资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共21页)
编号：537246
类型：共享资源
大小：139.94KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-27
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
6
积分
- 关 键 词：
-
机械毕业设计论文
- 资源描述：
-
机械毕业设计180JK-2.5%30提升机,机械毕业设计论文
- 内容简介：
-
论文 1 1 滚筒的设计 滚筒的作用主要是通过一外啮合圆柱齿轮传动，通过主轴把减速器箱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 。 1.1 滚筒有关尺寸的计算 1. 计算滚筒直径 由 式 Dvind 60则 mn viDd32.198014.3 1875.36060 2. 验算滚筒直径 mmdmmD 10005.1280801320 故 D=1320mm合适 3. 计算滚筒宽度 )(330( dDHBmm780)35.12)(31320 30210( 式中， H 主井提升高度 XZS HHHH m2161416180 钢丝绳缠在滚筒上时，两绳圈之间间隙，取 mm3 1.2 滚筒的结构设计 矿井提升机的滚筒是缠绕钢丝绳的，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、nts论文 2 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。其宽度一般为 mmmm 2010 ，本次设计中取为 mm30 .支环的作用是增加滚筒的稳定性。筒壳和支轮的材料 为 Mn16 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。 木衬每块的长度与滚筒宽度相等，即为 780mm，每块的宽度为适宜于制造起见，不超过 mm200150 ，每块的厚度应不少于钢丝绳直径的两倍，一般为 100mm 左右，取为 80mm。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添满。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。筒木衬必须刻制绳槽， 则沟槽深度 mmd mmA 7.0235.035.0 d 钢丝直径 两相邻沟槽的中心矩 mmmmdt )54()32( 取 mmt 5.4 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nts论文 3 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。 根据工程实际参照设计标准，现设计为 图 6-1 滚筒结构简图 其优点是： 1.滚筒内部设有加强支环，增加了筒壳的刚度，筒壳钢板较薄 2.采用铸铁法兰盘，节省钢材，减少了焊接工作量和焊接内应力 1.3 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相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2/15001200 cmKg ，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 2/3002500 cmKg ，这样高的应力甚至超过了筒壳材料的屈服极限。 所以，缠绕式矿井提升机滚筒筒壳的强度计算不要是指 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nts论文 4 应力不超过筒壳材料的许用应力。 1.3.1 筒壳的计算载荷 1. 筒壳的外载荷 筒壳上的单位面积压力 q 由 )/(/ 2cmkghtStpq 2/09.5445.060/1.1298 cmkg 式中， S 钢丝绳最大静拉力 kgS 1.1298 r 筒壳厚度平均半径 cmr 60 t 缠绕绳圈的节距 cmt 45.0 2. 钢丝绳拉力降低系数 由式， E h tFEaaC KK5.0115.011 式中， a 变形修正系数 对于筒壳中部，可取 0x 1a ，筒壳端部取 2/Bx ， 0a B 筒壳宽度 212.045.03102 5 7 2 7.0100.1 6 6 E h tFE KK 式中， KE 钢丝绳的弹性模数， 26 /10)5.175.0( cmkgE K ，取26 /100.1 cmkgE K E 筒壳钢板的弹性模数， 26 /102 cmkgE KF 钢丝绳中所有钢丝的横截面积 2cm 25727.0 cmF K h 筒壳厚度， cmh 3 t 绳圈缠绕的节矩， cmt 45.0 nts论文 5 则， 904.0212.015.01 11 C（筒壳中部） 12C （筒壳端部） 两种计算结果相差不远，故以后计算取 9.0C 1.3.2筒壳强度的校核 1. 