限 查图8-72得 =460 N

31、/mm2 =390 N/mm2 弯曲寿命系数 查图8-73得 =1 尺寸系数 查图8-74得 =1 安全系数 查表8-27得 =1.6 则 = N/mm2 = N/mm2 故 =45.24 N/mm24.齿轮其他尺寸名称代号计算公式小齿轮大齿轮基本参数法向模数=5齿数3060法向压力角齿顶高隙数=1顶隙系数=0.25螺旋角=几何尺寸分度圆直径154308齿顶高=5齿根高=6.25齿全高=11.25齿顶圆直径164318齿根圆直径141.5295.5基圆直径144.7289.4端面压力角20啮合尺 寸中心距2313.3 低速级传动装置的运动和动力参数计算1.选择齿轮的材料查表8-17 小齿轮选用

32、45调质 大齿轮选用45正火 惰轮选用45正火 2.按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按=（0.0130.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =3.55.97m/s估取圆周速度=5.6m/s,参考表8-14,表8-15选取小轮分度圆直径，由式（8-77）得齿宽系数查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.8小齿轮齿数 在推荐值2040中选 =20，=38大齿轮齿数 齿数比 =2.28 传动比误差 =（2.28-2.28）/2.28=0误差在范围内，故合适 小齿轮转距 由式（8-53）得=471N.m 载荷系数 由式（8-54）得= 使用系数 查

33、表8-29 取=1 动载荷系数 查图8-57得初值=1.21 齿向载荷分布系数 查图8-60得=1.2 齿间载荷分布系数 其初值在推荐值（）中初选= 由式（8-55）、(8-56)得 = = =2.77查表8-21,得=1.4则载荷系数的初值 =2.0弹性系数 查表8-22得=189.8节点影响系数 查图8-64（）得=2.44重合度系数 查图8-65得=0.78螺旋角系数 得=0.99许用接触应力 由式（8-69）得=接触疲劳极限应力、查图8-69得 =570 N/mm2 =460 N/mm2应力循环次数由式（8-70）得 = = =则查图8-72得 接触强度的寿命系数、（不允许有点接触）得

34、 =1硬化系数 查图8-71及说明得=1接触强度安全系数 查表8-27，按一般可靠度查=1.01.1取 N/mm2 N/mm2故的设计初值为mm法面模数 =查表8-3取=7中心距 = mm圆整取=209mm = mm圆整取=302mm分度圆螺旋角 = =小轮分度圆直径的计算值圆周速度 = m/s与估取的=5.6m/s很接近，对的取值影响不大，不必修正取=1.21齿间载荷分配系数 = = =1.6 = =1.17 =1.67+1.17=2.77查表8-21得=1.4载荷系数=2.08小轮分度圆直径mm取=143mm大齿轮的分度圆直径 =mm惰轮的分度圆直径 =mm齿宽 mm惰轮齿宽 =114mm

35、小轮齿宽 =+（510）=114+（510）=119124mm取=120mm大轮齿宽 =120mm 3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-78） 齿形系数 = = =查图8-67得 小轮=2.8，大轮=2.33惰轮=2.39 应力修正系数 查图8-68得 小轮=1.56 大轮=1.7 惰轮=1.67 重合度系数 由式（8-67）得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.6=0.72 螺旋角系数 由式（8-78）中的说明得 = 许用弯曲应力 由式（8-71）得 = 弯曲疲劳极限 查图8-72得 =460 N/mm2 =390 N/mm2 =390 N/mm2 弯曲寿命系数 查图8-73得 =1 尺寸系数 查图8-74得 =1 安全系数 查表8-27得 =1.6 则 = N/mm2 = N/mm2 = N/mm2 故 =39.81 N/mm2