抓斗计算说明书

1、1. 概 述 80年代以来，我国相继建成了宝钢主、副原料码头，北仓港矿石中转码头以及多座大型火力发电厂煤炭卸货码头等一批现代化散货专用码头，其卸船设备一般为起重量3050t的抓斗桥式卸船机。国内现用的剪式抓斗有抓取比大的优点，但闭斗后外形尺寸太大；斜压式抓斗是一种不对称的长撑杆抓斗，它在抓货后，留下的不对称轨迹对后面的逐层抓取不利。只有长撑杆双颚板抓斗在抓取各类散货时具有良好的适应性。近几年国内设计制造的长撑杆抓斗已先后用于宝钢副原料码头，浙江北仓港电厂煤炭码头，广东某电厂及大连港甘井子煤场等地，使用性能良好。 1.1抓斗的总体描述抓斗，工程机械用，安装于吊车悬臂末端，用于抓挖土方或散装物。由

2、于其装货与卸货过程完全是由起重机司机操纵并依靠机械的力量自动进行，因而完全不用人工装网络与挂摘钩，避免了繁重的人力劳动，节省劳动力，同时也节省了辅助时间，大大提高了装卸效率。因此，抓斗在港口装卸作业中起着十分重要的作用，得到了极其广泛的采用。 当给定散货装卸任务之后，也就是确定搬运散货的行程之后，抓斗起重机的装卸效率取决于起重机的起重量与机构的工作速度。经济性良好的装卸作业，要求对起重机的起重量和其他装备的驱动功率有一个绝佳的选择。因为抓斗起重机的装卸效率与抓斗的抓获量密切相关，而且起重机的起重量又必须等于抓斗的自重加上其抓获量，所以设计的最重要课题就是如何设计出自重尽可能小而抓获量尽可能多的

3、抓斗，即在考虑在使用抓斗的综合经济效益前提下，尽可能使抓斗获得最大的填充率。这里所说的综合经济效益是指在抓斗的允许使用寿命内，完成的散货装卸量的产值与抓斗本身的造价比而言。当设计合理时，抓斗的使用寿命理应与其结构材料的强度，也就是与其自重有关。 抓斗起重机的起重量利用率可由抓斗抓取的散货质量与散货质量加抓斗的自重之比来量度，或者用抓斗的抓取能力系数来衡量抓斗的抓取性能。针对需要装卸的散货种类，选择最佳的抓斗参数，精心满足抓斗的强度与刚度要求，即能获得满意的抓斗填充率，因而也就极大地提高了起重机起重量的利用率。由于起重机的设备投资是抓斗设备投资的几十倍甚至上百倍，所以使用质量优良的抓斗为降低装卸

4、成本提供了极大的可能性。 充分利用起重机的起重量，意味着抓都在抓取散货的正常作业中，应该以及小的上下偏差得到给定的填充量。一个性能良好的抓斗，不仅应该具有一个很高的理论填充量，而且在实际使用中，确实也能够平均的达到这个填充量。抓斗填充量不足，将使起重机的装卸效率降低，而填充过量，则使起重机超载。在使用抓斗时，这些都是不希望的。为了使抓斗抓取散伙时能够达到预期的填充量，首先必须掌握影响抓斗填充过程的所有影响因素的有关知识。 这些影响因素主要有：散货的影响因素（散货容量，散货粒度及颗粒形状， 散货内摩擦 角）； 抓斗的影响因素（抓斗的自重及自重分配，抓斗闭合过程中闭合绳拉力的大小及变化，抓斗闭合速

5、度，抓斗开度）。 为了揭示上述影响因素对抓斗填充量的影响程度以及他们之间的相互关系，迄今为止常常单独或综合采用下述三种方式进行研究：(1)对于颗粒比较均匀分散性比较良好的细粒物料，例如砂子，粮食等，运用土力学理论对抓斗填充过程进行分析处理。（2）运用模型抓斗进行试验研究。（3）运用原型抓斗进行试验研究。必须指出的是：即使在目前，为散货起重机配备抓斗的主要依据是散货的容货时填充不足。但是，如果考虑粒度的影响，则必须考虑下述问题：在同一类散货中，粒度增大到何种程度，是使用撑杆抓斗经济还是应该使用其他形式的抓斗；在装卸哪些散货时，为使抓斗充满而不必对抓斗自重提出要求，以致可以推荐采用轻金属制造的抓斗

