【正文】 內(nèi)已有的軌道資源；回轉(zhuǎn)平臺增加了整車的高度和復(fù)雜程度，限制了整車長度；更重要的是該裝置只能間歇式工作，效率比較低。但是該裝置結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，需較大的動力機構(gòu)，而且螺旋滾筒的磨損大，巷道面上的淤泥難以清理。 所以綜合比較后，采用方案三進行詳細(xì)的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算。)： 177。 本章小節(jié) 本章主要闡述了課題中所涉及的工作裝置的功能所在和工作的具體環(huán)境及工作狀態(tài)。 輸送結(jié)構(gòu)的設(shè)計 在該課題中所要設(shè)計的新型工作裝置需要實現(xiàn)連續(xù)式的進行淤泥裝載，綜合現(xiàn)有各種工程機械以及礦山機械的特點，采用類似與斗式提升機式的輸送形式來滿足工作要求。 圖 輸送方式簡圖 這種連續(xù)式的傳送機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)比較簡單，橫向尺寸可以相對較長，縱向尺寸較小，可以節(jié)約水倉中 狹小的空間資源。在斗式提升機中常用的牽引構(gòu)件是橡膠帶和鏈條。而且鏈條的強度也較橡膠帶的大的多，此外，若在橡膠帶上打孔以便安裝料斗，更會降低帶的強度。所以采用圓環(huán)鏈。目前 Φ34以上的鏈環(huán)已大量使用 ，如 Φ42146,Φ48 144/160(德國 )，并出現(xiàn)了Φ52146(美國 JQY)的鏈環(huán)。同時還配有多種長度的調(diào)節(jié)鏈段，用來調(diào)節(jié)刮板鏈長度，以適應(yīng)愉送機的長度變化和緊鏈需 圖 緊湊鏈 要。若以任意兩段鏈條配對安裝，其長度誤差會很大，運行中將會出現(xiàn)受力不均、刮板傾斜及與鏈輪不能正常嚙合傳動，容易發(fā)生鏈輪損壞和斷鏈?zhǔn)鹿?。而立鏈環(huán)制成高度較低的斷面形狀為扁 圓形或方形的鏈環(huán)，如圖 （緊湊鏈）所示。 而對圓環(huán)鏈及其鏈輪組的設(shè)計將在后面章節(jié)敘述。如圖 ， 其 中的 3 均是采用方形的空心鋼管，其中 1 和 3 的截面尺寸為 6030，而 2 的截面尺寸為 6060。 圖 鋼管導(dǎo)軌 旋轉(zhuǎn)支撐結(jié)構(gòu)設(shè)計 在工作裝置通過前部的舉升油缸提升時，必須有一支軸，這在圖 中可以清楚地看到 該動作是繞銷軸擺動的。 浙江科技學(xué)院本科畢 業(yè)設(shè)計（論文） 14 圖 旋轉(zhuǎn)支撐 該結(jié)構(gòu)主要設(shè)計是采用了槽鋼來組成兩側(cè)滑軌。 所以鏟斗的設(shè)計要求需滿足： ① 插入及崛起阻力小，作業(yè)效率高； ② 具有足夠的強度、剛度和耐磨性； ③ 適應(yīng)鏟裝不同種類和重度的物料。而淺斗的斗口與后 壁的夾角小，每個料斗的裝載量雖然小，但是其較易卸空，所以適用于運送潮濕和粘性的物料。對于鏟掘土方的機械，斗底圓弧半徑應(yīng)該大些。 圖 鏟斗正視圖 由于鏟斗是安裝在鏈條上，由鏈條的運動，拖著一系列的料斗往前運動。鏟斗在上行運輸對物料的過程中，必須保持水平位置。動力裝置是采用防暴電機、輸 出端與液壓多聯(lián)泵相連。通過多環(huán)的修改、論證各部分的結(jié)構(gòu)是比較合理的，適用于水倉內(nèi)的工作。 圓環(huán)鏈傳動設(shè)計 目前我國在采煤機、刨煤機、刮板輸送機、轉(zhuǎn)載機、板式輸送機、倉式列車等多種礦山機械中廣泛采用圓環(huán)鏈牽引或傳動。