《井巷用反挖式装载机铲装车设计说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《井巷用反挖式装载机铲装车设计说明书（25页珍藏版）》请在文档大全上搜索。
1、井巷用反挖式装载机铲装车设计说明书1.1 整机要实现的功能及主要参数确定整机要实现的功能是将爆破产生的矿石扒装到一个可沿机架升降的料斗中，料斗由液压装置驱动实现升降及倾倒，将矿石倒入转运矿车中。参照同类设备及矿洞的作业面大小，整机总体主要参数确定如下： 长×宽×高：4050mm×1580mm×1750mm轴距：1700mm轮距（前/后）：1390/1325mm扒装距离：2300mm整备质量：6800Kg额定载质量：12001500Kg1.2 整机功率计算 满足载行驶驱动要求(满载最高车速) 按最高车速确定的功率 式1-1 式中为总传动效率，取0.6 为总
2、质量，取8100Kg g为重力加速度，取9.8 f 为滚动阻力系数，取0.05 为空气阻力系数，取1.0 为最高车速，取3Km/h代入式1-1得P=5.5Kw注：总传动效率是按传动路线确定的，本机行驶驱动路线是：电动机主液压泵液压马达减速机车桥。主液压泵和液压马达的传动效率取0.9，减速机和车桥的传动效率取0.85，故总传动效率=0.9*0.9*0.85*0.85=0.61.2.2 满足工作装置要求确定的功率工况分析：工作装置由扒装机构和料斗升降倾卸机构组成，二者不会同时工作，扒装机构最大功率状态是当扒斗油缸和斗杆（小臂）油缸在额定 压力下（16MPa）同时快速（设定为150mm/s）推出时；
3、料斗升降机构最大功率状态是料斗快速上升时，以下分别计算上述2种状态所需功率。a 扒装机构所需功率P1=（F1+F2）*V =（A1+A2）*p*V （式1-2） 其中F1为扒斗油缸推力，F2为斗杆油缸推力； A1为扒斗油缸无杆腔面积=3.14*63*63/4=3115.7mm A1为扒斗油缸无杆腔面积=3.14*70*70/4=3848.5mm p为额定压力=16MPa V=150mm/s代入式1-2得P1=16.7Kwb 料斗升降机构所需功率P2=G*sin*/ （式1-3） 其中G为料斗及矿石总重,设计值2800Kg 为料斗升降架倾角,设计值35° 为料斗升降速度，设计取值200
4、mm/s 为升降机构传动效率，取0.8 代入式1-3得P2=4Kw按以上功率计算值，考虑一定的富余量，最终选用22Kw电机作为整机动力源。1.3 主液压泵选择计算工况分析：本设备的主液压泵为整机的液压动力源，通过多路换向阀驱动各执行油缸动作及液压马达旋转。整个设备的液压执行元件工作压力在1016MPa之间，流量最大状态是当斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作或液压马达高速旋转时。 参照同类设备，选用50-20双联齿轮泵为本机液压动力源，由电动机直联驱动， 型号：CBQLQ-F550/F525-AFP，额定压力：20MPa 额定排量：50/25（ml/r）系统压力P0=P··60/
5、Q=22×0.9×60÷67=18(MPa)式中 P 电动机功率 机械效率 Q 最大流量n 齿轮泵额定转（因为电动机、齿轮泵同轴安装所以转速相等）最大流量Q=V·n·/1000=50×1460×0.92÷1000=67 L/min式中 V 主泵公称排量 n 电动机额定转速 容积效率斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作，校核主泵流量：依据油缸工作时流量计算公式，有：式中：v -油缸活塞杆运动速度，=6m/min -延伸油缸无杆腔作用面积，根据公式依次得:1 扒斗油缸最大所需流量： 扒斗油缸: 故： 2 小臂油缸最大所需流量