6、。根据抓斗操作的特点，抓斗的形式基本上可分为双绳抓斗，单绳抓斗与马达抓斗三类。其中以双绳抓斗应用最为广泛，而其他两类抓斗在港口装卸作用中则应用很少，因此下面主要介绍双绳抓斗。1.2抓斗的结构组成及工作原理双绳抓斗有左右对称的两个颚铲，同颚铲铰接的下承梁，撑杆和上承梁组成。整个抓斗挂在两根绳索上，其中一根绳索直接固定在上承梁上，称为支持绳，另一根绳索称为开闭绳，它穿过上承梁，绕过下上承梁的滑轮后，固定在上承梁或下承梁上。抓斗的工作过程有：（1）空抓斗下降；（2）抓货；（3）带货抓斗提升；（4）卸货。依次经过上述四个过程，抓斗完成了一个工作循环，重新处于准备抓货的状态。1.3抓斗的抓货过程张开状态

7、的抓斗降落到货堆上以后，当向上收紧开闭绳而支持绳处于松弛状态下，开闭绳的张力则通过滑轮组的作用，使上下承梁互相接近，从而使颚铲产生逐渐关闭的运动而抓货。1.4抓斗的抓取能力与影响抓取能力的主要因素抓斗的抓取能力大小直接影响到抓斗工作的有效程度，它的大小主要取决于抓斗的下沉力与物料垂直方向的阻力以及抓斗的抓取力矩与物料的阻力矩之间的关系。它们构成了抓获过程的主要矛盾。影响抓斗抓取能力的因素有很多，其中主要的有以下几个方面：(1)抓斗自重及其合理分配的影响；（2）滑轮组倍率的影响；（3）撑杆与颚铲铰接点位置的影响；（4）最大张开度的影响；（5）颚铲宽度的影响；（6）颚铲几何形状的影响；（7）物料性

8、质的影（8）操作方法的影响。1.5抓斗的设计计算任务抓斗主要由颚铲，撑杆，上承梁和下承梁四个部分组成。在头部一般还装有上滑轮以及开闭绳导向装置，在下承梁装有下滑轮。设计抓斗时，对其构造上的考虑，应保证抓斗各构件只有一个相对自由度，以便使抓都在抓货过程中不致由于两颚铲刃口上遇到不同阻力时影响到他们的真确闭合；同时，也为了使已闭合的抓斗不会在起升过程中由于碰撞或其他原因而发生颚铲彼此不密合的现象。为此，通常在撑杆与上承梁的连接处用同步约束装置将两撑杆连接起来，使撑杆与头部间只有一个相对自由度。抓斗设计计算的任务在于：根据给定的原始数据，工作条件，确定抓斗的各主要参数，使之满足生产要求，并具有良好的

9、工作可靠性和工作性能。设计计算抓斗的原始数据有：所抓物料的物理和机械性质（包括单位容积质量，块类大小，自然坡度较，潮湿度，坚实度及结块性等）和配套起重机的有关数据（包括额定起重量，是用抓斗工作时的生产率，起升速度，最大起升高度及悬挂抓斗的钢丝绳分支数等)。设计计算的步骤分为：确定抓斗的几何容积，确定抓斗的最大张开度及宽度，选择并确定颚铲的侧面形状和尺寸，选择确定开闭滑轮组倍率，选择钢丝绳，确定抓斗总体结构尺寸并绘制布置简图，确定抓斗自身质量及其合理分配，验算抓斗的抓取能力，抓斗主要构件的强度验算。其中抓斗主要构件的强度验算包括撑杆的强度验算和颚铲的强度验算。1.6选用抓斗的基本原则首先在保证生

