2JK-510.5型矿用提升机主轴装置设计

I摘 要提升机是矿山的大型固定设备之一，是联系井下与地面的主要运输工具。本次设计 2JK-5/10.5 型矿用提升机主轴装置，主要目的是改良他的主轴结构 ,要求它的体积小、重量轻、适于恶劣环境、提升量大的工作场所，稳定性能好，效率高。重点进行设计提升机的主轴尺寸和卷筒结构。并且对其参数进行了理论计算；对其主要部件进行校核。最后，对所设计的提升机的使用与维护进行必要的说明。使其能满足客户的要求.关键词 提升机 主轴 卷筒 结构设计IIAbstractPromotion machine is one of mining large scale regular equipment , is to connect well to take off the major conveyance with ground. The design type mine of 2 JK-5 / 10.5 is installed with promotion machine main shaft, major purpose is to improve his structure of main shaft, ask its volume little , weight is bad environment and promotion light and is suitable for the working place of big quantity, stability can be good , efficiency is high. It is key to design reel structure and the size of main shaft of promotion machine. And for it, parameter has carried out theoretical calculation; For it major parts check nucleus. The final use and maintenance for the promotion machine designed carry out necessary explanation. Make it satisfy the requirement of customer.Key words Promote machine Main shaft Reel Structure is designed III目录摘要 IAbstract II第 1 章 绪论.11.1 选题的意义 .11.2 提升机的发展概况 .11.3 提升机的主要用途和特点 .2第 2 章 主轴的强度计算.42.1 原始数据 .42.2 固定载荷分配于主轴各轮毂的作用力 .52.2.1.主轴自重.52.2.2.卷筒、轮毂、调绳装置等自重.62.2.3.缠绕于卷筒上的钢丝绳重量.62.2.4.合成的固定静载荷 Ph .72.3 钢丝绳张力分配于主轴个轮毂作用点上的力 .82.3.1 钢丝绳张力及其位置的计算.82.3.2 钢丝绳张力在个轮毂上的分配.112.4 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力 .132.5 计算弯矩 .152.5.1 计算支点反力.152.5.2 计算垂直弯距、水平弯距及合成弯距.162.5.3 合成弯距.172.6 计算扭距 .182.7 计算危险断面的安全系数 .202.7.1 第工况 3 断面安全系数的计算.202.7.2 第工况 4 断面安全系数的计算.222.8 计算挠度 .23第 3 章 卷筒的结构和强度计算.253.1 已知条件 .253.2 计算钢丝绳张力降低系数 .253.3 计算双层缠绕时的缠绕系数 .273.4 计算筒壳强度 .27IV3.4.1 自由筒壳区.273.4.2 在支撑处的钢丝绳降低系数.273.5 计算支轮的强度 .29第 4 章 键销的强度计算与校核.314.键销的强度计算与校核.31第 5 章 提升机使用说明书.325.1 矿井提升机的结构 .325.2 安装.335.3 润滑.345.4 试运转.345.5 操作与绞车的安全运转.355.7 检查.36第 6 章 经济分析.38结论 40参考文献 41外文部分 42专题部分 59空气压缩机事故分析.59致谢 74毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页1第 1 章 绪论1.1 选题的意义矿井提升机是沿井筒提运矿石和废石，升降人员，下放材料，工具和设备。提升容器有罐笼和箕斗。罐笼可用来提升矿石、人员、材料与设备等，但是箕斗不能用来提升人员。所以提高它的安全性是最重要的,人的生命是最珍贵的.其次要求它的体积小、重量轻、寿命长，适于恶劣环境、提升量大的工作场所，稳定性能好，效率高。