筒壳自由段压缩应力的校核 1） 筒壳自由段压缩应力的计算 筒壳自由段的长度应满足 RhL 83.12 cm57.4936183.12 故取 cmL 50 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 11-4 nM16钢板的许用压缩应力 2/1800 cmKg 因滚筒直径为 mm1320 ，宽度为 mm780 ，钢丝绳直径为 mm5.12 ，绳间节距为 mm5.4 ， 故缠满一层时的圈数为 465.125.4 780 ，绳长为 mmrl 2.1764621 又钢丝绳最大悬垂长度为 mm218 ，故第二层可缠圈数为 112 2.176218 r2） 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 221 /1800/1.1298/ cmkgcmkghtSC 压缩 式中， S 钢丝绳的最大静拉力（ Kg）， kgS 1.1298 h 滚筒筒壳的厚度（ cm）， cmh 3 t 钢丝绳在滚筒上的缠绕节矩 ， cmt 45.0 nts论文 6 C 钢丝绳拉力降低系数， 9.0C 3） 二层缠绕时应乘以缠绕系数 2A 又 83.112112 A式中， 72.4212.0 111 Kk FE E h t则， 2222 /1800/7.1583SCA cmkgcmkght 压缩故满足筒壳压缩应力需求。 1.3.3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 26 所示，当 /CL 时，认为筒壳与支轮的连接为固接结构，而 与之相反，当 /CL 时，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 6 2 筒壳支轮的连接结构 因为 095.0285.1 rh式中， r 筒壳厚度平均半径， cmr 60 h 滚筒筒壳的厚度（ cm）， cmh 3 nts论文 7 cmLcmC 507.94095.0/9.0/ 因此，筒壳与支轮的连接应该视为铰接结构。 2. 在最大弯曲力矩处筒壳的压缩应力为： 2/5.90959.0 0 cmkgC yz 弯曲 式中， ZC 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 1ZC 。在支轮与筒壳自由段之间的区段，近似取平均值 95.02/1 CC Z q 筒壳上的单位面积压力 q ， 2/09.54 cmkgq r 筒壳厚度平均半径， cmr 60 h 滚筒筒壳的厚度（ cm）， cmh 3 其中， 2/8.1 0 8 1/0 cmkghqry 在最大弯曲力矩处筒壳的压缩应力为 2/8.69968.00 cmkgC yZy 根据最大剪应力理论，合成应力 弯曲 )1(31 y 2/06.1457 cmkg 波桑比， 3.0 故支轮处筒壳强度足够。 1.3.4支环处筒壳应力的校核 在焊接支环处，筒壳的压缩应力为： 2/530)1( cmkgKh rCq hZhZy 式中，hZK 支环的刚度系数，一般取 6.04.0hZK，此处 nts论文 8 取 5.0hZKhZC 钢丝绳拉力降低系数 98.0)1( CKCC hZhZ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 2/7.96482.1 cmkgKh rCq hZhZ 弯曲 根据最大剪应力理论，合成应力为 2/29.1205)1( cmkgy 弯曲 故支环处的筒壳强度足够。 1.4 筒壳的强度稳定性校核 二支环间筒壳的稳定性条件为： 0nqrtCTq k 式中， kq 筒壳表面的临界单位压力 )/( 2cmkg 0n 筒壳稳定性安全系数， 5.220 n， 此处取 2.20 n其中， kk Lrhq 5.15.26105.1 式中， kL 筒壳的临界长度 则， cmnqrhLk 8.4 2 2105.105.15.26 因为筒壳宽度 cmLcmBk 8.42278 故满足了稳定性条件。 nts论文 9 2 主轴的设计 提升机主轴是承担所有载荷，并将此载荷经过轴承传给地基的主要承力机构。一切做回转运动的传动件（如齿轮、涡轮等），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传递，因此，轴的主要功用上支承回转零件及传递运动和动力。 