10、产安全的条件下，充分利用起重设备的允许起重量。其次，在工作允许的情况下，尽量选用抓取性能较高的抓斗。1.7专用抓斗 对于不同的货种，应该采用不同的专用抓斗。较常用的有多颚铲抓斗，振动抓斗，耙集抓斗。当抓取大块的矿石或金属切屑时，双颚铲抓斗宽大的颚铲刃常因直接碰上物块或延绵的切屑而无法插入货层，这时，最好采用多颚铲抓斗。对于难抓取的大块矿石，岩石，为了加强颚铲刃深入货层的能力，可在颚铲上装置振动发生器。颚铲在振动发生器的作用下，作前后左右振动，觅缝插刃，促使铲刃深入货层。普通长撑杆双绳抓斗，在交大的货堆上作业时，一般抓的较满。但是，当货层变薄时，抓货量就显著下降，而且可能使船舱底板受到损坏。这时

11、，适宜采用张开度大的耙集抓斗。2. 总体设计对于抓斗设计来说，为要保证得到良好的抓取性能，必须根据物料性质的不同类型来选择抓斗的结构参数。通常，根据抓取的物料性质不同，将抓斗划分为几种类型，其划分范围如下：按被抓取物料的容重来分：以下者定位轻型；定位中型；定位重型；以上者定位特重型。2.1确定抓斗的几何容积V 按给定的起重机额定起重量Q额与物料的容重r，因已给容重为0.9-1，其中重量为16T，抓斗容积V为16m，故根据下式确定所需抓斗的质量。式中：m斗空抓斗质量（t） r物料容重(t/m3) Q额起重机的额定起重量（t） K系数，此式中取K=0.4抓斗的几何容积也可按照起重机给定的生产率根据

12、下式计算：。式中：p起重机的额定生产率； t抓斗完成一次工作循环的平均时间；可按给定的工作绳速度，抓斗平均运行距离 和抓斗平均升降高度等求出。 r所抓物料的容重。2.2确定抓斗的最大张开度L及宽度B 设抓斗抓取物料的体积等于抓斗的几何容积，则：图2.1式中：抓斗所抓取物料层的断面积； 平均抓斗深度。又令：则，由此可得：抓斗的最大张开度式中：取系数，则抓斗宽度2.3选择并确定颚铲的侧面形状和尺寸颚铲的侧形应与所抓物料的性质相匹配。对于很松散的小颗粒物料，宜采用圆弧形颚铲。对于大中块物料，宜采用底面平直的颚铲。2.3.1颚铲的底倍角在此设计中取底倍角；2.3.2颚铲侧板上缘与水平线夹角： 建议取为

13、等于物料运动状态的自然坡度角。此设计中取； 2.3.3颚铲侧板的面积颚铲侧板面积必须保证抓斗具有额定容积，由此求出一块颚铲侧板的面积F为： ； 2.3.4颚铲侧板形状作图 一块颚铲侧板的侧面积有梯形ABOC与扇形COD两块面积组成。由于切削角很小，可以足够精确地取；则，由梯形ABOC中可求得几何关系并将此式代入上式，并经整理后得：取，则式中：颚铲侧形作图时，取=1.995m。容积越大，越大。对于圆弧形颚铲侧板也取大值。作颚铲侧形图时，一般根据颚铲侧板形状先选出圆弧半径，再由上式求出及值，然后根据这些尺寸便可按比例绘制出颚铲侧板的几何形状图形，其作图步骤如下： 图2.2抓斗侧板形状（1） 在垂直

14、线上取线段AB=；（2） 由A点引与水平线成角的射线；（3） 由B点引出与水平线成角的射线；（4） 在距AB直线为处引出与直线AB交与O点和C点，则交点O便是圆弧的圆心；（5） 有圆心O引射线AC的垂直线OE，OE则为圆弧的实际半径；（6） 以O为圆心，以OE为半径作圆弧，便可绘制出抓斗的颚铲侧板的几何图形；（7） 颚铲铰点O的位置尺寸由下式确定：2.4确定开闭滑轮组倍率抓斗开闭滑轮组倍率m应根据物料的容重r或抓斗的工作类型来选择，一般情况为： 当r=0.81.2时，取m=34； 当r=1.22.0时，取m=45； 当r=2.02.8时，取m=56； 当m=2.8以上时，取m=67。因为此设计