其鏈段長度（ mm）與公差（ mm）按下式確定： 0L np? （ 41） 0 (1 0 .1 5 )100pLn? ? ? ? （ 42） 根據(jù)礦下水倉的斷面結(jié)構(gòu)初定工作裝置的橫向尺寸為 3000mm，縱向尺寸為 1600mm。 圖 圓環(huán)鏈 圓環(huán)鏈的接鏈環(huán)的結(jié)構(gòu)形式主要有以下幾種類型： 凸緣式接鏈環(huán)：由兩個半鏈環(huán)，一個卡塊由兩個半鏈環(huán)，一個卡塊及一個彈性圓柱銷組成。如圖 ， 鏈環(huán) 1 和卡塊 2 的兩端分別做有互相嵌合的榫頭和榫槽，卡塊從頂部裝進開口鏈環(huán)，再打入兩個開口彈性銷，組成整體。如圖 所示 鋼絲 4 用來銷緊，銷軸 2 傳遞載荷。 浙江科技學(xué)院本科畢 業(yè)設(shè)計（論文） 18 圖 凸緣式 圖 開口式 圖 鉸接式 在該裝置的設(shè)計中，還有一部分鏈節(jié)是專門設(shè)計制造的 ， 以用于安裝鏟斗 ， 如圖 中 3 所示 。 圓環(huán)鏈損壞形式及選擇 高強度的圓環(huán)鏈在各種場合發(fā)生的主要損壞形式是斷裂。 在鏈環(huán)未經(jīng)充分預(yù)拉時，很難發(fā)現(xiàn)熱處理及焊接缺陷。 當(dāng)單鏈牽引時： 1max QnFF k? （ 43） 當(dāng)雙鏈牽引時： 1max 2 QnFF k?? （ 44） 式中 maxF ——圓環(huán)鏈的最小破斷載荷（ N）； ? ——雙鏈牽引時的不均勻系數(shù)，一般取 ； nk ——安全系數(shù)，采煤機可取 ～ ；刮板輸送機可取 ～ 。為滿足鏈環(huán)節(jié)距伸長的需要，鏈窩長度 A稍大于鏈環(huán)長度 Δ，即 A=d+p+Δ。 該工作裝置中總共有三個圓環(huán)鏈鏈輪，均采用同樣的設(shè)計。 齒根圓弧半徑 ： 2 10 5R d m m m m? ? ? ? 鏈窩端部圓弧半徑 ： 3 0 . 5 ( 0 ~ 2 . 5 ) 0 . 5 3 4 ( 0 ~ 2 . 5 ) 1 7 ~ 1 9 . 5R b m m m m? ? ? ? ? ?， 取 3 18R mm? 。1 1 3 ( 1 c o s ) 2 9 . 5 5 ( 1 c o s 2 5 . 9 4 4 ) 3 1 . 1 6R R R m m m m? ?? ? ? ? ? ? ? 其中314a r c s i n a r c s i n 2 5 . 9 4 42 2 1 6LR? ?? ? ??。不論選用什么材料制造鏈輪，其心部必須調(diào)質(zhì)處理，使其硬度為 240～ 320HBS，而鏈窩及齒面的硬度則要 45～ 55HRC，需進行淬火處理，且淬硬層不小于 3mm。； ② 鏈窩底面的不平度不大于 l mm； ③ 鏈窩寬度中心線對理論鏈窩位置的不對稱度不大于 1 mm； ④ 如采用兩個半齒寬鏈輪并接，焊接為一整體，不得有影響輪齒嗆合的相對錯位。而該軸的設(shè)計主要是結(jié)構(gòu)設(shè)計與工作能力的計算兩方面的內(nèi)容。所以在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中下列幾個重要問題必須充分考慮 [14]。 圖 鏈輪軸的結(jié)構(gòu) ㈡ 軸上零件的定位 為了防止軸上零件在受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，這些零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進行周向和軸向的定位，以保證其準(zhǔn)確的工作位置。 