1.2 提升机的发展概况矿井提升设备是沿井筒提升煤炭，矸石，升降人员和设备，下放材料的大型机械设备它是矿山井下生产系统和地面工业广场相连接的枢纽，是矿山运输的咽喉因此，矿井提升设备在矿山生产的全过程中占有极其重要的地位随着科学技术的发展及生产的机械化和集中化，目前，世界上经济比较发达的一些国家，提升机的运行速度已达 2025m/s，一次提升量达到 50t，电动机容量已超过 10000kW,我国的煤矿建设也是符合上述发展规律的而且，目前我国矿井最大井深也在 1000m 以上；最大年产量百万吨甚至千万吨的矿井正在多处兴建甚至能力更大的矿井也在设计中在发达国家，电力电子技术较早就用于矿井提升机的传动，并且发展迅速，从 60 年代的模拟控制 SCR-D 直流提升机发展到目前最先进的同步机内用交流电机，没有电刷问题，提升机容量可以大幅度增加，例如南非帕拉波矿井内装式提升机电机功率达 6300kW。目前，全数字电力电子器件构成的国产直流提升机已占领了国内市场，并开始出口。但是由于我国的科技和生产水平的限制，我国的矿井提升机还有很大一部分需要依赖于进口发达国家的设备。毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页21.3 提升机的主要用途和特点矿井提升机的主要用途提升机是矿山的大型固定设备之一，是联系井下与地面的主要运输工具。矿井提升工作是整个采矿过程中的重要环节。从地下采出的煤炭、矿石必须提升至地面才有实际应用价值。废石的提升，工作人员、材料及设备的升降等都要靠提升工作来完成。矿井提升设备就是完成上述工作的多种机电设备组成的大型成套装备。矿井提升设备在工作中一旦发生机械或电气事故，就会造成停产，甚至造成人身伤亡。提升机结构的主要特点.结构紧凑、启动平稳，具有工作制动器和电力液推杆制动器， 安全可靠。设有机械无级速速机构，操作方便，拉动操纵手柄，可在设定 范国内选择任一速度提升或下放物料。 节电、省力 安装、维修方便。毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页3第 2 章 主轴的强度计算2.1 原始数据提升机各部件尺寸如图所示，采用双层缠绕无尾绳提升。卷筒直径 D=5000mm卷筒宽度 B=2300mm钢丝绳最大静张力 =230000NmaxjT钢丝绳最大静张力差 =160000Nj主轴每米质量 q=2240kg/m活滚筒左轮毂质量 =3800kghzG活滚筒右轮毂质量 =2600kgy调绳装置质量 =6140kgts游动卷筒质量 =18816kgh固定卷筒质量 =20377kgs固定卷筒左轮毂质量 =3000kgszG固定卷筒右轮毂质量 =4200kgy一个卷筒上木衬的质量 =2640kgm三圈摩擦圈的钢丝绳及供实验移动的钢丝绳质量 =1400kg0G钢丝绳缠满一层时的质量 =5190kg1钢丝绳缠满两层时的质量(包括 G1不包括 G0) =10760kg2活卷筒的变位质量 =19304kgih固定卷筒的变位质量(不包括卷筒及轮毂 ) =18720kgis天轮的变位质量 =3500kgit钢丝绳每米长质量 P=9.45kg/m提升机加速度 =1m/s2a箕斗自身质量 =8050kgrQ一次提升量 Q=8500kg毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页4钢丝绳直径 d=50mm活固定卷筒出绳角 1202.2 固定载荷分配于主轴各轮毂的作用力2.2.1.主轴自重主轴单位长度的质量 q 为 q=2240kg/m主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，这是因为集中载荷在计算上较为方便，与其他各集中力也便于叠加，同时也偏于安全。其计算结果见表2-1表 2-1 分配于轮毂上的力载 荷 名 称 符 号 计 算 公 式 结 果 (N)附加于 1 点上的力 1zP23()lqg3128.6附加于 2 点上的力 2z34()2l30897.44附加于 3 点上的力 3zP45()lqg33751.2附加于 4 点上的力 4z56()2l32818.24毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页52.2.2.卷筒、轮毂、调绳装置等自重卷筒、轮毂、调绳装置的自重，亦通过轮毂视为集中力作用于轴上，其计算结果见表 2-2表 2-2 卷筒、轮毂、调绳装置的自重分配于轴上的力载 荷 名 称 符号 计算公式 结果（N）附加于 1 点上的力 1gP12()tshzmGg202546.4附加于 2 点上的力 2g12hy 130614.4附加于 3 点上的力 3()szsm142183.3附加于 4 点上的力 4gP12yg153943.32.2.3.缠绕于卷筒上的钢丝绳重量缠绕于卷筒上的钢丝绳亦通过轮毂各点作用于轴上，为简化起见，仅按以下几种工况进行计算：1、 死卷筒提升开始；2、 死卷筒缠满一层；3、 死卷筒提升终了；4、 活卷筒提升开始；5、 活卷筒缠满一层；6、 活卷筒提升终了；计算公式及结果见表 2-3毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页6表 2-3 钢丝绳分配于卷筒上的力工 况 力 计算公式 结果（N）死卷筒提升开始或活卷筒提升终了或(1)sp(6)s或()2()或(1)3s(6)s或()4p()1022)Gg1022)0G05958459584137200死卷筒缠满一层或活卷筒缠满一层或(2)1sp(5)或(2)s(5)p或(2)3s(5)或(2)4sp(5)112()g0112()G0g32291322913229132291死卷筒提升终了或活卷筒提升开始或(3)1s(4)p或(3)2s(4)或(3)sp0G0122()g1022()G1372005958459584毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页7(4)3sp或()(4)s2.2.4.