15、中r=1,故取m=4.2.5选择钢丝绳抓斗在抓货闭合终了并开始起升瞬间，开闭绳有可能承受满载抓斗的全部重量以及其动载所引起的最大作用力，但考虑到最大作用力作用时间很短，而且钢丝绳主要由于疲劳而破坏，所以不必按其最大载荷计算。通常，钢丝绳的计算载荷可取为：式中：抓斗所抓取的货物重量，单位为tf； G起重机的额定起重量，单位为tf。 或分别为双绳抓斗的两根钢丝绳的张力。钢丝绳是一种机械零件，它并非永远不会损坏，因此钢丝绳的直径应该按照工作强度的基本原理来予以确定。也就是说，按照选定钢丝绳的直径，则钢丝绳即能达到一个足够的使用寿命。式中：钢丝绳直径 (mm)； S钢丝绳的最大工作静拉力 （N）； C

16、选择系数。由试验和实验经验来定，并且与起升机构工作级别和钢丝强度以 及钢丝绳能否旋转有关。 此式中取C=0.082，S=240000，则所以取，故钢丝绳选为619-25-1770-光-右交 。2.6确定抓斗总体结构尺寸并绘制布置简图（闭合状态和张开状态）闭合状态的抓斗简图如下所示： 图2.3抓斗闭合状态图抓斗的滑轮直径取为D，则取；下承梁的滑轮中心距，则取；上下承梁滑轮的最小间距则取；又计算得：撑杆与垂直线间的夹角，根据对现有抓斗分析，推荐为：当撑杆与上承梁用双铰连接时，；当撑杆与上承梁用单铰连接时：；此设计中取。图示可近似的取为：，则，取；其中由作图决定。图中，则。上承梁两铰点间的长度：代入

17、数据计算得：。撑杆长度，代入数据计算得。上述尺寸确定后便可按比例绘制出抓斗闭合状态图与张开状态图。抓斗张开状态的简图如下所示： 图2.4抓斗张开状态图 计算开闭绳长度及其在抓斗闭合时的抽出长度，它们分别为：开闭绳长度：开闭绳抽出长度：式中：m开闭滑轮组倍率； 分别为上下承梁滑轮间的最大与最小距离。将各个数据代入钢丝绳长度计算式中得：，由其他条件综合取：。 2.7确定抓斗自身质量及其合理分配 抓斗的最小自身质量根据保证抓斗具有足够强度和刚度条件来确定，由给定的数据计算出。求出抓斗质量后也即得到抓斗重量G斗。 一般用途的四绳抓斗，抓斗自身质量不超过0.43(为抓斗起重机的额定起重量）；当物料的容重

18、r2.8时，抓斗的自身质量可允许大于0.5。 抓斗自重初步确定后，各部件的重量可按推荐的重量分配比例选择，相应的取为： 颚铲重量：； 头部重量：； 下承梁重量：；撑杆重量：。则相应的质量关系亦如此，代入各个数据计算得：；。由于有两个斗体，则每个斗体的质量。 根据工作情况及条件，取：，。2.8验算抓斗的抓取能力 验算工况：根据有关文献推荐，采用抓斗闭合终了，支持绳还未参加工作，仅由开闭绳支持满载抓斗的瞬间，作为抓取能力的验算工况。此时，抓斗左半部分的受力情况如下图所示：图2.5抓斗受力状态图在颚铲闭合过程中，作用于颚铲上的阻力是相当复杂的，为了简化计算起见，把所有阻力折合成为作用于切口切线方向合

19、阻力代替，在抓斗闭合终了时，合阻力呈水平方向，与图示的抓取力H相平衡。设计要求抓取力需大于或等于物料阻力。在上述工况时，其物料阻力取大值。参看上图，取抓斗整体对垂直轴投影平衡方程式：取上承梁为分离体，并对垂直轴投影，得：取颚铲为分离体，并对颚铲与下承梁的铰点取力矩平衡方程式，求出抓取力H：式中：颚铲与抓取物料合成重心的坐标； 其它符号同前。其中，。代入数据得：， 。 将代入H的计算式得：则颚铲切口单位长度上的抓取力为：式中：W物料单位长度切口上的阻力， 推荐值为：对r =0.81.2 ，W=200250N/cm； 对r =1.22 ，W=250300N/cm； 对r =23 ，W=300500