按照载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴；只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为传动轴。作用在提升机主轴上的载荷主要有下列几种： 1.由轴自身的重量和套装在轴上的零 件产生的固定静载荷。安装在主轴上的零件有滚筒、轴承、支轮、木衬、联轴器及滚筒两侧与法兰盘铸成液体的制动轮等。它们的重量可以认为集中作用于各自的轮毂中心，而由主轴自重引起的近似均布荷重可以认为作用于各轮毂中心及支座上集中来代替。 2.提升机工作时的负载，包括钢丝绳的拉力和在提升过程中钢丝绳重量的变化等。 3.当发生事故紧急制动时，或当容器卡井筒中时，所发生的非正常载荷。由此可见，主轴应该是转轴。 上述前两项为正常载荷，第三项为非正常载荷。 主轴在上述各载荷的作用下，承受弯曲和扭矩两种 应力。轴的设计和其它零件相似，包括结构设计和强度验算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件的装配难度等。主轴的工作强度计算，主要是指按正常载荷进行的疲劳强度计算，此外，还需要按非正常载荷进行校核，即保证主轴在非常载荷作用下不产生残余变形。 nts论文 10 2.1 主轴的结构设计 1. 提升机滚筒部件具有严格的对称性，因此，在其主轴结构上也具有对称性。在设计轴的 开始估算轴的最小直径 mind 所选轴的材料仍为 45钢，调质处理 由 30ggnPAd mm)9.966.118(4.5438.45)103126( 3 又考虑到轴最小直径段与轴承联接，此段轴上有一个键槽，故轴径应增大 3%，则 mmd 8.992.122 故 mmd 8.99min 结合 mind 查手册选用圆柱滚子轴承 N220 ，其尺寸mmmmmm 34180100 ，故 mmd 100min ，长度为 L=B=34mm，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（按减速器各轴设计方法）设计出主轴如图 17 所示 图 7-1 主轴结构简图 上图中， 、 VV 、 VV 根据相关条件，选用切向键，两支轮处选用的切向键尺寸都为 mmmmmm 1 2 01628 、， VV 段nts论文 11 选用的联轴器 CICL9 型，其公称转矩为 18000N.mm，半联轴器的孔径d=90mm，半联轴器长度为 L=212mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL 1671 。 2.2 主轴的强度校核 提升机主轴强度演算包括三方面内容： （ 1）按最大正常载荷计算轴 危险端面的安全系数，对于对称循环应力，一般取安全系数 5.1n ；对于非对称循环应力，取安全系数 2n 。 （ 2）校核提升机主轴的刚度，轴的最大挠度 3000Lf 式中 ， L 主轴的跨度。 （ 3）按事故载荷（卡罐情况）校核危险端面的应力，此应力值应小于材料的屈服限。 提升机主轴强度的验算，可按机械零件中轴的计算方法进行。但也应该根据提升机的具体工作特点确定轴的正常载荷及事故载荷。 2.2.1 求主轴的正常载荷 如前所述，作用在主轴上的正常载荷主要有： （ 1）安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、轴承、支轮、工作闸、联轴器等。它们的重量可以认为集中作用于两支轮的轮毂中心。而由主轴自重引起的近似均布荷重可以认为作用于各轮毂中心及支座上集中力来代替。 （ 2）缠绕于滚筒上的钢丝绳的绳重，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过程中 钢丝绳长度是不段变化的。 （ 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长度不断变化，钢丝绳还要沿滚筒宽度移动，因此，nts论文 12 通过各 支轮轮毂传递给主轴的载荷大小在整个提升过程中也是不断变化的。 既然在提升过程中载荷是变化的，那么究竟是按哪一种工况进行工作的强度校核呢？这个问题与许多因素有关，因此，不能做出简单的结论，所以通常在提升机钢丝绳多层缠绕时都是按下列四种工况进行计算。 （ 1） 上提重物，主轴加速度提升开始时； （ 2） 钢丝绳在滚筒上缠满两层时； （ 3） 钢丝绳在滚筒 上缠满三层时； （ 4） 钢丝绳在滚筒上缠满四层时。 在分别进行四种工况的计算之后，找出合力矩最大的危险截面进行计算。 因本次设计中，钢丝绳只能在滚筒上缠满一层，第二层仅缠 11 圈，故本次设计只对前两种工况进行计算。 下面就对设计中的主轴进行校核。 首先分析其受力状况，如图 7 2所示： a. 