【正文】 輸過程中存在的一個普遍問題。取得 了 明顯的經濟效益。 四、機械清車機 機械清車機利用電動機帶動清掃器在礦車車箱 內轉動清除車底的粘結 第 3 頁 物。 1987 年 5 月，徐州礦山機械廠和中國礦業(yè)大學共同研制的適用于 U型礦車的 YLQ型液壓螺旋式清車機通過了部級技術鑒定。由于縱內行走液壓缸的缸體與縱向行走的軌道架連接，而活塞桿與上車 架 連接，因此 通過 操作換向閥， 使 液壓 油 進入壓力 缸 ，使活塞作往復運動以帶動清車機前進或后退。然后操縱 橫向 換向閥，壓力油進入液壓缸， 橫向 液壓缸作往復運動， 使截盤沿礦車往復截割，并可配合 仰俯 換向閥，可使截盤上下擺動，直到全部清理干凈為止。 1） 設計出的整機礦車清車機要能夠在控制系統(tǒng)的控制驅動下，準確實現(xiàn)預定動作，完成設計任務； 2） 設計出的 整機礦車清車機結構尺寸要合理，要具有良好的工藝性，方便制造，方便安裝。制約因素較少； 8） 液壓傳動中，由于功率損失所產生的熱量可由流動著的由帶走，所以可避免在系統(tǒng)某些局部位置產生過度的溫升。所謂機電一體化技術，是機械工程技術吸收微電子技術、信息處理技術、傳感技術等形成的一種新的綜合集成技術。 圓盤結構分類：圓盤式、滾筒式等。 下圖為礦車清車機臂部俯仰動作結構示意圖。 當壓力油進入無桿腔時，對活塞產生的推力 39。缸體外形長度還要考慮端蓋的厚度。 設計選用： O 型密封圈，其截面結構簡圖如 下 圖 所示。 適用范圍廣。 1）異步電機和直流電機的驅動特點 ① 輸出功率較大 ② 控制性能差 ③ 成本低，使用維修方便。 ? )確定接觸應力 ? ?H? ? ?H? = lim1minNHS??? 查手冊得小齒輪接觸疲勞極限 lim1H? =700 Mpa 大齒輪 接觸疲勞極限 lim2H? =550Mpa 接觸強度壽命系數 N? ，應力循環(huán)系數 N 由下式決定： 1? = 160 hnjL =60? 300? 1? 10? 300? 12= ? 2? = 260 hn jL =60? 100? 1? 10? 300? 12= ? 查手冊 得 1N? =1 2N? = 取接觸強度最小安全系數 minS? =1 則 ? ?1H? =700? 1=700 paM ? ?2H? =550? =577 paM 第 31 頁 ?? )確定許用彎曲應力 ? ?F? ? ?F? = limminF NXF YYS? 彎曲疲勞極限 limF? ，查手冊取 lim1F? =378Mpa， lim2F? =294 paM 彎曲強度壽命系數 NY ，查手冊取 1NY = 2NY =1 彎曲強度的尺寸系數，查手冊（取模數 m ? 5mm）取 XY =1 彎曲強度最小安全系數，取 minFS = 則 ? ?1F? =378? 1? 1/=386 paM ? ?2F? =294? 1? /=210 paM (2)齒面接觸疲勞強度設計，計算 確定齒輪傳動精度等級， tV ? 7 /ms，查取手冊選取小輪大端公差組等級為 7 級。 查表 取 A=102 3m in 6 .1 41 1 0 4 3 .4 m m100d ?? （ 3）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 齒輪軸受力下圖所示， 求軸承反力 H 水平面內 21 434 / 2 217 R N? ? ? V 豎直面內 12= 158 2 / 2 791VVR R N?? 求彎矩圖 水平面內彎矩的計算 217 72 156 .5HM Nm? ? ? 第 38 頁 垂直面內彎矩的計算 791 72 57VM N m? ? ? 彎扭組合的計算 則 22 1 6 6 .5HVM M M Nm? ? ? 查表 101 由 2735 /b N mm? ? 得 ? ? 21 26 0 /b N m m? ? ? ， ? ? 21 72 /b N m m? ? ? ， ? ? 20 12 6 /b N m m? ? 第 39 頁 折算系數 ? ?? ?1073 0 .5 8124bb?? ??? ? ? 取 ?? 當量彎矩 22()eM M T??? 2 2 2 2( ) 1 6 6 .5 ( 0 .6 5 8 6 .8 ) 3 8 9 .5caM M T Nm Nm?? ? ? ? ? ? ? （ 4）驗算危險截面強度 由圖知齒寬中點處受的彎矩最大，則 3 2ca33 8 9 . 5 1 0 / m m = 1 4 . 2 / m m0 . 1 6 5ca M NNW? ??? ? 滿足強度要求 軸承的設計計算 （一） 減速箱輸入軸軸承的設計計算 查設計手冊， 6209 軸承的主 要性能參數（ GB/T27694）為： C=， OC = 1）計算軸承支反力 H 水平支反力： H1 H2R =R =0 V 垂直支反力： nV 1 V 22 2 201 .5d c os 90 c os 20R =R = = = = 238 2 2TFN??? 2) 計算軸承所受的軸向載荷 1A=0 ， 2A=0 3) 計算軸承所受當量動載荷 11A R =0 ，查表 1x=1 ， 1y=0 1P = 22A R =0 ,查表 2x=1 ， 2y=0 第 40 頁 2P = 4) 計算軸承壽命 取溫度系數 1f=1 故 36 6 3th f1 0 1 0 3 1 . 5 1 0L = = = 1 2 8 3 8 2 . 5 h6 0 n 6 0 3 0 0 2 3 8 2 . 