當(dāng)軸上零件對所受的軸向力的值較大時， 常用軸肩、軸環(huán)、過盈配合等定位方式；受中等軸向力時，可采用軸套、圓螺母、軸端擋板、圓錐面、圓錐銷等方式定位；受較小軸向力時則可用彈性檔圈、擋環(huán)、緊定螺釘?shù)确绞?。常用的定位方法有過盈配合、鍵聯(lián)接、花鍵聯(lián)接、型面聯(lián)接、彈性環(huán)聯(lián)接等。 初步確定軸的直徑是通常在不知道軸的支反力的作用點，不能決定彎矩的大小與分布情況，因而還不能按軸所受的具體載荷及其引起的應(yīng)力來確定軸的直徑。則軸所需要傳遞的扭矩為： 0 2053 8 7 9 . 8 . 3 8 8 7 4 1 . 5 .22t dT F N m m N m m? ? ? ? ? 式中 tF ——作用在鏈輪上的圓周力； 0d ——鏈輪的節(jié)圓直徑。 則估算該鏈輪軸的最小直徑為 ： 33m in 5 5 3 8 8 7 4 1 .5 3 6 .1 5 235pTd m m m m? ?? ? ? 然而主動鏈輪軸的輸入端顯然是安裝聯(lián)軸器的，該處軸的直徑 0d ，如圖 。mm。在 1d 軸段上有軸承端蓋、軸承， 由于工作環(huán)境惡劣 可能還應(yīng)設(shè)計擋 環(huán) （圖 中未畫出），所以其長度需要綜合考慮。 此處主要考慮軸段與軸段間的軸肩高度不宜很長，以免應(yīng)力相對集中， 則 取 5 65d mm? ， 因此查手冊 GB/T8941986 取 4 62d mm? 。所以這些軸段的直徑和長度分別設(shè)計 成： 6 11l mm? ； 7 68d mm? ， 7 80l mm? ； 8 60d mm? ， 8 80l mm? ； 9 54d mm? ， 9 50l mm? 。 所有的軸段直徑和長度均已經(jīng)確定。若有彎矩作用，可用降低許用應(yīng)力的方法來考慮其影響。 稱為當(dāng)量彎矩； 為根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)。 對實心軸，式 (46)也可寫為設(shè)計式： 22311 0 ( )bpMTd ????? （ 48） 若計算的剖面有鍵槽，則應(yīng)將計算所得的軸徑 增大，方法同扭轉(zhuǎn)強度計算。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊查取軸承中心位置。 根據(jù)（式 48）公式計算安裝鏈輪處的軸徑為： 22311 0 ( )bpMTd ????? 22361 0 5 4 0 ( 0 .5 9 3 8 9 ) 0 .0 4 6 0 7 4 6 .0 76 0 1 0 m m m m m? ? ?? ? ?? （考慮轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化，取 1060 0 .5 9102bpbpM P aM P a?? ? ?? ? ?）。 1）確定危險截面 根據(jù)載荷的分布（如圖 中的彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖）、應(yīng)力集中和軸的結(jié)構(gòu)尺寸，很 明顯鏈輪寬度中心處的截面即為危險截面。 表 42 許用安全因數(shù) PS 值 選取條件 PS 載荷確定精確，材料性質(zhì)均勻 ～ 載荷確定不夠精確，材料性質(zhì)不夠均勻 ～ 載荷確定不精確，材料性質(zhì)均勻度較差 ～ ③ 所求危險截面的疲勞安全系數(shù) 由手冊公式可得 ： 2 2 2 24 . 