根据主轴的结构特征以及工作时的受力情况，在进行强度校核时可以将 其视为等径直杆以便于计算 nts论文 13 b. 滚筒部件作为整体包括 :主轴、滚筒、左支论、右支轮、木衬等部分 ，通常在结构上有很大的对称性，因此可再次做简化。因滚筒质量为，kgvm 476.078.0)29.132.1(108.710 22331 ，故滚筒部件的总重可估计为 kgm 540 （即 )5400 NG 。将滚筒部件的均分为两部分p1、 p2作为主要载荷分别集中作用于左右支轮的中心线上。 21 pp （其值详见表 7-1） c. 缠绕在滚筒上的钢丝绳重量gG缠满一层时， NplGg 9.792102.17645.011 第二层缠满 11圈， NrGg 9.81821145.09.7922 d. 主轴所传递的扭矩 ZT 以及主轴上的支轮所承受的径向力 rF 和切向力tFmmNnPTZZZ .7 0 9 6 6 5 3 01055.9 6 NdTFZZt 6.61752 Fr Gg1 100 Gg2 图 7-2 主轴受力示意图 Ft RB P2 P1 RA nts论文 14 NFFtr 7.2 2 4 720ta n 0 e. 钢丝绳在提升时的拉力 T NT 45.1109645.3096108001 NCT 5.9998)45.310910800(2 式中， C 是钢丝绳拉力降低系数 列表如 7-1 所示： 表 7-1 各工况的扭矩及自重 工 况 i T（ i） /N 缠绳位置 自重)(2)(1 ii PP 1 11096.45 筒壳右端 3096.45 2 9998.5 筒壳左端 3109.45 f. 支反力主要是由两端轴承的支撑作用所产生的反力 AR 、 BR （其值详见下节分析）。 2.2.2 支反力的计算 主轴的受力为空间力系，根据实际情况，可将其分解为竖直面 V和水平面 H两个平面内的受力分析。 记321 lllL ，其中， mmll 9431 ， mml 6462 （ 1） 工况 1： 竖直面 V面内 ，受力如 图 8-3所示： NLllPlTPFR rAV 6.3137/)()s i n( 32)1(131)1(2)1( NRTFPPR AVrBV 1.3376s i n )1(1)1(2)1(1)1( nts论文 15 图 8-3工况 1 时在垂直面 V内的受力简图 在水平面 H面内受力如图，如图 8-4 所示： NLlFTR tAH 6.536/)c os( 31)1( NRFTR AHtBH 7.4215c o s )1(1)1( 工况 2时的受力分析与工况 1时的受力分析相近计算得各反力如表 7-2所示： 表 7-2 工况 i RAV（ i） RBV（ i） RAH（ i） RBH（ i） 1 3137.6 3376.1 536.6 4215.7 2 2763.3 3966.3 413.8 3257.2 RBH L3 L2 L1 cosT RAH 图 8-4 工况 1 时在 H 面内的受力简图 Ft gGL3 L2 L1 sinTVP2VP1AVRBVR rF nts论文 16 2.2.3按弯扭组合校核强度 绘制弯扭矩图如图 8-5所示： （ 1） 工况 1： 3.96 0.5 MH1（ 100000N.mm） 图 8-5 （ b） 工 况 1 的水平面内的弯矩图 5.08 2.99 M 合 （ 100000N.mm） 图 8-6 （ c） 工况 1 的合成弯矩图 MV1（ 100000） N.mm 3.17 2.95 图 8-5 （ a） 工况 1 的竖直面 V 内的弯矩图 nts论文 17 工 况 2的弯扭图与工况 1类同，计算得数值见表 7-3 所示： 工况 i M 合 1 M 合 2 T1 1 2.99 5.08 112.6 2 7.87 3.53 99.84 2.2.4正常载荷下主轴强度验算 按疲劳强度验算 95.122 nnnnn 式中： n，n 扭矩和弯矩分别作用是的实际安全系数 527.51 mvkn 05.21 mvkn 其中： 1 弯曲疲劳极限，取 Mpa255 1 剪切疲劳极限，取 Mpa140 k，k 弯曲及扭转有效应力集中系数， 112.6 T1（ 100000N.mm） 图 8-5 （ d） 工况 1 的扭矩图 nts论文 18 2.3k， 6.1k 尺寸系数， 取 6.0 表面光洁度系数， 94.0 ， 折算系数， 1.0， 2.0v，v 扭转及弯曲应力幅 2 minmax v2 minmax v因弯曲应力是对称循环，扭转应力是脉动循环 ，所以 M p aWM W 3.1711m inm a x M paWTn3.4922m a x 0min 式中： 1WW 主轴 1 断面处抗弯截面
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号