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提升绞车滚筒设计,提升,绞车,滚筒,设计
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毕业设计提升绞车滚筒设计125011117 李辰机械工程系学生姓名： 学号： 系 部： 田静机械设计制造及其自动化专 业： 指导教师： 二零一四年 六 月诚信声明 本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。 本人签名： 年 月 日提升绞车滚筒设计摘要：绞车又称为卷扬机，是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提升或牵引重物的轻小型起重设备，主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。本设计从实际出发，首先对绞车滚筒的用途、工作原理进行概述，进而对绞车滚筒的总体设计方案进行分析，然后进行具体零部件的分析设计；主要包括了电动机的选型，钢丝绳的选择，滚筒筒壳、主轴等部件的设计计算和校核等若干环节。在结构设计完成后，利用CAD进行装配分析和设计，最后完成绞车滚筒的整体设计。关键词：模具，二级推出，拉钩式，机构 Hoist drum designAbstract：Winch is known as the hois, Is to use drum winding wire rope or chain in order to enhance or traction weight small light lifting equipment, Mainly used in construction, water conservancy, forestry, mining, port, etc material lift or drag. The subject from a practical point, first of all, the use of the winch drum, the work outlined in principle, and the overall design of the winch drum program analysis, and then carry out specific parts of the analysis and design; mainly includes the motor selection, the choice of wire rope, drum cartridge case, support wheel, spindle and other parts of the design calculations and check the braking system, as well as a number of aspects of the selection. Upon completion of the structural design, the use of CAD analysis and design for assembly, and finally to complete the overall design of the winch drum.Keywords: Wire Rope Support wheel spindleII 目 录1.前 言12.绪 论22.1 浅谈绞车滚筒22.2总体设计的内容及要求23.电动机的选择44.钢丝绳设计计算及选择54.1最大悬垂长度74.2钢丝绳每米重84.3验算钢丝绳的安全系数85. 滚筒的设计95.1滚筒的宽度尺寸计算95.2 钢丝绳最大静张力以及最大静张力差95.3 滚筒的结构设计105.4 滚筒的强度计算125.4.1筒壳的外载荷125.4.2 钢丝绳拉力降低系数135.5筒壳的失效形式135.6滚筒滚壳强度的校核155.6.1滚筒筒壳自由段压缩应力的校核155.6.2支轮处筒壳应力的校核165.7筒壳的强度稳定性校核185.8 滚筒右支轮部件的结构196. 主轴的设计206.1主轴的结构设计206.2联轴器及轴承的选择216.2.1联轴器的选择216.2.2滚动轴承的选择236.3 主轴强度和刚度计算及校核246.3.1 固定静载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力256.3.2 钢丝绳拉力分配于主轴各轮毂作用点上的力276.3.3 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力286.3.4弯矩计算296.3.5 扭矩计算306.3.6危险断面的安全系数计算316.3.7按弯扭组合校核强度336.3.8 挠度计算336.4主轴承强度校核36结 论37参考文献38致 谢39 I太原工业学院毕业设计1. 