合成的固定静载荷 Ph在计算过程中，为方便起见，将上述三项静载荷首先合成，计算公式为： hzgsP由于钢丝绳重量按六种工况计算的，故合成的固定静载荷亦有六种工况。计算结果如表 2-4表 2-4 合成固定静载荷分配于轴上的力工 况 Ph1 Ph2 Ph3 Ph4死卷筒提升开始或活卷筒提升终了293711.4 221321.448 189848.025 786952.113死卷筒缠满一层或活卷筒缠满一层266390.55 194000.598 208437.975 219276.663毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页8死卷筒提升终了或活卷筒提升开始247800.6 161676.648 235758.825 246596.9132.3 钢丝绳张力分配于主轴个轮毂作用点上的力2.3.1 钢丝绳张力及其位置的计算钢丝绳张力的计算包括下列两重意义：一为计算它的大小，一为计算它在卷筒上的位置。亦需按以前所述的几种工况计算。为了简化计算，略去井口到卷筒间钢丝绳的惯性力，并近似地按三阶段梯形速度图提升时计算。死卷筒提升开始钢丝绳最大静张力：=(8500+8050+10760)g=267911.1(N)rzTQG死卷筒上提升钢丝绳张力：1()2itKTga= =576411.08(N)0.5273107389.5).8它的位置在死卷筒的左侧，但由于摩擦圈及实验绳长，故距左端挡板有一段距离：= 472(mm)130(7)(5bd307)(5.14活卷筒上下放钢丝绳张力：毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页911)2rritKaTQGg= =61166.63(N)0.5188(053)9.8. 死卷筒开始提升时，认为活卷筒上的钢丝绳处于卷筒的左断，亦即钢丝绳与卷筒左断挡板的距离 =0。1b死卷筒缠满一层死卷筒上提升钢丝绳的张力： 21()2KTGgQ= =210743.3(N)0.15679.59.8)9.812此时钢丝绳位置处于卷筒右端，距死卷筒右档板的距离 b2=0由于摩擦圈及实验绳长的影响，活卷筒上的第二层绳并未完全松下，而是还有一部分。当然钢丝绳的张力及其所在位置也可以用较准确的方法来计算，但习惯上往往按下述方法来确定：即在计算钢丝绳张力时，认为活卷筒上的第二层已全部松下，而在分配钢丝绳张力在左右轮毂时，则需考虑到活卷筒上下放钢丝绳的实际位置，因为钢丝绳位置对张力的影响较小，而对左右轮毂力的分配影响则较大。据此，活卷筒上下放钢丝绳的张力： 221()rKTQGQg= =127358.335(N)0.5(805769)89.12此时钢丝绳距右挡板 = =472（mm）2b1死卷筒提升终了毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页10提升终了时，认为钢丝绳已达到死卷筒的左端挡板，即 =0。死卷筒上3b钢丝绳的张力； 3221()()itKTTGgQGag= 0.5731071069.89.8(6350)1.=148559.4（N）活滚筒上钢丝绳的张力 3221()()r ritKaTQGQGg = 0.51(805176)8(05176350)9.8. =200582.12（N）此时活卷筒上所剩余的只有摩擦圈及实验绳长，故钢丝绳距左档板mm。3460b活卷筒提升开始根据与上面的分析，得出活卷筒上钢丝绳张力 ，钢丝绳距左档板41Tmm；死卷筒上钢丝绳张力 ，钢丝绳距左端挡板 。4372b 41 430b活卷筒缠满一层活卷筒上钢丝绳张力 ，钢丝绳距右档板 ；死卷筒上钢丝52T520b毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页11绳张力 ，钢丝绳距左端挡板 mm。52T5247b活卷筒提升终活卷筒上钢丝绳张力 ，钢丝绳距右档板 ；死卷筒上钢丝63T610b绳张力 ，钢丝绳距左端挡板 mm。63T61472b2.3.2 钢丝绳张力在个轮毂上的分配根据钢丝绳在卷筒上的位置及卷筒的结构尺寸，按杠杆比例关系，把钢丝绳张力分配于 1、2、3、4 各点。以第种工况死卷筒提升开始为例对于活卷筒，钢丝绳张力 (N)钢丝绳距左档板 ，由于16.3T10b左档板在轮毂 1 作用点左侧 mm 故作用于轮毂 1 及 2 点力的分配，可按跨7距 mm 有一集中力距右支座为 的简支梁来计算。支座854790278m反力的大小即作用与轮毂上的力，方向与钢丝绳张力作用于轴上之力相反。 按上法求出作用于轮毂 1 上的作用力 (N)作用于轮毂上的(1)596.F力 (N)。(1)25.48F对于死卷筒，钢丝绳张 (N)钢丝绳距坐端挡板15764.08Tmm。由于左挡板在结构上位于轮毂 3 的左侧 mm 因而可按跨距147b 98mm。