6、：小臂油缸： 故： 综上所述，斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作时最大流量：此条件下的最大流量，所以主泵的流量能够保证斗杆油缸和动臂油缸同时快速动作。1.4 行走马达及料斗升降马达选择计算1.4.1 行走马达的选用已知整车满载总质量ma=8100kg,行走速度Vmax=1km/h,车轮直径D=0.59m,整车最大爬坡角度= 20°,根据条件选择合适驱动马达。（重力加速度,滚动摩擦系数）1 .驱动马达在最大压力条件下需要流量： （式1-4）式中：-实心轮胎最大转速， -整车驱动扭矩，-驱动马达效率，。故2 .驱动马达最大排量： （式1-5）-驱动马达输出轴转速，式中,减速器传动比；驱动桥传
7、动比故3 .驱动马达最大扭矩：综上所述，所选驱动马达主要技术参数如下：排量流量转速压力扭矩130mL/r75L/min576r/min16MPa315N.m1.4.2 料斗升降马达的选用 已知料斗盛满矿石总质量m=2800kg,料斗升降最大速度Vmax=300mm/s,传动齿轮半径R=0.06m,料斗传送倾角=35°，选择合适升降马达满足工作条件。（重力加速度 ）1 .升降马达在最大压力条件下所需流量： （式1-6）式中：-升降马达齿轮盒齿轮转速，因齿轮与驱动马达同轴，故 -料斗升降马达最大传输扭矩，因齿轮与驱动马达同轴，故-升降马达效率，。故2 .升降马达最大排量： （式1-7）故
8、综上所述，选择升降马达技术参数如下:排量额定压力额定扭矩转速范围0.664L/r16MPa1572N.m2-250r/min1.5减速机选择计算 减速机选择要满足最高车速和最大爬坡度要求，行走驱动路线：行走马达减速机车桥车轮 已知：车轮滚动半径R=0.29 m 行走马达输入转速=576720r/min 车桥减速比=5.833 当整机以km/h行驶时，车轮转速：n=000/3.14*2*0.29*60 =27.4r/min 则：减速机减速比=576720/5.833*27.4= 4.5 （实际为8.23）最高车速达不到km/h1.6最大爬坡度校核最大爬坡度设计值定为：25°此时作用到车
9、轮上的驱动力FG*cos25°+G*sin25° 驱动扭矩TF*R其中G=8100Kg；=0.05；R=0.29m 代入上式得：F37903N，T10992Nm车轮上的实际扭矩Ts=行走马达输入扭矩* =295*5.833*8.23*0.65 =9205Nm 略有不足，应将最大爬坡度改为20°1.7 额定装载容积校核料斗容积装载量料斗容积（如图1）DDBAE图1其中 V 料斗容积 S 标面侧面积 L 料斗内侧宽度 V0 料斗装载量1)已知L为736mm AB=410mm AE=407mm BC=1410m DE=900mm A=75°,BEBC因为V=S
10、·L, S=SABE+S梯BCDE=AB·AE·sinA+(BC+DE)×BE又因为其中要用到BE,所以先算BE因为BE= = =500所以S=×410×407×sin75°+(1410+900)×500 =×410×407×0.97+×2310×500 =80932+577500 =658432 0.66m2所以V=0.66×0.736 0.49m3即料斗容积为0.49m32)已知容积效率为0.86因为V0=V·把1）中V的值代入得：
11、V0=0.49×0.86 0.42m3即料斗装载量约为0.42 m3第二章 整机稳定性计算2.1 整车的质心位置及轴荷分配计算图2-1 铲装车结构图1、底盘总成 2、升降架总成 3、龙门架总成 4、扒装机构 5、料斗总成 6、液压系统 7、电气系统 （1）计算质心位置当总体布置基本完成以后，即可计算整车的质心位置。整车质心的横向坐标考虑到整车结构的左右对称性，后续计算按整车质心位于整车横向中心对称面上。整车质心的纵向坐标以及高度坐标以车辆前轮与地面接触点为坐标原点，x轴正方向与车辆行驶方向相反，y轴正反方向垂直向上，见图2-1。表2-1 铲装车各总成质心位置序号总成名称Mi（kg）X