前 言 毕业设计是工科专业教学计划的一个重要组成部分，是各教学环节的继续深化和检验，其实践性和综合性是其他教学环节所不能替代的，通过毕业设计使学生获得综合训练，有利于培养学生独立工作能力，巩固和提高所学知识；全面提高毕业生的素质，使之能较快地适应工程实践，对培养学生的实际工作能力具有十分重要的作用。主要目的是培养我们综合运用所学的基础理论，基本知识和基本技能，去分析和解决本专业范围内的一般工程技术问题，建立正确的设计思想，掌握工程设计的一般程序和方法，如调查研究、查阅文献和收集资料并进行分析的能力；制订设计或试验方案的能力；设计、计算和绘图能力；总结提高撰写论文的能力；检验我们综合素质与实践能力的重要依据。通过毕业设计进行工程知识和工程技能的综合训练，使学生走上工作岗位就具有较强的应用生产现场正在使用和近期可能推广使用的技术去解决工程实际的能力。毕业设计的基本要求是：（1）既要完成任务，又要培养学生，应把对学生的培养放在第一位。在老师的指导下，根据所选定的设计课题通过实习，结合工程实际独立完成设计工作。受到一次机械工程师解决工程实际问题的初步训练，能较快适应生产一线的工艺技术和设备管理工作。（2）通过毕业设计，使我们受到综合运用所学知识解决实际问题的能力，提高自己科研和工程实际中的技术水平，也提高自己的运算能力，识图和制图能力，查阅手册、使用国家级标准和信息资料的能力和文字表达能力等。（3）培养自己独立完成工作的能力，进一步巩固专业知识，使自己具有较强的自学能力和工作适应能力，提高自己运用科研成果和新技术能力，以及对现有机械设备和生产过程进行技术改造的能力。（4）培养学生严谨求实、理论联系实际的工作作风和严肃认真，一丝不苟的科学态度，使学生树立正确的生产观点和技术经济观点。 2.绪论2.1 浅谈绞车滚筒滚筒的作用主要是通过主轴把电动机传递给它的转速和转矩转化成绕在它上面的钢丝绳的线速度，以提升和下放物体。根据制造工艺的不同，可把提升机的滚筒结构分为铸造一焊接混合型(支轮为铸造，滚筒为焊接)和焊接型。当支轮的变形与简壳的变形相比可以忽略时，称它为刚性支轮，均为刚性支轮。如支轮的变形与筒壳变形相比不可忽略时，称它为弹性支轮。它的特点是筒壳与支轮的应力分布较均匀。经验表明，刚性支轮的结构在制造工艺上较复杂，而且往往容易出现早期失效。因此，现代大中型提升机滚筒常采用的弹性支轮滚筒结构。13弹性支轮滚筒这种结构共同的持点是取消了支环，用较厚的简壳来承担载荷，并且支轮改为辐板式 (即在支轮上开有两个人孔)或圆环式。这样做工艺上较简单，同时也可以避免由于焊接工艺不当造成加强筋附近的局部应力过高。经验表明，这种改进是成功的。13弹性支轮滚筒结构的不同之处还在于刚性支轮的辐板与轴线垂直，而弹性支轮滚筒的支轮与轴线成某一角度(约3一6。)，初看起来，这种倾斜式辐板似乎可以减少筒壳与支轮连接点的刚度从而减小其弯应力，但由于增加了压缩应力，故对减小合成应力水平并不有效，加上它的制造工艺较为复杂，故不再倾向于使用它了。此外，滚筒外一般设有木衬，并在其上车出绳槽，目的是减少钢绳与简壳直接接触面造成的磨损，并使钢绳排列整齐。 绳槽有螺旋形及环形两种，在单层缠绕时采用螺旋形绳槽就足以使排绳整齐。2.2总体设计的内容及要求 总体设计的步骤一般由总装草图分拆成部件零件草图，经审核无误后，再由零件工作图、部件图绘制总装图。本阶段的主要任务是对确定的最佳初步总体设计进一步完善。包括选择材料、热处理方法、进行结构形式设计和有关计算，完成机械产品的总体设计图。总体设计图是零件设计的依据。不仅要求严格按比例绘图，而且还要表示出重要部件的主要结构并标注有关的重要尺寸。除此之外，还要完成部件和零件的设计，完成全部生产图，并编制设计说明书等有关技术文件。总体设计时，要求部件满足功能要求、零件结构形状要便于制造加工，常用零件尽可能标准化、通用化、组合化、对于总体设计还应满足总功能、人机工程、造型美学、包装运输等方面的要求。此外，还要拟订工艺文件、拟订制造、装配和使用规范，编制技术文件。如实际说明书、标准件、外购件明细表、备件、专用工具明细表等。以下是本次设计的详细步骤：电动机的选型设计-钢丝绳设计计算-滚筒部件的设计计算-主轴的设计计算及校荷-其他零部件的选用与设计。3.电动机的选择 电动机是专业工厂批量生产的标准部件。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高，因此，无特殊要求时不宜采用。考虑到电动机工作环境较差，防尘、防爆等性能要求较高，绞车工作在经常启动、制动的场合，要求电动机转动惯量小，过载能力大，故生产中采用三相防爆交流电动机。9 主油泵电动机的选择计算 (3-1) 绞车所需工作效率； V滚筒的转速，取V=3m/s； 绞车的机械效率。 （3-2） 根据书煤炭工业设备手册（上册） 中国统配煤矿总公司物资编 中国矿业大学出版社 可选YB315L2-6型132KW、380V防爆电动机。其具体的参数如下所示：表3-1 YB315L2-6型132KW、380V防爆电动机具体参数3额定功率额定电压额定电流额定转速效率功率因数cos堵转转矩额定转矩132KW380V215.2A985r/m93.8%0.871.6n/m电机质量同步转速极对数最大转矩 额定转矩频率电机外型尺寸1310kg1000r/m 22.0n/m50Hz14106601020以上数据来自煤炭工业设备手册（上册） 中国统配煤矿总公司物资编 中国矿业大学出版社 1992.94.钢丝绳设计计算及选择提升钢丝绳的用用途是悬吊提升容器并传递动力。当提升机运转时通过钢丝绳带动容器沿井作上下直线运动。所以钢丝绳是矿山设备的一个重要组成部分。它对矿井提升的安全和经济直运转起着重要作用。 提升钢丝绳是由数个相同数目钢丝捻成的绳股绕一绳心捻制而成的一般由六个绳股组成。钢丝直径为1.03.0毫米，有光面和镀锌两种，镀锌钢丝可以防止生锈和腐蚀。钢丝由于韧性不同而分为特号，号及号三种，提升人员的设备应用特号钢丝绳。钢丝的极限抗拉强度为14002000MPa，竖井提升一般用15501700MPa的钢丝绳。公称抗拉强度更高的钢丝绳，不易弯曲且较脆钢丝绳的绳芯是用具有较大抗拉强度的有机纤维-麻捻制而成，称为有机质绳芯其作用是储存绳油，防锈和减少内部钢丝的摩擦，而且可以起衬垫作用，增加钢丝绳的柔软性，在一定程度上能吸收钢丝绳工作时产生的振动和冲击。常用钢丝绳的分类和使用范围如下：41.按捻制方向分（1）左捻的 绳股捻制成钢丝绳时是自右向左捻转；（2）右捻的 绳股是自左向右捻转。当钢丝绳缠绕在滚筒上呈左螺旋时，则选用左捻钢丝绳，反之选用右捻刚丝绳，这主要是为了避免钢丝绳松捻。2.按捻制方法分（1）交互捻 绳中股与股中丝的捻向相反，有交互右捻和交互左捻两种。（2）同向捻 绳中股与股中丝的捻向相同，也有同时右捻和同时左捻两种。同向捻的钢丝绳较柔软、表面光滑、使用寿命长，但悬挂困难，容易松散和卷成环状。同向捻钢丝绳在我国竖井提升中使用较普遍，在架空索道牵引索和钢丝绳牵引胶带输送机中也都采用。交互捻的钢丝绳多用于斜井提升。3.按钢丝绳的断面形状可分为：圆形股、异形股。此外，还有椭圆股钢丝绳等。异形股钢丝绳较圆形股钢丝绳可以增加支撑面积，从而减轻钢丝绳的磨损，增加使用寿命，当然制造上也相应复杂一些。三角股钢丝绳在我国多绳摩擦提升中得到广泛使用，也可以用于绳罐道和架空索道的承载索。圆形股钢丝绳易超造，价格低，故在矿山提升中常用。4.按钢丝绳的直径分 分为等直径股和不等直径股5.其他 还有多层股钢丝绳、密封钢丝绳、扁钢丝绳等。钢丝绳在工作时受多种应力的作用，如静应力、动应力、弯曲应力、扭曲应力、扭转应力等，这些应力的反复作用将导致钢丝绳的疲劳断裂，这是钢丝绳破坏的主要原因；另外钢丝绳的磨损及锈蚀也将导致钢丝绳的破坏。因此，综合反映上述应力的疲劳计算是一个比较复杂的问题，虽然国内外在这方面作了大量的研究工作，取得了一些成绩，但是由于钢丝绳的结构复杂，影响因素较多，钢丝绳强度计算理论尚未完善地应用于工程计算。因此，钢丝绳的强度计算仍按煤矿安全规程的规定：钢丝绳应按最大静载荷并考虑一定的安全系数的方法进行计算。钢丝绳的安全系数，根据安全规程的规定为钢丝破断力之和与最大静负荷之比。并规定提升钢丝绳的安全系数为：1）专为升降人员用的不得低于9；2）升降人员和物料用的不得低于7.5；3）专为升降物料用的不得低于6.5； 4）摩擦轮提升用的不得低于8。如图41示，为竖井单绳提升钢丝绳的计算示意图，可知钢丝绳的最大静载荷Qmax是在A点，其值为：41 竖井单绳提升钢丝绳的计算示意图Qmax=Q+Qr+ Qmax钢丝绳最大计算静载荷（千克）； Q容器一次提升量（千克）； Qr 容器自重（千克）； 钢丝绳每米的重量（千克/米）； 钢丝绳的最大悬垂长度（米），4.1最大悬垂长度对于罐提升 式中 井架高度，暂取20米； 矿井深度，213米。 井架高度，此数值在计算钢丝绳时尚不能精确确定，罐笼提升可采用=1525米。4.2钢丝绳每米重 (4-1)式中 Q是一次载重，千克； Qr是容器自重； 是提升钢丝绳的单位长度重量，千克/米； 是钢丝绳的最大悬垂长度，米； 是矿井深度，米； 是钢丝绳的极限抗拉强度一般取1700 MPa; m是钢丝绳的安全系数 由P=1.36千克/米，查表选择纤维芯钢丝绳，其技术规格如下：1 绳径20毫米，每100米重142.9千克即P=1.429kg，钢丝直径1.3mm，钢丝总断面积S0=151.24mm2，即最小钢丝绳破断拉力总和Qd=25700kg。4.3验算钢丝绳的安全系数 根据选择钢丝绳的标准值验算安全系数：式中 P是所选择标准提升钢丝绳的单位长度重量，千克/米； Qd是所选择标准提升钢丝绳所有钢丝破断力之和，千克。 