作用力距左支座为 mm 的简支梁来计算轮毂 3 及 42529上受力得出 N N。同理亦可计算出其他工况时(1)32067.58F(1)456.F各点力，其结果见表 2-5表 2-5 钢丝绳张力在各轮毂上的分配计 算 结 果（N）工况 活 卷 筒 死 卷 筒毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页121F2F3F4F 62716.40 -1549.77 556243.51 20167.57 49550.06 122403.27 4683.19 206060.14 142299.77 58282.35 176515.26 -27955.86 43393.68 17772.95 72676.95 -11510.32 -45216.09 255959.42 32456.80 94901.53 152323.44 -3764.04 193564.12 7018.01注：(1)各力符号“+”为方向向上， “-”为方向向下；由于出绳角的影响，必须将表 1-5 中所求出的力分为水平的和垂直的其结果见表 2-6表 2-6 钢丝绳张力在各轮毂上的分配(带角度)活 卷 筒工况 11sincF11cospF21sincF21cospF 0 62716.40 0 -1549.77 0 4955.06 0 122403.27 0 142299.77 0 58282.35 0 43393.68 0 17772.95 0 -45216.09 0 255959.42 0 152323.44 0 -3764.04死 卷 筒工 况 32sincF32cospF42sincF42cospF 0 556243.51 0 20167.57 0 4683.19 0 206060.14 0 176515.26 0 -27955.86 0 72676.95 0 -11510.32毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页13 0 32456.80 0 94901.53 0 193564.12 0 7018.01注: (1)表中下脚带“c”的力为垂直分力，带“p”的力为水平分力；(2)垂直力中的“-”表示作用于轴上的力方向向上。2.4 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力将钢丝绳张力的垂直分力与合成固定静载荷相加，则得作用于轴上垂直方向的合力；而作用于轴上水平方向的合力就等于钢丝绳张力的水平分力。其计算结果见表 2-7表 2-7 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力工况 作用点 垂直分离（N） 水平分力（N）1234=293711.41(1)()(1)chcPF=221321.45()()()22=189048.03(1)()(1)33chc=186952.11()()()44=62716.40(1)()pPF-1549.77()()2556243.51(1)()3p20167.57()()41234=266390.55(2)()(2)11chcPF=194000.59()()()=208437.98(2)()(2)33chc=219276.66()()()444955.06(2)()1pPF122403.27()()4603.19(2)()3p206060.14()()41234=247800.61(3)()(3)11chcPF=161676.65()()()22=235758.83(3)()(3)chc=246596.91()()()44142299.77(3)()1pPF58282.35()()2176515.26(3)()p-27955.86()()41 =293711.41()()()11chcPF43393.68()()1pPF毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页14 234=221321.45(4)()(4)22chcPF=189048.03()()()33=186952.11(4)()(4)chc17772.95(4)()2pPF72676.95()()3-11510.32(4)()p1234=266390.55(5)()(5)11=194000.59()()()22chcPF=208437.98(5)()(5)33=219276.66()()()44chc-45216.09(5)()1255959.02()()2pPF32456.80(5)()394901.53()()4p1234=247800.61(6)()(6)11=161676.65()()()22chcPF=235758.83(6)()(6)33=246596.91()()()44chc152323.44(6)()1-3764.04()()2pPF193564.12(6)()37018.014p2.5 计算弯矩2.5.1 计算支点反力以第种工况死卷筒提升开始为例。垂直合理对主轴所造成的支点反力对于左轴承： (1) (1) (1)(1)()34562456356460cccczPllPllPllR297.80.3.98.02985.7.