1 2 1 3 . 3 6 3 . 9 44 . 1 2 1 3 . 3 6SSS SS?????? ? ??? 然 后 根據(jù)表 42 可知，許用安全因數(shù) PS? ～ ， 顯然 PSS? ，該軸的疲勞強度足夠。當(dāng)量直徑為： 441v zii iLdld?? ? （ 48） 浙江科技學(xué)院本科畢 業(yè)設(shè)計（論文） 31 式中： il ——階梯軸第 i 段的長度， mm； id——階梯軸第 i 段的直徑， mm； L——階梯軸的計 算長度， mm； z——階梯軸計算長度內(nèi)的軸段數(shù)。 其他零件設(shè)計計算 在前文中主要設(shè)計的計算是關(guān)于主要零部件的，其上的相關(guān)零件仍需要進行必要的計算和強度校核。根據(jù)安裝軸承處的軸徑為 1 10 45d d mm?? ，所以軸承內(nèi)徑為 45mm 。其中圓周力 1896tFN? ，徑向力為3792rFN? 。故當(dāng)量動載荷為 ： 11 1 .8 2 1 2 0 3 8 1 6pP K R N N? ? ? ? 3）計算所需的基本額定動載荷 兩端采用了相同的軸承，而且其相互對稱布置，所以受載也完全一樣，按下式計算所需的基本額定動載荷。10hL —軸承的預(yù)期壽命； n —軸的轉(zhuǎn)速 。39。 鍵的計算 鍵的計算和軸承一樣，同 樣是在設(shè)計軸的時候進行，進行鍵的強度計算校核后，若是發(fā)現(xiàn)強度不夠，就要考慮采用雙鍵或者其余承載能力和傳遞轉(zhuǎn)矩的能力更強的聯(lián)接。 由于軸徑為 4 65d mm? ，查手冊可得鍵的截面尺寸為： 1811? 。 5 0 1 8 3 2l l b m m m m? ? ? ? ?， 以及 鍵與輪轂的接觸高度0 .5 0 .5 1 1 5 .5k h m m m m? ? ? ?。 油缸銷軸與耳環(huán)的計算 ⑴ 銷軸的聯(lián)結(jié)計算 銷軸通常是雙面受剪（除特殊安裝外），為此直徑的計算可以按照下式進行計算： 浙江科技學(xué)院本科畢 業(yè)設(shè)計（論文） 34 pFd ?? （ 412） 式中 d —銷軸直徑； F —液壓缸輸出的最大推 力； p? —銷軸材料的許用切應(yīng)力，對于 45 號鋼， 70p MPa? ? 。 ⑵ 耳環(huán)的聯(lián)結(jié)計算 耳環(huán)是將活塞桿與工作裝置中油缸直接作用部分相聯(lián)結(jié)的結(jié)構(gòu)，必須具有一定的寬度和厚度才能保證聯(lián)結(jié)的可靠性。 耳環(huán)的其他尺寸按照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)查取即可。 耳環(huán)的寬度為： 38 0 . 4 3 1 0 2 1 . 62 8 1 3 2 . 5cPFE W m m m md ? ?? ? ?? 取為整數(shù)則 22EW mm? 。經(jīng)綜合計算，選擇了油缸的最大推力為 ，按（式 412）計算出直徑為： 30 .6 4 0 .6 4 8 0 .4 3 1 0 2 7 .170p Fd m m m m? ??? ? ? 為了使得活塞桿的剛性足夠，活塞桿直徑在計算結(jié)果的基礎(chǔ)上有所加大，所以需將該直徑加大兩倍，取 28d mm? 。2 0 0 0 2 0 0 0 3 8 8 7 4 1 . 5 6 8 7 56 5 5 . 5 3 2c c PT M P a M P a M P ad k l???? ? ? ? ??? 所以鍵的選擇是合適的。 2）校核鍵聯(lián)