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液压绞车的总体设计

液压绞车的总体设计 液压绞车总体布置设计 井下巷道狭窄,因此,绞车滚筒与液压马达沿着巷道一侧垂直煤壁布置,乳化液箱、乳化液泵和电动机则沿同一
 液压绞车总体布置设计  井下巷道狭窄,因此,绞车滚筒与液压马达沿着巷道一侧垂直煤壁布置,乳化液箱、乳化液泵和电动机则沿同一侧平行煤壁布置。此布置有利于绞车在井下工作并且能节省空间。如图2-1所示:
 
液压绞车布置图
1滚筒 2液压马达 3阀组 4乳化液箱  5乳化液泵 6电动机
图2-1  液压绞车布置图  
 
2.2  液压管路的布置设计  液压绞车的油管主要采用无缝钢管、紫铜管和耐油橡胶软管三种形式。本设计主要采用高压橡胶软管能够吸收液压冲击和震动,管路布置时在满足各个部件的联接的前提下尽可能的减少管路的长度。为了提高绞车灵活性和快速性大量的采用了快换接头大大的提高了绞车的可移动性。管路布置如上图2-1所示。  
 
2.3  减速器总体设计  减速器是原动机和工作机之间的独立闭式传动装置,用来降低转速和增大扭矩,以满足工作需要。井下空间狭窄为使绞车体积减小,结构紧凑,其减速机构采用了两组内齿轮传动副和一组行星轮系,并将其装入滚筒体内。马达轴半伸入滚筒端部。在绞车内部各个转动处均采用滚动轴承支承,使绞车运转灵活[6]。  滚筒由铸钢制成,其主要功用:在滚筒面上缠绕钢丝绳以牵引负荷;在滚筒的制动盘上安装液压盘闸,用来操纵绞车的运行或停止。  
液压绞车减速器结构
减速器结构 如图2-2所示:
 
2.4  液压盘闸的总体设计  液压盘型制动闸用螺栓固定在支座上,它的工作原理是用油压松闸,弹簧力制动。当制动时,在蝶形弹簧的作用下,迫使活塞向前移动,通过调整螺钉,活塞杆将滑套推出,使制动块与滚筒上的制动盘接触,产生制动[7]。  当油缸内充入压力油后,压力油推动活塞向后移动,压缩蝶形弹簧,并通过调整螺钉带动活塞杆向后移动,此时在两个弹簧的作用下,通过螺钉使制动块也向后移动,离开制动盘实现松闸。转动放气螺栓,可排除油缸中存留的气体,以保证制动闸能灵敏的工作。盘型闸有时可能有微量的内泄,此内泄可起到滑套与支座间的润滑作用。但长时间可能存油过多,因此应定期从放油螺栓处放油[8]。如图2-3所示:
 
液压绞车液压盘闸结构
图2-3  液压盘闸结构
 
2.5  乳化液泵站的选择  表2-1  泵站主要参数  乳化液泵 乳化液箱  电动机
 公称压力MPa16   功率kW37
  公称流量L/min80  容积L640  转速r/min1480
  乳化液泵站由乳化液泵和乳化液箱组成,主要为综合机械化采煤工作面  液压支架、普采工作面单体液压支柱和其他以液压为动力的机械提供动力源。由设计参数泵站压力MPa20P和泵站流量L/min80Q,选择乳化液泵的型号:2080/BRW。乳化液箱的型号:640RX,组成乳化液泵站。与之相配套的电动机为三相交流卧室防爆电动机型号:30DYB [9]。乳化液泵站的主要参数:如表2-1。  2.6  钢丝绳的直径选择和容绳量验算  2.6.1钢丝绳直径选择  根据与常见煤矿井下绞车滚筒直径比较,取本设计滚筒直径 mm360D,滚筒宽度mm400B,滚筒深mm140h钢丝绳绳速
 