=486478.10（N）毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页15对于右轴承： (1)()(1)()(1)()234pyppzRPPR= 97.5890.316952.487.10=404554.89(N)水平合力对主轴所造成的支点反力 (1) (1) (1)(1)3456245635646() 0ppppzPllPllPllR= 627.08.(9.7)2.9207.58.8=299816.45（N）(1)()(1)()(1)()234pyppzRPPR=67.4059.7623.50167.29816.45=319610.26（N）同理亦可计算出其它各种工况时的支点反力。其结果见表 2-8表 2-8 支点反力垂直面支点反力（N） 水平面支点反力（N）工况 czRcypzRpy 486478.10404554.89299816.45319610.26 459970.02428135.77103906.24234195.42 440852.42450980.57229350.69119790.83 478006.34413826.6577843.53 44489.73 459969.9 428135.2 136565.2 201536.0毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页164 5 1 5 440861.24450971.75213862.81135278.722.5.2 计算垂直弯距、水平弯距及合成弯距仍以第种工况死卷筒提升开始为例。垂直力对主轴所造成的垂直弯距在 1、2、3、4 各点分别为：()()867.1095480.71czMRl NmA(1)()()2233.293.4185zcPl=841627.94 N/m(1)() (1)(1)32343424czccRlllPl=4867.097.853.096=814221.38 N/mN/m(1)()4645.09.cyMRl水平力对主轴所造成的水平弯距在 1、2、3、4 各点分别为：N/m()()981.450298317.pzl(1)()()22336.56.40185zpRPl=738137.96(N/m)(1)() (1)(1)32343424pzppMlllPl= 986.576.0859.7)0.6毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页17=967241.79 N/mN/m(1)()463910.287596.8pyMRl2.5.3 合成弯距N/m22(1)(1)()444wcp22805.71983.7568.3N/m22()()()2M6.4.194.N/m22(1)(1)()333wcp2281.397.63.N/m22()()()4445.58.41.同理亦可计算出其它各种工况时的弯距其结果见表 2-9 和表 2-10,表 2-11表 2-9 垂直弯距垂 直 弯 距（N/m）工况 4pM2c3cM4c 484045.71841627.94814221.38353985.53 457670.17816760.09816355.81374618.80 438648.16796759.29826879.45394601.99 475616.31817483.42781937.97362098.32 457670.10810205.32816355.49374618.34 438656.93796784.42826913.05394600.28毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页18表 2-10 水平弯距水 平 弯 距（N/m）工况 1pM2p3pM4p 298317.37738137.96967241.79279658.98 103386.71286941.15264253.71204920.99 228203.94389683.40417301.22104816.98 77544.31 216088.57157368.6138928.51 136018.95473086.70401876.08176344.04 212793.50326949.03389671.02118368.88表 2-11 合成弯距合 成 弯 距（N/m）工况 1wM2w3wM4w 568588.531119457.561264323.19451126.26 469202.30865697.56 858059.92 427003.35 494458.54886948.99 926212.68 408291.64 481881.77845561.01 797616.37 364184.87 477454.79938213.03 909912.45 414048.45毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页19 487545.87861255.53 914127.29 411971.572.6 计算扭距提升机上的扭距计算方法与一般轴相近，但由于它的卷筒及缠上的钢丝绳重量较大，故计算时应将其惯量计入。