6CP????? ? ???? ????? （二） 減速箱輸出軸軸承的設計計算 查設計手冊， 6212 軸承的主要性能參數（ GB/T27694）為： C=， OC = 1）計算軸承支反力 H 水平支反力： H1 H2R =R =0 V 垂直支反力： nV 1 V 22 2 586 .8d c os 270 c os 20R =R = = = = 231 2 2TFN??? 2）計算軸承所受的軸向載荷 1A=0 ， 2A=0 3）計算軸承所受當量動載荷 11A R =0 ，查手冊得 1x=1 ， 1y=0 1P = 22A R =0 , 查手冊得 2x=1 ， 2y=0 2P = 4) 計算軸承壽命 取溫度系數 1f=1 故 36 6 3th f1 0 1 0 4 7 . 8 1 0L = = = 1 4 7 1 3 5 7 . 5 h6 0 n 6 0 1 0 0 2 3 8 2 . 6CP????? ? ???? ????? 第 41 頁 鏈傳動的設計計算 鏈輪和鏈的設計計算 1）選擇鏈輪齒數 12z=z 小鏈輪齒數 1z 估取鏈速為 ～ 8m/s 取 1z=19 大鏈輪齒數 2z 21z z 19 1 19i? ? ? ? 2）確定鏈節(jié)數 Lp 初取中心距 0a =40p ，則鏈節(jié)數為 20 1 2 1 202L= 22P a z z z zppa?????? ???? = 21 9 1 9 1 9 1 91 0 0 6 422?????? ???? =119 3）確定鏈節(jié)距 p 載荷系數 Ak 查手冊得 ? 小齒輪齒數系數 Zk 查手冊估計為鏈板疲勞，取 Zk =1 多排鏈系數 mk 查手冊得 mk = 鏈長系數 Lk 查手冊得 Lk = 由mZ1 .3 6 .0 8= = 2 .8 51 1 .1 1 2 .5ALKPP K K K ?? ?? 根據小鏈輪轉速 1n 和 0P ,從手冊查取鏈條型號 鏈條型號為 16A p= 4）確定中心距 a 第 42 頁 由式 221 2 1 2 2 1ppz +z z +z z zpa = + 84 2 2 2LL ???? ? ? ? ? ??? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ??? = ? ? 22 5 .4 1 1 9 1 9 1 1 9 1 94 ??? ? ????? =1270 5）驗算鏈速 v 11 1 9 1 0 0 2 5 . 4 0 . 8 0 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0z n pv m s??? ? ??? 6)計算壓軸力 鏈條工作 拉力 F F= 6 . 0 81 0 0 0 = 1 0 0 0 = 7 5 6 2 . 2 Nv 0 . 8 0 4P ? 壓軸力系數 QK ? 壓軸力 = 1 .2 7 5 6 2 .2 N = 9 0 7 4 .6 4 N K F?? 7）鏈輪分度圓直徑為 = = = 154 .3 m m180 180si n si n19 19P 鏈輪齒頂圓直徑 a 1 8 0 1 8 0d = p 0 . 5 4 + c o t = 2 5 . 4 0 . 5 4 + c o t = 1 6 5 . 9 m m1 9 1 9? ? ? ?? ? ? ?? ? ? ? f1d =d 1 5 4 .3 1 5 .8 8 1 3 8 .4 2a d m m? ? ? ? 鏈傳動輸入與輸出軸的設計計算 （一） 鏈傳動輸出軸的設計計算 （ 1）計算作用在鏈輪上的作用力 轉矩 5 .59 5 5 0 = 5 2 5 .2 5100T N m?? 圓周力 tF = 312 / 2 52 5 10 / 15 68 08mT d N? ? ? ? 徑向力 0ta n 68 08 ta n 20 24 78rtF F N?? ? ? ? （ 2）初步估算軸的直徑 第 43 頁 選取 40rC 作為軸的材料，調質處理 由式 3 PdAn?計算軸的最小直徑并加大 3%考慮鍵槽的影響。r^(1): 最高轉速 : 2400 最低轉速 : 100 最大 輸出轉矩 /N 電力驅動裝置 第 26 頁 電力驅動是以電機為動力源。作為傳力介質的液壓油，其可壓縮性不大（高壓研究動態(tài)性能時不可忽略），能傳遞的壓力大。 法蘭連接結構形式簡圖 3. 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構采用：端蓋整體式直接導向。 （ 2）額定壓力 np 也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生： ?np （ ～ ） rLp 1 ????? DDp SrL ? MPa （ ～ ） rLp =（ ～ ） ? =（ ～ ） MPa ﹥ np = MPa 式中 rLp — 缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力， MPa； （ 3）驗算缸筒徑向變形 D? 應處在允許的范圍內： D? = )(221221 ???? DD DDEDp r () 式中 rp — 缸筒耐壓試驗壓力， MPa，設計取 rp = MPa； E — 缸筒材料的彈性模數， MPa，設計取 310210??E MPa； ? — 缸筒材料的泊松比，鋼材： ? =； 將已知各數據代入上式 ()，求得 D? ： ) 8095(210000 2222 ??????? D = mm 查手冊，變形量 D? 沒有超出密封圈的允許范圍。參考同類設計，初定液壓缸 的工作壓力為 1p = MPa。 對于礦車清車機臂部或機身的承載能力，通常取決于其剛度。此外，還要考慮要適應工作環(huán)境提出的特殊要求，如耐粉塵、耐腐蝕、能承受沖擊力、防爆等。各液壓缸的各密封處的密封件也要嚴格按照密封條件選取。相比較其他的