ν, 容绳长度m200L,液压支架与底板的摩擦系数为6.0,液压支架重量为t20m。   N 1176008910002060..mgF  式中F—钢丝绳牵引力,    取钢丝绳的抗拉强度2 N/mm 1520=Bσ,在满足拉力并留有少量拉力余 量的情况下尽量减小钢丝绳的直径,查钢丝绳规格表5151520196.-特-镀锌-右交叉捻,其技术特征为:钢丝绳直径mm5.151D,绳中最粗钢丝直径mm0.1=σ,钢丝绳全部钢丝断裂力总和N368500dQ,每米重 N/m 475.8=p。  2.6.2容绳量的验算  mm4.113036014.3Dl  式中l—滚筒一圈的容绳量,mm 
                 4.265 .154001DBn,取整26n 式中n—滚筒容绳圈数                 mm29390264.11301nll 式中1l—钢丝绳一次缠满滚筒的长度,mm
  8.629390 2000001 2 lLn 取整72n  式中2n—钢丝绳缠绕圈数  mm140mm5.10875.15 滚筒容绳量满足要求。  2.7  液压马达的选择
  2 DF M
=mN141122 36.0117600   式中M—滚筒负载力矩,mN  F—钢丝绳牵引力,N
  60 2rnπν=   式中n—绞车滚筒的转速r/min
  r/min 6.618 .014.32125.060π2ν60=×××= = r n  煤矿液压马达一般转数在r/min
i  根据与常见煤矿井下绞车减速比比较:取41i
  m N1.34441 141122 2   i MM   式中2M—液压马达输出扭矩,mN  1n=in=r/min62704166..  式中 1n—液压马达转数,r/min 
液压马达理论排量Mm PMq2 8.62
= ml/r 7.11395 .02001.3448.62=×× 式中 P—系统工作压力,Pa  Mmη—液压马达的机械效率 查机械设计手册取. 0=Mmη  
液压绞车实际牵引力:N 1741112 36 0419402 1  ./DTiF  式中T—液压马达转矩,mN     i—总减速比     D—液压绞车滚筒直径,m  由于乳化液泵站的工作压力为MPa20,所以选择的液压马达额定压力最小为MP20并且由以上计算查《机械设计手册》第四卷,选取液压马达型号为630322.QJM。  该型马达具有重量轻、体积小、调速范围大、可有级变量、工作可靠、寿命长等一系列优点。目前已应用于矿山工程、起重运输、冶金重型、船舶、机床、轻工注塑、地质探勘等部门。   QJM型液压马达结构上主要特点:该型马达的滚动体用一只钢球代替了一般内曲线液压马达所用的两只以上滚轮和横梁,因而结构简单工作可靠、体积重量显著减少。运动付惯量小,钢球结实可靠,故该型马达可以在较高转速和冲击负载下连续工作。摩擦付小,配油轴与转子内力平衡,活塞付具有静压力平衡和良好润滑条件,并采用软行塑料活塞密封高压油,因而具有较高的机械效率和容积效率。该型马达具有二级和三级变量排量,因而具有较大的调速范围。机构简单,拆修方便,对油清洁度无特殊要求,油的过滤精度可按配套泵的要求选定。该系列标准型液压马达的出轴一般只允许承受扭矩,不能承受径向和轴外向力、ZQJM型液压马达的出轴可承受径向和轴外向力。TQJM型马达,中心具有通孔,转动轴可以穿过液压马达。具体型号以及参数:排量:ml/r664输出转矩m•N1880,排量:ml/r318输出转矩:m•N940,额定压力MPa20P,尖峰时压力MP531.P,功率W819k.P。
3.1  减速器的设计计算       
减速器传动方式,本设计的减速器采用二级内齿轮传动和一级行星齿 轮传动。  
3.1.1 内齿轮的设计计算  
1.基本参数的确定  
(1)按传动方案,选用内齿圆柱齿轮传动。  
(2)减速器为一般机械,故选用7级精度(GB10095-88)  
(3)材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。  
(4)选小齿轮齿数z1=17,大齿轮齿数z2=1uz=913717232...            
2.按齿面接触强度设计 确定公式内的各计算数值  由设计计算公式进行试算,即: 3 2 111 32.2H E Zd u uKTd                  
(3-1)  式中K—载荷系数;  H—接触疲劳强度极限; EZ—材料的弹性影响系数; d—齿宽系数  
(1)试选载荷系数3.1tk 
(2)计算小齿轮  n P .T5 110595(3-2)由式(3-2)得:  6 2708 19105955 1...T                            =mmN10966. 
(3)选取齿宽系数d=1  
(4)查得材料的弹性影响系数8.189EZMPa1/2  
(5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600limlHMPa;大齿轮的接触强度极限550limlHMPa;  
(6)查得接触疲劳寿命90.01HNk;95.02HNk (7)计算接触疲劳许用应力  取失效概率为1%,安全系数S=1, S KHHNHlim (3-3)  由式(3-3)得:  600 9.01H=MP540  55095.02 H  =MP5522.  
3.计算  
(1)试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值 由式(3-3)得:
  3 2 5 155228189222 31 10 9631322  .......d  =mm8854.  
(2)计算圆周速度 
  1000 601 1 ndv           (3-4)  由式(3-4)得:m/s 7701000 606 2708854143....v   
(3)计算载荷系数  根据770.vm/s,7级精度,查得动载荷系数1vK; 
直齿轮,假设N/mm100bFKt A 。查得2.1FHKK; 查得使用系数1AK;  小齿轮相对支承非对称布置时,  3故载荷系数  56 1312111...KKKKKFHvA   (4)按实际是载荷系数校正所算得的分度圆直径
  3 11t tKKdd           (3-5)   由式(3-5)得:
  3 13 15618854...d                              =mm3258. (5)计算模数m
  mm 43.317 32.581 1 zdm  4.按齿根弯曲强度设计    齿轮弯曲强度的设计公式为:
  