当死滚筒提升开始时(工况)在轴的 1-4 段上、轴的扭距由活卷筒下放钢丝绳所造成，其值为：(1)420()nihMTGaR= =74256.58 N/m 6.39417612.5轴 4-5 段的扭距为(1)45120()nihisTaR = 76.086.3(19487210640)12.5= N/m14.2因 大于 ，故 与 反向，而电动机作用于轴上的扭距与T (1)4nM(1)5n同向。(1)4nM当活卷筒提升开始时(工况) (4)10()nihTGaR= = N/m576.81934)12.54978.0(4)420(nihisMGa 毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页20= 57641.086.3190487210640)12.5= N/m.2因 大于 ，故 与 同向，而电动机加于轴上的扭距与4T(4)1nM(4)5n反向。()1nM由此可见轴 1-4 段上的扭距不改变方向，但改变大小；而轴 4-5 段上的扭距上的扭距在工况与时反向，因之主轴所受之扭转应力是交变应力，前者为不对称循环，后者为对称循环。综合分析弯距和扭距的计算结果可知，最危险的断面是在第种工况的3 断面和 4 端面，故以下校核此二断面的安全系数。2.7 计算危险断面的安全系数轴的材料为 45 号钢，经热处理正火+回火，HB=156-201， Mpa， Mpa， Mpa， Mpa 540b270s125125断面 1 为 有切向键，断面 2 和 3 为 ，断面 4 为 有69Hr 8960Hf760Hr切向键略去键的影响，抗弯断面模数为：33310.590.21mWd33340.1.20.mWd23.6.7扭转断面模数为：310.21.4nw 3420.2.46nw23.70.5mW毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页212.7.1 第工况 3 断面安全系数的计算最大弯应力和扭应力：(4) 23max7961.2954137.0N/m0wMW(4) 21ax38.6./n最小弯应力和扭应力： 2minax29547.0N/m(1) 24in36.813.5/MW故应力辐：2max2957.04N/2in613751.83457.1N/m平均应力：2maxin274.2.096./抗弯安全系数：611504.37297.4amk式中 弯曲时的应力集中系数， =1.37 k表面粗糙度系数， =0.94毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页22尺寸系数，由于材料的强度由大尺寸给出，故 =1。 抗扭安全系数： 611250.96.8347.19amrnk式中 弯曲时的应力集中系数， =1.285 k抗扭等效系数， =0 合成安全系数：226.94.05.n2.7.2 第工况 4 断面安全系数的计算(4) 2max3618.75341.78N/m02wMW610.5158342.7.9amnk式中 切向键处的应力集中系数，对弯曲取 =3。 k在计算 4 断面的抗扭安全系数时，由于它位于轴 1-4 段与 4-5 段的临界处，故应分别按轴 1-4 段与 4-5 段的扭应力计算安全系数，取其中较小者，经分析按轴 4-5 段计算的安全系数较小，故以下按此计算：毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页23(4) 25max170.23859.1N/m6nMW06112501.938.94amrnk式中 切向键处的应力集中系数，对扭转取 =2 k合成安全系数： 224.519.74.n2.8 计算挠度计算挠度时，为了简化，作以下两点假设：(1) 以轴的中点挠度代替轴的最大挠度；(2) 计算时以该力作用下的直径作为全轴的直径，即在计算 1、4 点力著作用下的挠度时以 、 计算；在计算 2、359062点作用下的挠度时以 计算。650根据材料力学，简支梁受集中力时，中点挠度公式为：当 ab 时， ；20(34)8PaflEJ当 ab 时， ；b式中 力作用点距左支座的距离；a力作用点距右支座的距离；B毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页24轴的跨距：0l主轴的弹性模数，E72.10EPa主轴的惯性距， 。J364dJ计算结果见表 2-12 和表 2-13表 2-12 垂直力产生之挠度垂直力产生之挠度(cm)工况 1cf2cf3cf4cfcf总 0.023 0.044 0.066 0.008 0.141 0.021 0.039 0.073 0.009 0.142 0.020 0.032 0.083 0.010 0.145 0.023 0.044 0.066 0.008 0.141 0.021 0.039 0.073 0.009 0.142 0.020 0.032 0.083 0.010 0.145表 2-13 水平力产生之挠度水平力产生之挠度 合成总挠度(mm)工况 1pf2pf3pf4pfpf总 f 0.005 -0.0003 0.0190.001 0.02530.1432 0.003 0.024 0.0020.009 0.038 0.1470 0.011 0.012 0.06 - 0.085 0.1681毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页253 0.001 0.003 0.004 0.0260.001 0.032 0.1446 -0.0040.051 0.0110.003 0.075 0.1606 0.012 -0.001 0.0690.00020.06920.1607主轴许用的挠度为 ，故刚度符合要求。