12、i(mm)Yi(mm)1底盘总成2605 920 3622升降架总成1150 360 10003龙门架总成 613 577 9634扒装机构 -860 736 -1055 14085料斗总成 1088 -730 4996液压系统280 330 10707电气系统701100 10508空载时整车(17项合计)6542 9驾驶员65950124010最大装载质量1500-75070011满载时整车质量（810项合计） 8107 注：表中料斗总成的质心数据是其位于车辆前端装料状态时的数值。根据上表可以计算空载和满载时整车质心距前轴中轴线的水平距离以及距地面的高度，由下式计算： （2-1） (2-2
13、)式中：-第i个总成的质量，kg; -第i个总成的质心到前轴中心的水平距离，mm； -第i个总成的质心距地面的高度，mm; -整车质心到前轴中轴线的水平距离，mm; -整车质心高度，mm。首先将16项的数据代入（2-1）式可计算出空载时（且料斗位于车辆前端装料位置）整车的质心距前轴中轴线的水平距离，得：=269mm 将89项的数据代入（2-1）式可计算出满载时（且料斗位于车辆前端装料位置）整车的质心距前轴中轴线的水平距离，得：=95mm当料斗位于车辆尾端卸料位置时，其质心位置为x=1790,y=2515,同理按上述方法计算出整车的质心距前轴中轴线的水平距离=688mm，=896mm整车质心距地
14、面的高度对于整车质心距地面的高度，将111项的数据代入（2-2）式可计算出空载时整车的质心距地面的高度，得： =708mm将1011项的数据代入（2-2）式可计算出满载时整车的质心距地面的高度，得： =733mm当料斗位于车辆尾端卸料位置时，其质心位置为x=1790,y=2515,同理按上述方法计算出整车的质心距地面高度=1043mm =1333mm（2）轴载质量分配计算： (2-3) (2-4)式中：L-轴距，1700mm; -前轴轴载质量，kg; -后轴轴载质量，kg; -整车质心到前轴中心的水平距离，mm;将已知数据代入上面（2-3）式可计算空载时整车前轴轴载质量，得：=5507kg将已
15、知数据代入上面（2-4）式可计算空载时整车后轴轴载质量，得：=1035kg因此，空载时前轴负荷率为：空载时后轴负荷率为：将已知数据代入上面（2-3）式可计算满载时(料斗在前)整车前轴轴载质量：=7654 kg 前轮超载将已知数据代入上面（2-4）式可计算满载时(料斗在前)整车后轴轴载质量：=453 kg同理计算可得满载（料斗在尾端卸料位置时）整车前轴轴载质量：=3245kg整车后轴轴载质量：=4273Kg因此，满载时前轴负荷率为： 前轮超载满载时后轴负荷率为：2.2稳定性的计算（1）上坡极限翻倾角空载时： arctan63.7°满载料斗在前端时： arctan66.2°满载
16、料斗在尾端卸料时：arctan=31°（2）下坡极限翻倾角空载时： arctan20.8°满载时料斗在前端时： arctan7.4°满载料斗在尾端卸料时：arctan=34°（3）横向侧翻极限倾翻角 arctan空载时： arctan=43°满载时料斗在前端时： arctan=42.9°满载料斗在尾端卸料时：arctan=26.4°第三章 工作装置计算3.1扒装机构参数计算摇臂旋转角度(如图3-1)图3-1其中AB为扒装距离，DE为小臂油缸距离1）已知ACB=97° AC=BC=1576mm,求AB的长度因为 AB