   FSa FadnYYzKTm3 2112           (3-6)  式中nm—齿轮模数;  K —载荷系数; d—齿宽系数; SaY—校正系数;  Fa Y—尺形系数;  (1)确定公式内的各计算数值  查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5001FE;大齿轮的弯曲强度极限MPa3802FE;  弯曲疲劳寿命系数85.01FNK,88.02FNK; (2)计算弯曲疲劳许用应力             取弯曲疲劳安全系数S=1.4,                       
S KFE FNF                        (3-7)  由式(3-7)得:
MPa57.3034 .1500 85.01F           
MPa 862384 13808802...F   (3)计算载荷系数K  512 12612111...KKKKKFFvA   (4)查取齿形系数   查得6521.YFa;22622.YFa。 (5)查取应力校正系数   查得5811.YSa;76412.YSa。 (6)计算大、小齿轮的 
 FSa FaYY并加以比较  
011720573035219721 1 1....YYFSaFa 
01447 086 2387113122 2 2....YYFSaFa   大齿轮的数值大。 (7)设计计算 由式(3-6)得: 
               3 2 5 01447 020 110 9651212...mn                     =mm1582.  对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿面弯曲疲强  度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿轮的乘积)有关,可取由弯曲强度算得是模数并就近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。  这样设计出的齿轮传动,即满足的齿面接触疲劳强度,又满足的齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。  5.几何尺寸计算  (1)计算分度圆直径和中心距  mm
 
 
              中国矿业大学成人教育学院2010届毕业设计(论文)
           25   所以   
   un RDFNmC4
3N 708754 35032041176003603...  式中 D—液压绞车滚筒直径,m  C F—液压绞车最大静张力差,N  松闸时作用在活塞上的液压力1F需要克服三部分力; (1)碟形弹簧的预压缩力,其数值等于正压力; (2)为保持必须的闸瓦间隙,使碟形弹簧压缩的反力; (3)盘形制动闸个运动部分的阻力; 作用在活塞上的液压力:      
 CnKNF+Δ+=1
1N 57796270875106 2037070875...   式中N—正压力,N  Δ—闸瓦与制动盘之间的最大间隙,mm  取mm2Δ=  1n—组碟形弹簧的片数,61=n  C—盘形制动闸各个运动部分的阻力,计算时取N10.C  K —碟形弹簧的刚度,N/mm  在计算时,碟形弹簧的刚度可由碟形弹簧的尺寸求出。 
在弹簧变形较大时:2 3 40d hKγ=
= 037.010 346.15 .0403 3=××N/mm   式中h—碟形弹簧的厚度,mm  d—碟形弹簧的外径,mm  γ —系数查《机械传动设计手册》的346.1=γ 3.2.2  盘形制动闸工作油压计算    
 5 ) 12 1 2110 _(π4.0×= d D FP
= Pa 1073110 6117729143577962406 5 2 2 .) ._.(...   式中1D—油缸直径,mm  1d—活塞小端直径,mm  
 