20、N/cm。 B颚铲的宽度（cm）。将代入的计算式中得：=361.7（N/cm) 300N/cm。故抓取能力满足要求。若抓斗抓取能力不能满足上述要求，则应考虑重新调整抓斗的结构参数（例如适当增大滑轮组倍率；增大抓斗自重；增大头部，撑杆自重以及修正抓斗的一些几何尺寸等），使其满足要求。 另外，如果是根据所推荐的抓斗各部分质量分配比例求得的各部分重量进行验算，而抓斗各部分最后的实际重量与初始假定值出入太大时，需以抓斗个部分实际核算质量再进行验算。2.9运动学分析 从机构学的观点出发，可将四绳长撑杆抓斗视作一个简单的平面机构。如下图所示： 图2.6抓斗平面机构图自由度计算公式为：式中：杆件数量； 低副

21、数量； 高副数量。其中，代入数据得：主要技术参数额定起重量16t物料容量抓斗容积11抓斗自重4000滑轮组倍率4滑轮底径850mm钢丝绳直径40mm斗体侧型长4900mm斗体内宽2793mm抓斗最大张开度4700mm（内侧）抓斗闭合高度5316mm抓斗张开高度5943mm钢丝绳引出长度6500mm钢丝绳工作长度16500mm2.10主要参数汇总 3.横梁设计3.1滑轮组设计 滑轮组由若干个定滑轮和动滑轮组成。定滑轮和动滑轮分别组合，装在夹套里。根据功用，滑轮组可以分为省力滑轮组和增速滑轮组。 3.1.1工作滑轮的材料及结构选择 滑轮是起重机的常用零件之一。一般分为工作滑轮与平衡滑轮两种。滑轮的

22、材料多采用HT15-33铸铁，其价格低廉，且对钢丝绳的使用寿命有利，但其容易碰碎。工作比较繁忙的起重机以及抓斗闭合滑轮组的滑轮多用ZG35铸钢铸造。此设计中滑轮的材料取为热轧。 又因为滑轮直径大于800mm，为大型滑轮，故其结构设计为轮缘，带肋板的轮辐和轮毂焊接而成。 3.1.2工作滑轮尺寸的选择 3.1.2.1滑轮直径滑轮直径由下式确定：式中：按钢丝绳中心计算的滑轮直径，； 钢丝绳直径，； 轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关。 查表，取，则，根据实际情况取 。 3.1.2.2计算轮毂宽度 通常式中：滑轮轴径（mm）。代入数据： 3.1.2.3滑轮槽尺寸的选择 各主要参数及其意义如

23、下所示： 图3.1图中：R绳槽半径； H槽的高度； W绳槽宽度； m边宽； d钢丝绳直径、查表得:d=40(mm), R=20(mm), H=63(mm), W=78(mm), m=11(mm)滑轮图形如下所示： 图3.2滑轮图图中：D滑轮直径，mm； D1滑轮外径，mm； B轮毂宽度，mm； B1涨圈宽度，mm； D2轮毂直径。计算得:D=850(mm),B=100(mm)， , 。故滑轮选为 3.1.3平衡滑轮的设计一台抓斗上面有两个平衡滑轮，他们成反对称形式布置在轴的两端。平衡滑轮的直径取为830mm，宽度取140mm。其材料选用ZG35。 3.1.4滑轮组的设计省力滑轮组是最常用的滑轮