故此钢丝绳符合使用要求5. 滚筒的设计5.1滚筒的宽度尺寸计算卷筒宽度B根据所需容纳的钢丝绳总长度来确定。钢丝绳总长度包括：1） 提升高度；2） 供试验用的钢丝绳长度，规定每半年剁绳头一次，一次剁掉5米，如果钢丝绳的寿命以两年计算，则试验长度为20米；3） 为减少绳头在卷筒上固定处的张力而设的三圈摩擦圈。1500mm式中 B滚筒宽度，mm；H提升高度，m； d钢丝绳直径，mm; 钢丝绳试验长度，一般取2030米； 摩擦圈，一般取3圈； 钢丝绳绳圈圈之间的间隙，一般取23毫米，取=2毫米；故滚筒的宽度取1.5m5.2 钢丝绳最大静张力以及最大静张力差缠绕式提升机滚筒要受绳的拉力，缠绕到滚筒上的绳是在具有一定的绳张力的条件下缠绕到滚筒上的。所以提升绳对滚筒的作用力主要有两个：一方面是没有缠到简上的绳对滚筒的作用力，对这个力来讲滚筒像一般的空心轴一样要受到达个力的弯曲和扭转；另一个是缠绕到滚筒上的绳的张力对滚筒的作用，这个作用可看作是在筒壳外有一个均匀的压力压到筒壳上，好像一个密闭的圆筒在海底其四周受到均布水压一样，只是筒壳的两端在提升机处并不受侧面的压力。故钢丝绳最大静张力为： (5-1) (5-2)式中 是最大静张力差 是一次载重，千克； 是容器自重千克。5.3 滚筒的结构设计滚筒是用来缠绕钢丝绳，并且承受钢丝绳的拉力所造成的各种载荷的主要部件和传递动力的元件。滚筒一般由三部分组成，即筒壳、法兰盘（支轮）和支环。筒壳是滚筒最基本和最薄弱的元件，是滚筒的主要承载部分。其厚度一般为，本次设计中取为=20mm，其结构简图如5-1所示。支环的作用是增加滚筒的稳定性。筒壳和支轮的材料为钢板。矿井提升机的运转实践证明，木衬对筒壳能起到一定的保护作用，故设计时在筒壳外装有木衬。但木衬对筒壳的保护只有在筒壳的形状比较规则，没有发生较大的变形，并且合适的木材制作木衬（现常用柞木、水曲柳或榆木等制作），使木衬与筒壳能各处均匀严密接触的情况下才是有效的，故在安装提升机时，要求筒壳的外形是比较规则的圆柱体，木衬用上述木材制作，并按规定车制绳沟。装设木衬时，应使木衬衬条在长度方向上与筒壳均匀严密的接触，木衬衬条之间的缝隙应尽量予以消除。在使用过程中当木衬已经磨损时，应及时予以更换。6 木衬每块的长度与滚筒宽度相等，即为1500mm，每块的宽度为适宜于制造起见，不超过 ，每块的厚度应不少于钢丝绳直径的两倍，取为50mm。固定滚筒木衬的螺钉头应沉入木衬厚度三分之一以上，当全部木衬固定完以后，应用木塞沾胶水将螺钉孔塞死，并须用木楔将木衬缝填满。 图51 筒壳结构铸焊型滚筒的结构如图52示： 图52 铸焊型滚筒的结构1支轮 2筒壳 3支环 4木衬使用中的木衬，当因磨损使螺钉头的沉入深度尚存10mm时，即应重新更换。滚筒木衬必须刻制绳槽，沟槽深度A=0.35d00.35 1.30.455mmd0钢丝直径两相邻沟槽的中心距 t=d+(23)mm=20+(23)=22mm木衬的结构如图所示： 由于筒壳是一个处于负荷不断变化和复杂应力状态下的壳体，故筒壳的结构设计应保证滚筒的各个部分有足够的强度和刚度，并应尽量使各部的强度和刚度均匀，以便使筒壳能足以适应外力和内力的变化，而不致产生变形。85.4 滚筒的强度计算 作用在滚筒筒壳上的外载荷主要有下列几种： （1）已经缠绕到滚筒的钢丝绳绳圈对筒壳所施加的径向压力 （2）尚未缠绕到滚筒上的钢丝绳的静拉力对筒壳所施加的弯矩和扭矩 分析指出，由弯矩和扭矩所引起的筒壳的弯曲应力和扭矩应力与压缩应力相比，数值很小，可以忽略不计。由已经缠绕到滚筒上的钢丝绳绳圈的径向力所引起的筒壳自由段的压缩应力具有很高的值，压缩能达到12001500kg/cm2，而在法兰盘（支轮）处，筒壳的弯曲应力具有更高的值。弯曲能达到25003000kg/cm2，这样高的应力甚至超过了筒壳材料的屈服极限。9 所以，缠绕式提升机滚筒筒壳的强度计算不仅是指筒壳自由段的压缩应力和法兰盘处筒壳的弯曲应力计算，并应使筒壳在这些地方的最大应力不超过筒壳材料的许用应力。5.4.1筒壳的外载荷筒壳上的单位面积压力 式中， S钢丝绳最大静拉力 S=3932.93kgr筒壳厚度平均半径 t缠绕绳圈的节距 t2.2cm5.4.2 钢丝绳拉力降低系数 由 (5-3)式中 a 变形修正系数，对于筒壳中部，可取 a=1，筒壳端部取小下a=0。 B筒壳宽度 (5-4)式中Ek钢丝绳的弹性模数，Ek=（0.751.5）106kg/cm2，取Ek=1.0106kg/cm2；E筒壳钢板的弹性模数，E=2106kg/cm2；FK钢丝绳中所有钢丝的横截面积，取 FK=1.5124cm2；h 滚壳厚度 h=2.0cm；t绳圈缠绕节矩 t=2.2cm；则 （筒壳中部） （筒壳端部）两种计算结果相差不远，故以后计算取C=1。5.5筒壳的失效形式 滚壳的失效形式主要有：(1)裂纹 出现于筒壳、支轮及支环上。筒壳上的裂纹多出现于圆周方向和螺钉孔处。