17、= = = = =2360 mm即扒装距离约为2360mm2）已知DCE=97° CD=CE=320MM,求DE的长度 因为DE= = = = = mm即小臂油缸行程距离约为479mm扒装面积如图3-2CBhAD图3-2已知AB=2300mm CD=500mm h=题1）中AB的长为2360mm因为 S=(AB+DC)×h =(2300+500)×2360 =1400×2360 =3300000mm2即扒装面积为3.3m23.2卸装机构参数计算 摇臂器旋转角度如图3-3图3-3其中A 摇臂器旋转角度已知AB=AC=590mm BC=572mm因为COSA
18、= = = =所以A即摇臂器旋转约58度油缸旋转角度如图3-3其中D 为油缸旋转角度已知DE=550mm,DF=869mm,EF=475mm,因为COSD= = =所以D300即油缸旋转角度约为300油缸的伸缩差其中M为油缸的伸缩差DE 为原油缸长度DF 变长后的长度因为M=DF-DE=869-550=319mm即油缸的伸缩差为319mm，所以油缸在设计过程中长度比原油缸长度多出或等于319MM。3.3料斗最大卸料高度如图3-4图3-4即：料斗最大卸料高度(设计值)=1730mm，实际工作时受矿洞高度限制可能达不到此数值。 第4章 主要结构件强度校核4.1 斗杆（小臂）反铲挖掘机斗杆的强度主要
19、由弯矩控制。取以下两个工况位置进行强度校核。工况一（用斗杆油缸扒装，扒斗油缸和动臂油缸闭锁）如图4-1所示：a.动臂位于最低(动臂液压缸全缩)；b斗杆液压缸作用力臂最大(斗杆液压缸与斗杆尾部夹角为90°)；c铲斗斗齿尖位于F、Q两铰点连线的延长线上，即F，Q，V三点共线；d各构件重量忽略不计 。图4-1此时以斗杆和扒斗整体为研究对象，对F点取力矩平衡则有：Fw*1623=F1*320Fw=61570*320/1623=12139N再以扒斗为研究对象，其受力简图见图4-2 图4-2对Q点取矩得：Fg*229= Fw*690 Fg=12139*690/229=36576N式中Fg为连杆H
20、K对扒斗的推力，此力作为后续连杆强度校核的依据。同理求得工况一状态下扒斗油缸闭锁力F2=36447N，斗杆N点受力Fn=2900N,F点受力Ff=73687N，具体见图4-3 图4-3初步设定截面1、截面2、截面2为危险截面，截面数据见图4-4 图4-4截面1处弯矩M1=F1*245=15084650Nmm 弯曲应力=M1/272703=55.3MPa 剪力Q=61570N 剪应力=61570/10647=5.8MPa截面2处弯矩M2=F1*320=19702400Nmm 弯曲应力=M2/424745=46.4MPa 剪力Q=61570N 剪应力=61570/14151=4.4MPa截面3处弯
21、矩M3=F1*320=10087509Nmm 弯曲应力=M3/288433=35MPa 剪力Q=12520N 剪应力=12520/13049=0.95MPa工况二（用扒斗油缸扒装，斗杆油缸和动臂油缸闭锁）如图4-5所示：a.动臂位于动臂液压缸对铰点c有最大作用力臂处；b斗杆液压缸作用力臂最大；c铲斗位于发挥最大挖掘力位置(连杆机构传动比最大)。 图4-5Fw=F2*i其中i为连杆机构传动比，推导计算如下：如图所示， Q点为扒斗与斗杆的铰点，v点为扒斗的斗齿尖点，K点为连杆与扒斗的饺点，N点为摇杆与斗杆的铰点， H点为摇杆，油缸与连杆的铰点。1）传动比计算利用上图，可以知道求得以下的参数：铲斗油
22、缸对N点的力臂r1=NH×sinGHN 其中, NH和HG由设计时确定。连杆HK对N点的力臂r2=NH×sinKHN其中：KHN=NHQ+KHQ , FN,NG,GF均在设计中得到。HK,QH均在设计中得到连杆HK中的力对Q点的力臂为r3 = l24×sinHKQ 挖掘阻力对Q点的力臂为r4=l3=QV连杆机构传动比i = （r1×r3）/（r2×r4） 显然上式中可知，i是铲斗油缸长度L3(即GH)的函数，用L3min代入可得初传动比i0，L3max代入可得终传动比iz。 用上述方法计算出图4-2状态传动比i=0.33，Fw=49876*0.