24、组。在起升机构的钢丝绳卷绕系统中，采用省力滑轮组，即可在钢丝绳绕入卷同时，以较小的拉力，吊起重量很大的货物。故按设计要求，滑轮组设计为双联省力滑轮组，其工作简图如下所示： 图3.3滑轮组工作简图3.2轴承的选择固定及寿命计算为了提高滑轮的传动效率，改善使用条件，所以选择滚动轴承支撑于滑轮固定的心轴上，此外，应当考虑轴承的润滑与防尘要求。综合以上计算，故轴承选取NNF5030，采用毡圈油封。此外，轴承之间采用滑轮挡板与间隔套固定。轴承的寿命计算公式为：，其中，则：。式中： C基本额定动载荷计算值，N； P当量动载荷，N； 寿命因数； 速度因数； 力矩载荷因数； 冲击载荷因数； 温度因数。取预期计

25、算寿命为40000h，转速为1000h/min,则查机械设计手册得：。又因为此轴承为圆柱滚子轴承，所以取。代入以上数据得：因为实际寿命大于预期计算寿命，故轴承工作可靠。3.3 轴的计算 3.2.1滑轮轴上零件的布置及轴的材料此轴为滑轮轴，且其只受弯矩而不受扭矩，故其为固定心轴。平衡滑轮在轴上开出键槽，以平键连接。滑轮之间以间隔套固定。轴承之间以滑轮挡板与间隔套固定。此轴工作时承受较大的载荷，但所受冲击较小，故可选用42CrMo调质后表面淬火，式样毛胚尺寸为25mm。 3.2.2轴上零件的结构设置 长撑杆双颚板抓斗的闭合增力可用上、下承梁的滑轮轴交叉布置实现，下承梁上的滑轮轴相对于上承梁的滑轮轴

26、倾斜角为。由 得：式中：同一轴上相邻两滑轮中心的距离，mm； 滑轮直径，mm； 闭合绳直径，mm。 3.2.3轴上载荷的确定当重物突然离地起升或下降制动时，重物其取物装置等将对钢结构（在垂直方向）和传动机构产生附加的动载荷，在考虑这种工况时进行载荷组合，应把起升载荷乘以起升动载系数 下图为下承梁的受力图： 图3.4上撑杆受力简图取动载系数，则由上图的受力分析，根据平衡情况列方程得：因为2,3,4,5为工作滑轮组，且分布对称，则；滑轮1和6为平衡滑轮，且分布对称，故其所受力的大小为；由上知：。剪力图和弯矩图如下所示： 图3.5上撑杆的剪力图和弯矩图 3.2.4轴的强度校核 轴上中间截面所受的弯矩

27、最大，则中间界面上的弯曲应力为：轴的强度条件为：所以轴的强度符合条件。 3.2.5轴的刚度校核 当有外力作用时，轴会发生弯曲和扭曲变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。因此，在设计有刚度要求的轴时，必须进行刚度的校核计算。轴的弯曲刚度以挠度或偏角来度量。轴的刚度校核计算通常是计算出轴在受载时的变形量，并控制其不大于允许值。轴的受力分析及变形情况如下图所示： 图3.5轴的受力分析及变形情况则上承梁的最大扰度为：3.4结构形式及计算 3.4.1拉板的计算取b=1211mm,d=340mm,，图形如下所示： 图3.6拉板拉板上有轴孔的水平截面为危险截

28、面，水平截面的内侧孔边最大拉力为：式中：应力集中系数； 所以此设计拉板符合要求。 3.4.2绳端固定 固定钢丝绳绳端常常采用锲套，锲套可装在上承梁或下承梁上。其形式如下图 所示：图3.7绳端固定方式3.5键的选择及强度校核键是一种标准零件，通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，有的还能实现轴上零件的周向固定或轴向滑动的导向。 3.4.1键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；此处，选择平键进行连接。键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来确定。键的主要尺寸为其截面尺寸与长度L。键的截面尺寸按轴的直径由标准中选定。键的长度L一般

29、可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度，所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。根据上述要求，查机械设计手册取L=197mm，b=50mm,h=28mm。 3.4.2键的强度校核平键连接传递转矩时，连接中各零件的受力情况如下图所示： 图3.8零件的受力分析对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键连接，其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。滑键连接的强度条件为：式中：T传递的转矩，； k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm； l键的工作长度，mm； d轴的直径，mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，。取。