如图53所示。支轮的裂纹多出现于螺孔周边，呈放射状。支环的裂纹多出现于焊缝处或支环断裂。 图5-3 筒壳的裂纹形式示意图 (a)沿筒壳圆周方向局部开裂；(b)沿焊缝和支轮处局部开裂 1筒壳；2支环(2)局部变形过大多数是筒壳中部塌陷。(3)连接螺拴被剪断或弯曲变形过大，造成这些失效的原因是复杂的，一般来说可能有： 理论计算有误 例如某矿使用的241.7仿苏型提升机，根据正确计算应有34个支环，而实际只有两个，故造成卷筒强度不足；结构设计不良 造成卷筒各部分刚度相差过大。例如所加支轮和支环的结构不合理形成局部刚性过高从而导致局部应力过高，不符合弹性均匀化设计原则； 加工安装不当 例如卷筒不圆，或支环与筒壳贴合不好等； 使用维修不当 例如过载，以及加速度过大等； 原材料有缺陷 例如内部裂纹等； 焊接工艺不当 例如焊条或焊接参数选用不当，焊接处清洗不净，以及焊后不净；热处理或热处理不当造成焊接残余应力过高等； 原设计许用应力选取过大 例如苏制或仿苏的241.7和241.8提升机，标准中可以采用8吨卸式箕斗，钢绳直径可达47.5mm，钢绳最大静拉力可分别达到17.5吨和18吨，而筒壳厚度仅有16mm，其应力可达180200MPa，因此就很容易出现裂纹。 加工、装配和安装质量对筒壳能否良好的工作也有很大的影响。例如筒壳与法兰盘的结合处沿圆周方向接触不严密，局部地方间隙过大(超过0. 5毫米)；两半卷筒的对口处间隙过大，连接不牢。法兰盘或轮毂与主轴连接处的切向松动，游动卷筒的法兰盘或轮毂与主轴之间的间隙过大，或在轮毂与主轴过盈配合的情况过盈量过小等，造成法兰盘或轮毂在主轴上晃动或轴向窜动，从而给简壳带来附加扭曲。焊接结构的卷简中，主要是焊缝的强度不够或焊接内应力过大。 筒壳外形不规则，椭圆度过大等等。 上述缺陷均会使卷筒筒壳失去稳定的工作状态，使用一段时间后，出现连接螺钉折断、卷筒发响等不正常现象。以致在正常负荷下筒壳变形和开裂，为此，应提高加工、装配和安装质量，使用时应经常检查各连接处的情况，发现异常现象时，应及时检修并处理。卷筒筒壳不要使用有缺陷的钢板制作，而必须用检查质量合格的钢板制作。目前，强度低的合金15Mn钢板得到普遍的应用，此种钢板的强度较45钢提高30。105.6滚筒滚壳强度的校核5.6.1滚筒筒壳自由段压缩应力的校核1）滚筒滚壳自由段压缩应力的计算 滚筒滚壳自由段的长度应满足 故取 L=45cm式中， R滚筒半径； h筒壳厚度。查机械设计课程设计指导书（航空工业出版社）表114 钢板的许用压缩应力 =1800Kg/cm2 。2一层缠绕时，在绳圈均布载荷作用下筒壳自由段的压缩应力为式中 S钢丝绳的最大静拉力（N）； T滚筒筒壳的厚度（cm）， ； t钢丝绳在滚筒上的缠绕节距（cm），t=2.2cm； C钢丝绳拉力降低系数，C=1。由于钢丝绳应力满足要求，故满足筒壳压缩应力需求。5.6.2支轮处筒壳应力的校核（1）首先决定筒壳与支轮的结构类型 如图所示，当认为筒壳与支轮的连接为固接结构，而与之相反，应将其视为铰接结构。另外，如果筒壳与支轮连接处沿圆周方向分布较多时，亦可视为固接结构。图5-6 筒壳支轮的连接结构 因为 式中， r-筒壳厚度平均半径，r=59.0cm；h-滚筒筒壳的厚度（cm），h=2.0cm；=4.5cm因此，筒壳与支轮的连接应该视为铰接结构。（2） 滚筒支轮轮缘直径 D1滚筒支轮轮缘直径； d 钢丝绳的直径，d=20mm（3）在最大弯曲力矩处筒壳的压缩应力 式中，Cz支轮处钢丝绳拉力降低系数，当支轮的刚度足够大时，可以认为支轮处的筒壳不变形，故Cz=1。在支轮与筒壳自由段之间的区段，近似取平均值 （5-5） q-筒壳上的单位面积压力 r筒壳厚度平均半径，r=59cm； h滚筒筒壳的厚度，h=2.0 cm； 在最大弯曲力矩处筒壳的压缩应力为 根据最大剪应力理论，合成应力 波桑比， 故支轮处筒壳强度足够。 （4）支环处筒壳应力的校核在焊接支环处，筒壳的压缩应力为： (5-6)式中 KZh支环的刚度系数，一般取，此处 取KZh=0.5； CZh钢丝绳拉力降低系数 (5-7)式中 C筒壳自由段钢丝绳拉力降低系数 在焊接支环处的弯曲应力为： 根据最大剪应力理论，合成应力为故支环处的筒壳强度足够。5.7筒壳的强度稳定性校核 二支环间筒壳的稳定性条件为： （5-8）式中 qk筒壳表面的临界单位压力（kg/cm2）； no 筒壳稳定性安全系数，no=22.5， 此处取no=2.2其中， 式中 Lk 筒壳的临界长度， 则 因为筒壳宽度 B=150cmLk=266.57cm,故满足了稳定性条件。5.8 滚筒右支轮部件的结构 右支轮的结构尺寸为：（计算过程省略）如图5-7所示图 5-7 右支轮结构简图6. 主轴的设计主轴是绞车承载的主要部件，提升绞车的主要工作构件如滚筒、轴承、离合器以及联轴器等均安装在主轴上。有些小型提升机的主轴还装有减速的末级大齿轮。