23、33=16459N此工况下斗杆各点受力见图4-6 图4-6截面1处弯矩M1=F1*245=20625570Nmm 弯曲应力=M1/300127=68.7MPa 剪力Q=84186N 剪应力=84186/10647=7.9MPa截面2处弯矩M2=F1*320=26939520Nmm 弯曲应力=M2/440928=61MPa 剪力Q=84186N 剪应力=84186/14151=5.9MPa截面3处弯矩M3=2404147Nmm 弯曲应力=M3/288433=8.3MPa 剪力Q=17172N 剪应力=17172/13049=1.3MPa比较以上数据得出工况二情况下斗杆截面1应力最大，按第4强度理
24、论，其所受合成应力为： =70MPa斗杆材料为Q345，其屈服极限，取安全系数为2，许用应力=345/2=172.5MPa < 故满足强度要求4.2 动臂动臂受力工况同斗杆受力工况2，计算出其各点受力大小及方向，见图4-7 图4-7 以截面1和截面2为危险截面，截面数据见图4-8 图4-8截面1处弯矩M1=9266810Nmm 弯曲应力=9266810/270603=34MPa 剪力Q=25045N 剪应力=25045/13649=1.8MPa 轴向力N=97616N轴向应力97616/13649=7.2MPa按第四强度理论：和应力 =41.3MPa截面2处弯矩M2=3690360Nmm
25、 弯曲应力=3690360/119455=31MPa 剪力Q=34308N 剪应力=34308/8406=4MPa 轴向力N=26798N轴向应力26798/8406=3.18MPa按第四强度理论：和应力 =34.8MPa动臂材料为Q345，其屈服极限，取安全系数为2，许用应力=345/2=172.5MPa < 故满足强度要求4.3铲斗连杆、销轴4.3.1 铲斗连杆 铲斗连杆工作时受压力，最大值Fmax=50035N ,其截面积A=1344mm最大压应力=50035/1344=37.2MPa, 满足强度要求4.3.2 铲斗销轴铲斗销轴工作时受剪切力，最大值F=49876N，销轴直径30。
26、最大剪切应力=49876/3.14*15*15*2=35.3MPa，满足强度要求4.4 升降架主销轴当开动车辆用料斗铲装石料时，升降架主销轴承受剪切破坏，剪切力等于F=K*Fq 式中K为冲击系数（取1.5），Fq为车辆最大牵引力=M* （最大附着系数，取0.8） 则：F=1.5*66070*0.8=79284 N升降架主销轴直径50剪切应力=79284/3.14*25*25*2=20.2MPa满足强度要求4.5 油缸座整车因结构限制比较薄弱且受力大的油缸座是斗杆油缸尾座，其结构及受力状态见图4-9。危险截面为B截面，弯矩W=84186×39=3283254Nmm 剪切力Q=84186
27、N 弯曲应力=3283254/29645=110.7MPa 剪应力=84186/2310=36MPa按第四强度理论：和应力 =127MPa油缸座材料为Q345，其屈服极限，取安全系数为2，许用应力=345/2=172.5MPa < 故满足强度要求参考文献1夏兆沂.LG670小型挖掘机结构强度刚度分析D.长春:吉林大学,2009:1-10.2 孔德文,赵克刚,徐宁生.单斗液压挖掘机M. 北京:化学工业出版社,2007:19-29.3 康海洋. 液压挖掘机动臂结构动态分析D.长沙: 长沙理工大学,2007:6-18.4 任友良.液压挖掘机工作装置结构性能分析D.杭州:浙江大学,2010:9-
28、22.5 同济大学.单斗液压挖掘机M.第二版.北京:中国建筑工业出版社,1986:50-95.6 荣洪均.液压挖掘机反铲工作装置整机理论复合挖掘力的计算模型及其应用研究D.重庆:重庆大学,2007:35-37.7 刘本学.液压挖掘机反铲工作装置的有限元分析D.西安:长安大学，2003.8 张凤山,张春华.挖掘机实用维修手册M.北京:机械工业出版社,2008:1-8.9 冀谦.小型液压挖掘机斗杆与铲斗回路分析与可控性研究D.长沙:中南大学,2008:1-610 郑家坤.基于虚拟样机的挖掘机工作装置的设计与仿真D.西安: 西南交通大学,2008:39-41.11 李宏.沃尔沃挖掘机机构构造原理及拆装维修M.北京:化学工业出版社,2010:276-286.12 张凤山.加藤挖掘机构造与维修M.北京:人民邮电大学出版社,2010:65-78.13 郭克刚.挖掘机工作装置变量化3D建模与CAD研究D.太原:太原科技大学,2008:18-32.14 罗迎社.材料力学M.武汉:武汉理工大学出版社,2007.15 成大先.机械设计手册.连接与紧固M.北京:化学工业出版社,2004.