30、又d=150mm,F=300KN，所以将以上数据代入强度计算公式得：所以，键工作可靠。3.6销轴的选择及强度计算销轴用于两零件的铰接处，构成铰链连接。销轴通常用开口销锁定，工作可靠，拆卸方便。连接销的类型可根据工作要求选定，其尺寸可根据连接的结构特点按经验或规范确定，必要时再按剪切和挤压强度条件进行校核计算。 3.5.1销轴的选择根据连接特点及实际工作经验，取销轴的直径d=160mm，长度取为250mm，并进行调质处理，使其表面硬度达到HRC5260。 3.5.2销轴的强度校核销轴的受力简图如下所示： 图3.9销轴的受力分析先按剪切强度进行校核，剪切强度符合要求，需满足此式：其中：，d为销轴的

31、直径，其值为d=160（mm）。则将数据代入公式得：所以剪切强度符合要求。其次，按挤压条件进行校核，此时，需要满足：此式中：b连杆头尺寸（如上图所示），mm； d销轴直径，mm； F大小同上式，为750KN。取b=3d=480(mm)，则将数据代入上式得：。所以，挤压强度亦满足要求。3.7上横梁的设计以上部分为下横梁的设计及强度检验，上横梁的设计与下横梁的设计相同，不再赘述。除此，因为下横梁与上横梁结构及材料相同，且上横梁所受载荷小于下横梁的载荷，下横梁强度符合条件。因此，下横梁的强度亦符合使用要求。4.头部设计4.1滑轮组设计 滑轮组设计同横梁设计部分的滑轮组设计，这里不再赘述。4.2焊缝计

32、算为了保证焊缝焊透，当手工焊时，板厚超过6毫米；当自动焊时，板厚超过8毫米；一般均应在焊接板边开坡口。对焊接缝如果能保证焊缝金属在全长范围内与母材等强度，则焊缝可以不必进行强度校核，否则应进行强度计算。即使是与母材等强度的对接焊缝，设计时应尽量避免布置在危险截面上。滚筒箱是焊接在头部上的，需要对其强度进行验算。其受力简图如下所示： 图4.1焊缝的受力简图进行强度验算时需要满足：式中：N作用于连接的轴心力； 焊缝的计算长度，当未采用引弧板施焊时，取每条焊缝的实际长度减去； 采用引弧板时，取焊缝的实际长度。 焊缝的许用应力； 焊缝厚度。其中，。代入数据得：。所以，焊接强度满足要求。4.3撑杆铰计算

33、头部和撑杆是通过销轴连接在一起的，故需对连接销轴（撑杆销轴）进行计算。取其直径为140mm，材料选用42CrMo，需要进行调质处理，使其硬度达到HB241286。此外，需要对销轴进行强度验算。销轴的受力简图如下所示： 图4.2销轴的受力分析先按剪切强度进行校核，剪切强度符合要求，需满足此式：其中：F为撑杆在铰接处所受的力，大小为，代入数据计算得：d为销轴的直径，其值为d=140（mm）。则将数据代入公式得：所以剪切强度符合要求。其次，按挤压条件进行校核，此时，需要满足：此式中：b连杆头尺寸（如上图所示），mm； d销轴直径，mm； F大小同上式，为411971.25N。取b=3d=420(mm

34、)，则将数据代入上式得：。4.4平衡梁与导绳辊的设计 4.4.1平衡梁的设计 平衡梁主要由主梁板和加强板组成，其主视图如下所示： 图4.3平衡梁的主视图其次，所有板不得有任何缺陷，过渡处均需要磨圆，材料选用16Mn。 4.4.2导绳辊的设计 根据工作条件及实际经验，选用井字型导绳辊。 4.5结构设计 4.5.1拉板的计算 此处的拉板设计方法亦同于横梁部分的拉板设计，不再赘述。5.撑杆设计5.1强度计算 5.1.1由稳定性条件验算撑杆截面按开闭绳最大张力作用时引起的载荷计算。当支持绳未参加工作，仅由开闭绳支持满载抓斗的瞬间时，开闭绳的张力最大，其值为：。此时抓斗撑杆承受的作用力也最大。如前述，每