电动机通过主轴驱动滚筒主轴也是传动的主要部件。提升绞车主轴应能承受工作过程中的外负荷而不发生残余变形和过量的弹性变形，同时要保证一定的使用寿命。主轴往往是提升机中重量最大的一个零件，其尺寸和传递的力矩也较大。6.1主轴的结构设计 主轴装置是一个完整的结构，包括轴承、端盖、离合器、联轴器、支轮等多个部件，而有根据主轴的应用场合不同，具体轴上需用的部件和结构也不尽相同，例如本绞车上用到的部件有滚筒、支轮、轴承、端盖、制动轮毂等部件，主轴的结构简图如6-1图所示： 图6-1 主轴结构简图结构上除应满足强度和刚度要求外，还应重视工艺和安装方面的问题。主轴的结构设计应考虑如下几点：6 （1）要便于起吊、拆装和加工。零件在轴上要求定位准确，工作中不发生移动。例如，为了便于安装、找正，提升机主轴目前一般做成两支点。为了便于加工，主轴轴向尺寸不宜过长以免需要大型工装及需要大型炉进行热处理等。现代提升机上已普遍采用滚动轴承代替原来的滑动轴承，这样可减小主轴轴向尺寸：为便于安装，主轴结构应作相应考虑。如图6-1所示滚筒主轴，考虑到安装上的方便，安装调整环，以便在装配时修正。 （2）滚筒在轴上的固定方法可用切向键也可用静配合，2JTP-1.60.9型矿用提升绞车的滚筒采用切向键固定，但不论用何种方法都应使连接可靠，不允许在运转中出现松动现象。对键连接应有防坠装置。双滚筒提升机每个滚筒仅在一个支轮轮毂处固定就可以了。对于活滚筒，为了避免因多次调绳操作后轴上磨出构槽，所以在其轮毂与主轴间加设衬套。 （3）轴的结构应尽量使轴受力合理，避免或减轻应力集中，以保证轴的疲劳强度。轴径变化处过渡圆角半径不宜过小。根据需要和可能对主轴进行表面强化处理（如喷丸、滚压等）以提高其疲劳强度。 （4）主轴是主要承载部件且受交变应力，故对其工艺要求较高。主轴锻造后必须进行探伤试验及机械性能试验，当有裂纹及其他缺陷存在时，此轴的寿命会受到影响。主轴锻造、加工后要进行热处理，热处理方法用正火也有调质的。 （5）主轴材料一般采用优质中碳钢，最常用的是45钢碳素结构钢。这种材料价廉、对应力集中敏感性小、加工性能好，通过调质处理，可获得强度、耐磨性和冲击韧性都比较好的综合机械性能。一般采用合金钢，因为碳钢与合金钢的弹性模量相差很小，用合金钢虽可提高主轴强度，但对提高主轴强度意义不大。经过锻造、正火处理机械性能不低于下表数值：表 6-1 主轴材料选择参数机械性能 （公斤力） （公斤力） （） （公斤力.米） HB要求 58 29 15 2.5180217 （6）必须进行材料质量探伤检查，不得有降低机械强度和使用性能缺陷。 （7）轴颈的表面光洁度不低于Ra6.3，非配合面和圆角光洁度不低于Ra12.5 ，且用样板检查其圆角。6.2联轴器及轴承的选择6.2.1联轴器的选择联轴器是联接两轴或轴和回转件，并传递扭矩。由于两轴的相对位置可能是同一轴线的，也可能成一定角度；即使同轴线的两根轴，因为制造和安装的不精确以及工作时的变形等，也会使两轴之间产生轴向、径向、角度或综合性的位移。为此，通常将联轴器设计成可移式动联接，或在联轴器中装上弹性较大的元件如橡皮及弹簧等，利用联轴器的可移动性或弹性元件的变形来补偿两轴间的各种偏位误差。根据是否是弹性元件，联轴器分为刚性联轴器和弹性联轴器两大类：61. 刚性联轴器 这类联轴器没有弹性元件，按能否补偿位移分为固定式和可移式两种。固定式要求两轴严格对中，并在工作时不允许发生任何相对位移。由于安装困难，又不能补偿位移及消除冲击，故应用较少。可移式允许两轴有某种限度的位移如齿轮联轴器，十字滑块联轴器及万向联轴器等，都是可移式刚性联轴器，在煤矿机械和机床中均有应用。2. 弹性联轴器 这类联轴器装有弹性元件，具有缓冲减振的功能，同时可补偿一定的偏位误差，如弹性柱销联轴器，尼龙柱销联轴器及液力联轴器等，在各种机械中更为常用。 联轴器的类型应根据使用要求和工作条件来确定。具体的选择时可考虑以下的几点： （1）所需传递的扭矩的大小和性质以及对缓冲和减振方面的要求。 （2）联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小，对于高速传动轴，应选择平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器.弹簧联轴器.齿式联轴器等，而不适宜选用存在偏心的滑块联轴器等。 （3）两轴相对位移的大小和方向，当安装调整后，难以保证两轴严格精确对中，或工作过程两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器，例如，当径向位移较大时，可选用滑块联轴器，角位移较大或相交两轴的联接可选用万向联轴器等。 （4）联轴器的可靠性和工作环境，通常由金属元件制成不需润滑的联轴器比较可靠，需要润滑的联轴器，其性能易受到润滑完善程度的影响，且可能污染环境。 （5）联轴器的制造 安装 维护和成本，在满足使用性能的前提下，应选用装拆方便，维护简单和成本低的联轴器。根据以上条件并结合轴的直径，传递的转矩及转速，就可选定联轴器的型号以及尺寸。联轴器两端的联接轴直径可不相同，所选联轴器的孔径应分别与两端轴径相配。 在设计轴的开始估算轴的最小直径dmin。所选轴的材料仍为45钢，调质处理 由 （6-1） A0 由材料的许用扭转应力所确定的系数，其值为A0=103126； P主主轴的功率，其值为P主=132=1320.82=108.2kw； n 主轴的转速，其值为 利用上式估算轴径时，应注意以下几点；9（1）对于外伸轴，由上式求出的直径，为外伸轴段的最小直径；对于非外伸轴，计算时应取较大的A0值，估算的轴径可作为安装齿轮处的直径。（2）计算轴径处有键槽时，应适当增大轴径以补偿键槽对轴强度的削弱作用。（3）外伸轴段装有联轴器时，外伸段的轴径应与联轴器毂孔直径相适应；外伸轴段用联轴器与电动机轴相连时，应注意外伸段的直径与电动机轴的直径不能相差太大。输出周的直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的直径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查机械设计141，考虑到转矩变化很小，故取=1.3Z，则： 式中 按照计算转矩应小于公称转矩的条件，查机械设计手册（成大先）选用LZ10弹性注销联轴器，其公称转矩为31500,联轴器的孔径d1160mm，故主轴部分亦取160mm，半联轴器长度L=242mm6.2.2滚动轴承的选择该主轴轴承主要承受径向载荷，结合设计的主轴最小直径，根据手册机械零件设计手册吴宗泽主编 机械工业出版社 2006.3第八章 滚动轴承，选择轴承前首先考虑滚动轴承的失效形式。 滚动轴承的失效形式主要有疲劳剥落，过量的永久变形和磨损疲劳剥落是正常失效形式它决定了轴承的疲劳寿命；过量水久变形使轴承在运转中产生剧烈的振动和噪声；磨损使轴承游隙、噪声、振动增大，降低轴承的运转精度；一些精密机械用的轴承，可用磨损确定轴求寿命。疲劳剥落可根据使用寿命，由基本额定动载荷限定载荷能力；过量永久变形可有基本额定静载荷限定载荷能力；磨损尚无统一的计算方法。 此外，还有胶合、企图断裂、滚动体压碎、保持架磨损和断裂、电蚀、锈蚀等失效形式。在正常使用情况下。这些失效是应该避免的因此称之为非正常失效。11综上，选择调心滚子轴承，其参数、简图（6-2）及其安装尺寸如下表所示：基本尺寸 /mm基本额定载荷/KN极限转速r/min轴承代号dDBCrCor脂油3000型160240602224181200160032934 X2 安装尺寸da mindbmaxDaMinDamaxDbmina1min a2minramaxrbmax - 662.12其余结构设计根据具体工艺分析和设计要求以及结构形式等方面综合考虑，参考机械设计课程设计指导书王昆主编 高等教育出版社及机械零件设计手册吴宗泽主编 机械工业出版社及其它零件手册等设计出主轴。6.3 主轴强度和刚度计算及校核作用在主轴上的正常载荷有：（1）装于主轴上各零件的自重以及轴的自重。安装在主轴上的零件有滚筒，离合器，齿轮联轴节等。（2）缠于滚筒上钢丝绳重，通过滚筒支轮轮毂中心线作用于主轴上，它的大小在整个提升缠绕过程中是变化的。（3）由钢丝绳拉力引起的弯矩和扭矩，经支轮轮毂传递给主轴。因为在缠绕过程中钢丝绳的长度是不断变化的，钢丝绳还要沿滚筒宽度移动，因此，通过各支轮轮毂传给主轴的载荷大小在提升过程中是变化的。126.3.1 固定静载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力绞车作用于主轴上的固定静载荷包括两部分；(1)主轴上各零、部件的自重及主轴本身的重量。滚筒的重量可以认为集中加于轮毂的中心，主轴的自重加于轮毂的中心及支座上，方向始终垂直向下，大小不变。(2)缠绕在滚筒上的钢丝绳重，通过滚筒支轮轮毂中心线作用于主轴上，方向始终垂直向下，它的大小随着缠绕在滚筒上的钢丝绳数量的变化而变化。13各个零件在主轴上布置的位置如图63所示：图63 零件在主轴上的布置图主轴自重分配于各轮毂处的力主轴单位长度重量 （6-2）主轴自重主轴全长主轴自重可作为集中力分配于各轮毂作用点上。因为集中载荷在计算上较为方便，与其它各集中力也便于叠加，同时也偏于安全。滚筒各零部件重量分配于各轮毂处的力-左支轮自重-右支轮自重-筒壳自重缠绕于滚筒上的钢丝绳重量分配于各轮毂处的力a、摩擦圈、试验用钢丝绳的重量 （6-3）b、钢丝绳总的重量(不包括G。) （6-4）式中 nm保留在滚筒上的摩擦圈数nm=3； L试验用的钢丝绳长度，L=30m； 钢丝绳的提升高度，c、钢丝绳重量分配于各轮毂处的力单滚筒提升开始（钢丝绳从右端开始缠绕）合成的固定静载荷上述三项静载荷其方向与作用点均相同，故可合成 单滚筒提升开始6.3.2 钢丝绳拉力分配于主轴各轮毂作用点上的力 液压绞车钢丝绳拉力引起的弯矩和扭矩，经支轮轮毂传递给主轴，方向沿钢丝绳轴心线。