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           26    3.3  液压管路设计计算  管道内径计算:         
 υ 1130   ≥ vqd  式中vq—通过管道内的流量/s m3   υ—管内允许的流速m/s对于吸油管≤v2m/s~1, 对于回油管 m/s5251.~.v,取2m/s
  υ1130   ≥vqd
=mm 920200133 01130..   进油管
 υ 1130    ≥vqd
=mm 9202 00133 01130 ..   回油管  圆整后查《机械设计手册》第四卷,选择管子外径为mm22           
 
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           27   结    论  采用专用液压绞车进行液压支架的搬迁可以加快搬迁速度,提高液压支架使用效率以及综采面生产效率,实现恒力控制和离机操作。  动力源由液压代替了电动,减少了电气设备可能带来的危险。  可以通过液压马达自身实现高低速度调速,在带动负载时液压马达低速,没有负载时液压马达高速,这样可以提高钢丝绳的利用率。  液压绞车由于用管道传递压力油,所以液压元件和各种机械装置都容易布局,各个元件的安装可以随意放在任何适当的位置,因此便于液压绞车进行远距离操作,加强了绞车的可移动性。                       
 
              中国矿业大学成人教育学院2010届毕业设计(论文)
           28   致    谢    即将毕业了。在此,我感谢七台河函授站给我这个学习的机会,同时更加感谢中国矿大的老师和领导,是你们使我进步,通过你们的教导,我才能完成毕业设计,今后,我必将把所学知识应用到我工作的矿山去。
 
参考文献  1 韩建华.晋民杰. 浅谈液压防爆绞车的发展[J].太原科技,2006:5-8 2 刘岩. 矿用小型液压调速(防爆)绞车[J]. 煤炭工程,2007:10-13 3 张兰俊.液压技术应用于防爆提升绞车[J]. 矿山机械,1999:23-25  4 肖高雄.液压安全绞车调速性能影响因素的探讨[J].矿业安全与环保,1998:8-12  5 吴辉海编《液压绞车》,煤炭工业出版社,1989:16-19  6 JTB1.6×1.2P泵控液压防爆绞车[J].机电新产品导报,1994:11-12 7 张利平编著.《液压传动系统及设计》.化学工业出版社,2005:8-13  8贺建辉.潘迎庆等井下防爆绞车传动方案的分析[J].矿山机械,1999:8-10 9 郑奎.液压系统的故障分析和判断[J].黑河科技,2003:13-14  10姚建刚.国产防爆绞车在选型设计中存在的问题[J]. 矿山机械,1997:8 11张晓俊.穆临平.液压防爆提升机的速度控制系统分析[J].机械管理开发,2003:34-38  12李文民.乔文存.李先英.液压防爆绞车传动方式分析[J].矿山机械,  2000:33-35  13 李强.车载绞车滚筒的改进设计[J].化学工程师,2001:3-6  14许晓林.赵涛.等绞车新型盘形闸—液压站系统[J].煤矿机械,1999:17 15彭佑多.张永忠.刘德顺.郭迎福.陈艳屏.液压防爆提升机发展面临的问 题[J.煤矿机械,2001:23-26  16 张家鉴 陈享文 伊长德编 .《液压支架》. 煤炭工业出版社,1992:18 17 周士昌编《液压系统设计》.机械工业出版社,2004:20-34  18 周英. 杨崇阳等《综采工作面搬迁技术》.煤炭工业出版社,1996:5-9 19 Goumas, J. 1995.“Tri-Villages of GreaterChicago Reduce I/I with  CIPP.”TrenchlessTechnology 4(3):   20 Iseley,T.and M.Najafi,1995. TrenchlessPipeline Rehabilitation.  Prepared for theNational Utility Contractors Association,Arlington, VA.  21 Kramer, S. R. And J. C. Thomson, 1997.“Trenchless Technology in  the Year 2000and Beyond.”In Trenchless PipelineProjects: Practical Applications,ed. LynnE. Osborn, New York: ASCE  22 Fairfax County Department of PublicWorks, Burke, Virginia, 1998.   I.Khan, Director of Line Maintenance Division, personal communication with ParsonsEngineering Science,Inc.

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编辑:中国绞车网 | 2014-06-06 | 浏览 828
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