35、根撑杆在与上承梁连接处承受的垂直方向作用力为（每侧有两根撑杆），力T用公式：计算。5.1.1.1按强度条件验算按强度条件验算时需要满足式中：T撑杆在上承梁接触处所受的垂直方向的力，N； 轴心受压构件的稳定性系数； F撑杆截面面积； k安全系数。其中，取k=1.5,则。查表得，将以上数据代入强度条件验算公式得：所以，强度条件符合要求。5.1.1.2按耐久性验算按耐久性进行验算时，需要满足此式：。此式中，、F和k的意义及大小均同于上式。将以上数据代入耐久性演算公式得：。 所以，撑杆的耐久性也符合要求。 5.1.2刚度验算由于采用较低的许用应力，因此所选出的撑杆具有足够的刚度，所以不必进行刚度校核。

36、 5.1.3纵向压缩与弯曲同时作用的应力此时，撑杆应该满足以下条件：此式中T和F的大小及意义与强度条件验算公式中的符号相同，即：。又因为每根撑杆在与上承梁连接处承受的垂直方向作用力为，撑杆的有效长度l=3355mm,所以，撑杆的最大弯矩。抗弯截面系数W必大于，将以上数据代入纵向压缩与弯曲条件公式得：。所以当纵向压缩与弯曲同时作用时，撑杆的强度亦符合要求。5.2撑杆铰与轴套验算 5.2.1撑杆铰验算撑杆是通过销轴与斗体进行连接，此处销轴直径为160毫米，大于撑杆与头部连接处的销轴直径，且这两处销轴的材料及热处理方法相同，故销轴许用应力相同，与此同时，两处受力情况基本相同，头部连接处的销轴满足要求

37、，故此处的连接也一定满足要求。 5.2.2轴套验算此轴套内径为140mm，外径为160mm，宽度为250mm，其技术要求为给油P值应能达到500；径向载荷65吨条件下工作寿命应达10000小时；扣除自润滑油孔面积后，应能达到第一个条件得要求。结合撑杆的其它部分及工作条件，此轴套符合要求。 6.斗体设计6.1水平刃口板厚度 颚铲切口的厚度，根据保证颚铲具有足够的刚度条件来确定，其经验公式为： 式中：w物料的块粒系数。对于小块粒物料取；对于大块粒物料取 ； r物料的容重。代入数据计算得： ，圆整得，即水平刃口板厚度为40mm。6.2斗底板厚度底板的厚度，一般取为，则取。即底板厚度为12mm。图6.

38、1简支梁的计算简图6.3水平刃口板宽度在切口上应有耐磨的电焊敷焊层。切口的宽度b，按简支梁的计算简图求得，并以一块颚铲所受的等效集中载荷作用于梁的中部，根据弯曲强度条件，可求出切口的宽度为： 式中：切口的计算厚度。如果切口有敷焊层以及加筋，计算厚度可取为： 强度计算的许用应力。其中代入其他数据得： ，根据工作情况取：b=284mm。6.4大筋裙板 6.4.1受力分析 大筋裙板的受力分析如下图所示： 图6.2大筋裙板的受力分析则竖直方向的受力大小为： 6.4.2强度验算当进行强度验算时，需要满足以下条件：。此式中：，l=530mm,。将以上数据代入强度验算公式得：。所以，大筋裙板的强度符合条件。

39、6.5主筋板强度验算 主筋板受力分析如下图所示： 图6.5主筋板的受力分析主筋板强度需要满足：其中将以上数据代入强度验算公式得： 所以，主筋板的强度满足要求。 结论从今年的二月份我开始了我的毕业设计工作，时至今日，设计已经完成。从最初的茫然，到慢慢的进入状态，再到对思路逐渐的清晰，整个设计过程难以用语言来表达。历经了几个月的奋战，紧张而又充实的毕业设计终于落下了帷幕。回想这段日子的经历和感受，感慨万千，在这次毕业设计的过程中，使我受益匪浅。 二月中旬，在与导师的交流讨论中我的题目定了下来，是：40t四索双颚板长撑杆矿石抓斗。当题目定下来的时候，我便立刻着手资料的收集工作，当时面对浩瀚的书海真是有些茫然，不知如何