068.73lcm毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页26第 3 章 卷筒的结构和强度计算3.1 已知条件钢丝绳最大静张力 N；3201F钢丝绳直径 mm；5d钢丝绳弹性模量 Mpa；5.sE钢丝绳金属断面面积 ；29cmA卷筒壳半径 cm；20r轮毂半径 cm；01缠绕节距 mm；53t缠绕层数 ；n卷筒壳厚 mm；4圆盘厚 mm；120钢的弹性模量 Mpa；5.1E筒壳及圆盘材料 Mpa6,82Mn3.2 计算钢丝绳张力降低系数集中力的影响区长 cm1.83.25047.8yxr在影响区内的钢丝绳圈数 取7.1.9yiti1/cm1.285.0.46r毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页27的计算如表 3-11()iFx表 3-1 钢丝绳张力降低系数距第一圈的距离 x(mm) 5.30 10.6 15.9 21.2 26.3ix0.22 0.43 0.65 0.86 1.071iF0.95830.86250.73150.59680.4656距第一圈的距离 x(mm) 31.8 37.1 42.4 47.7 53.0ix1.29 1.50 1.72 1.94 2.151iF0.34080.23840.15050.08220.0337=0.9583+0.8625+0.7315+0.5968+0.4656+0.3408+0.2384+0.1505+0.01()iFx822+0.0337=4.46自由筒壳区钢丝绳张力降低系数 1310.64()sicEAFxr毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页28310.89.09644.625c3.3 计算双层缠绕时的缠绕系数 1.09.2382sEA5.34cmtd2 1.10.a3.4 计算筒壳强度3.4.1 自由筒壳区22301.834.N/cm5Faqrt筒壳压缩应力 Mpa4.950176.MPayC 1823.4.2 在支撑处的钢丝绳降低系数10.89.42弯曲应力：12.()QbMwqCra毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页29=3121.8234.095(0.84610)= .5MPa式中 12QbaGA10.844.256033 32.86104(1)(1).9065MbbIr 210()2(5)cmA0220()()rrG= 221.351()().350=0.252301201()brI=3225()10.351=1.39压缩应力= 314.2095()(10.84)2yQbqCra毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页3014.9MPa3.5 计算支轮的强度由 引起的支轮外表面径向压缩应力为AR169.530.82AyrR式中 4.4619.5N/cmAQbqCa支轮内表面径向压缩应力为：0 201(1)AyRr= 23.850.5MPa1.07由 引起的支轮在轮毂处的应力：AM径向应力： 0 2011 ()ArMr毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页31= 2156.8410.6MPa.307式中 32214.9.86105.84N/cmAMbqCa环向应力 0.30.Palr在与筒壳连接处的应力：径向应力 221656.847.MAr环向应力 20201() 1Al rr=226.3756.8410.=5.11MPa各应力值均较小，无须再用合成应力校核，筒壳的强度符合要求。毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页32第 4 章 键销的强度计算与校核4.键销的强度计算与校核切向键联接的主要失效形式是工作面被压溃。下面校核键的挤压强度切向键的挤压强度为 310().5.4)pTtcdlf=39278()016(.5012.4)=70.03 MPap所以切向键的强度符合要求。式中： 传递的转矩T轴的直径d键的工作长度l键的倒角C摩擦系数，一般取 =0.120.17，取 =0.12f ff键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力 =100120p pMPa毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页33毕 业 设 计 (或 论 文 )说 明 书 共 62 页34第 5 章 提升机使用说明书5.1