因为在提升过程中，钢丝绳长度不断变化，钢丝绳位置还要沿滚筒宽度移动，所以通过支轮轮毂传给主轴载荷的大小在提升过程中是变化的。 如考虑出绳角的影响，钢丝绳拉力可分为垂直方向和水平方向的分力。其中垂直方向的分力的方向依出绳方向而定，当出绳仰角为正值时，垂直分力向上。它抵消主轴上的部分固定载荷，减少垂直方向作用力。当出绳仰角为负值时(这种情况很少)，垂直分力向下，增加垂直方向作用力。一般在新设计绞车时，出绳方向可按水平计算。（1）钢丝绳拉力及其位置计算 单滚筒提升开始单滚筒上提升钢丝绳的拉力 （6-5）式中 T钢丝绳最大静张力，T=38542.72N； K矿井阻力系数，取K=1.15； Q一次提升货载量，Q=2600kg mi提升侧所有运动部件的变位质量 mit天轮变位质量，按液压绞车吴辉海编著 煤炭工业出版社 取mit=270kg； a1提升加速度a1=1m/s。所以 钢丝绳拉力的作用位置在单滚筒的右侧，但由于摩擦圈及试验绳圈的关系，故距右端挡板还有一段距离b1，如图6-4所示 图 6-4 单滚筒开始时钢丝绳的位置 （2）钢丝绳拉力分配于各轮毂处的力 根据钢丝绳在滚筒上的位置及滚筒的结构尺寸，按简支梁求反力的关系，把钢丝绳拉力分配于1、2点上。单滚筒提升开始参见图6-5 我们在设计绞车时，出绳方向按水平计算，因而上述T、F助均为水平方向。图 6-5 单滚筒提升开始时钢丝绳拉力分配6.3.3 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力 将钢丝绳拉力分配于各轮毂处的力和合成的固定静载荷按向量相加，则得到作用于轴上的水平方向及垂直方向的合力。其中钢丝绳拉力为水平方向，固定静载荷为垂直方向。 单滚筒提升开始 垂直方向 水平方向 6.3.4弯矩计算（1）计算支点反力单滚筒提升开始 垂直合力对主轴造成的支点反力 参看图 6-6 图 6-6 垂直合力对主轴造成的支点反力 左轴承 右轴承水平合力对主轴造成的支点反力参看图 6-7图 6-7水平合力对主轴造成的支点反力左轴承 右轴承（2）计算垂直弯矩、水平弯矩和合成弯矩单滚筒提升开始垂直力对主轴造成的垂直弯矩在1、2点分别为： 水平力对主轴造成的水平弯矩 合成弯矩 6.3.5 扭矩计算由于绞车滚筒及缠上的钢丝绳重量较大，故计算扭矩时应将其惯量计入。绞车的最大扭矩发生在单滚筒提升开始时，断面2处。其扭矩大小为：=式中 T1单滚筒提升开始时钢丝绳的拉力，T144656.65N； mig滚筒的变位质量mig=1700kg； m0滚筒上摩擦图及试验钢丝绳重，m047.52kg。表 6-3 计算的弯扭值（单位KNm） 方向/位置 M1 M2 M合 T1 垂直1.82.3 3.8 28 水平2.48.5 8.86.3.6危险断面的安全系数计算在计算出主轴各断面的合成弯矩和扭矩后，按照机械零件中的强度。绞车主轴的弯曲应力是从max变到-max，从联轴器到单滚筒右支轮(制动轮)之间的扭转应力也是max变到-max，按疲劳强度验算主轴危险断面的安全系数。主轴的结构尺寸如图5-8所示。主轴材料为45号钢，经热处理正火+回火，HB=160200,b 54880 N/cm2，s 27440 N/cm2，-1=24500N/cm2，-1 =14700N/cm2。 (1)抗弯和抗扭断面模数计算 抗弯断面模数 （6-6）式中 d主轴断面2处的直径d=170mm。抗扭断面模数 （6-7）(2)断面2安全系数计算最大弯曲应力和扭转应力 （6-8） （6-9）最小弯曲应力和扭转应力 应力幅 平均应力 抗弯安全系数 （6-10）式中 K弯曲时的应力集中系数，取K=1.76； 表面粗糙度系数，取=0.94； 尺寸系数，取=0.6。抗扭安全系数 （6-11）式中 K扭转时的应力集中系数，K154； 抗扭等效系数，=0； 尺寸系数，=0.6。总安全系数 （6-12）符合要求。6.3.7按弯扭组合校核强度据以上计算的数据，绘制如下弯扭矩图如图6-8所示： 图6-8 主轴的弯扭矩图6.3.8 挠度计算假设用主轴中点的挠度代替主轴的最大挠度，而主轴中点的挠度则为各作用在主轴中点处所造成的挠度之和。根据材料力学，简支梁受集中力时，中点挠度公式为： (参见图6-9) 图 6-9 主轴挠度计算当ab 时 式中 E主轴的弹性模数 E=9.82.1106N/cm2； J主轴的惯性矩 J=d4/64。(1)固定静载荷和钢丝绳重量造成主轴的垂直挠度 单滚筒提升开始点1处垂直作用力造成的挠度(参见图6-10) 图 6-10点1处垂直作用力造成的挠度，。 点2处垂直作用力造成的挠度(参见图6-11) 图 6-11
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