型矿井提升机的主轴装置设计机械CAD图纸

1、摘 要矿山生产的全过程离不开矿山提升和运输工作。因此，运输和提升工作的好坏直接影响到矿山生产能否正常高效进行。如果说运输线路是矿山生产的动脉，那提升设备则是其咽喉，可见其重要性和必要性。提升机是联系井下和地面的重要运输工具，矿井提升工作是整个采矿工程中的重要环节。矿井提升机的主轴装置是其主要的工作机构，它不仅要承受各种正常载荷（包括固定载荷和工作载荷），还要承受各种紧急事故情况下所造成的非正常载荷。为了使提升机高效、安全、可靠地为国内外矿山机械用户服务，实现广大用户和企业的经济双赢，实现矿山机械用户的高效、安全、低耗的良性经济发展态势。设计者要综合运用机械设计等知识，通过设计计算、绘图以及运用

2、技术标准、规范、设计手册等有关资料，完成预期设计任务，并使机械设计的基本技能得到训练。本文针对矿山机械的特殊要求，重点设计卷筒部件和主轴部件，两个部件是矿井提升机的关键部分，卷筒强度不够会导致筒壳被压溃、焊缝开裂等；主轴是传递力的装置，在设计时要考虑其承受的玩扭力矩，键对主轴强度的削弱及其改进和装配问题，轴的工艺等要求。关键词： 矿井提升机 滚筒 主轴 设计Abstract目 录 前 言11 概述 21.1 矿井提升机的简介 21.2 矿井提升机的用途和发展概况31.3 矿井提升机的工作原理52 矿井提升机的主要组成部分及用途82.1 工作机构102.2 制动系统11制动装置的功用112.2.

3、2 制动装置的类型122.3.3 制动系统的要求122.3 机械传动系统132.4润滑系统132.5观察和操纵系统132.6拖动，控制和自动保护系统142.7辅助部分153 单绳缠绕式提升机滚筒的设计与计算163.1 滚筒的结构163.2滚筒失效的形式及原因233.2.1 滚筒失效的形式233.2.2 滚筒失效的原因233.3筒壳许用应力的确定243.4正常工作时作用于筒壳上的外载荷263.5筒壳强度的计算323.6多层缠绕时筒壳的计算特点333.7JK-21.5型提升机筒壳强度计算343.7.1 已知条件343.7.2 筒壳强度的计算及校核354 单绳缠绕式提升机主轴的设计与计算384.1

4、主轴的结构与强度计算384.2 主轴的力学模型和受力分析404.3 主轴及附属部件的设计计算434.4 主轴的校核444.4.1 综合所有JK-21.5型提升机已知条件为：444.4.2 固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力454.4.3 钢绳张力分配于主轴上各轮毂作用点上的力464.4.4 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力474.4.5 计算支点反力474.4.6 计算弯矩484.4.7 计算扭矩及扭转强度494.4.8 计算危险断面的安全系数49致 谢51参考文献52附录：53外文资料与中文翻译53 前 言矿井提升机是煤炭、冶金化工和建材矿井中的四大关键之一，作为竖井提升矿物和升降人员、

5、材料设备之用。矿井提升运输不仅关系到矿山的正常生产，而且关系到矿工的生命安全。从20世纪50年代生产第一台矿井提升机以来，至今已经设计制造、使用了近10000多台。随着社会需求和现代技术的高速发展，矿井提升设备正在走向机械化、电气化、现代化。然而矿井行业的提升机是关键，产品不断更新换代，老产品运行年深日久，原本落后的结构问题以及设计缺陷日益严重的暴漏出来，故障不断的增多，严重的影响了矿山的安全生产工作，抑制了矿山工业的高速发展，给国民经济带来了不良的影响。随着国内矿井的生产量日益增加，对矿井提升机的安全性、可靠性、生产效率以及整机的自动化运行水平，降低操作者及维修人员的劳动强度、处理设备事故的

6、速度和对策等，成为迫切的要求。为此本人利用本科四年所学的书本知识已经实习现场的学习经验，应且结合相关的资料进行设计。设计内容为：虚拟工作条件，对JK-21.5型矿井提升机主轴装置的设计工作具体有以下几个方面：1. 设计完成主要零部件的工作图设计；2. 设计完成装配图设计；3. 完成主轴强度、滚筒强度等校核计算；4. 编写完成设计计算说明书。在设计过程中老师给给予我们很大的帮助，我们在老师的指导和帮助下了解认识了矿井提升机得工作原理和基本构造，在毕业实习的过程中进一步深入了解了滚筒的生产过程，为我们能够圆满完成设计任务奠定了良好的基础。1 概述 1.1 矿井提升机的简介 矿井提升机是一种大型提升

7、机械设备。由电机带动机械设备，以带动钢丝绳从而带动容器在井筒中升降，完成输送任务。矿井提升机是由原始的提水工具逐步发展演变而来。现代的矿井提升机提升量大，速度高，安全性高，已发展成为电子计算机控制的全自动重型矿山机械。矿井提升机主要由电动机、减速器、卷筒（或摩擦轮）、制动系统、深度指示系统、测速限速系统和操纵系统等组成，采用交流或直流电机驱动。按提升钢丝绳的工作原理分缠绕式矿井提升机和摩擦式矿井提升机。缠绕式矿井提升机有单卷筒和双卷筒两种，钢丝绳在卷筒上的缠绕方式与一般绞车类似。单筒大多只有一根钢丝绳，连接一个容器。双筒的每个卷筒各配一根钢丝绳，连接两个容器，运转时一个容器上升，另一个容器下降

8、。缠绕式矿井提升机大多用于年产量在120万吨以下、井深小于400米的矿井中。摩擦式矿井提升机的提升绳搭挂在摩擦轮上，利用与摩擦轮衬垫的摩擦力使容器上升。提升绳的两端各连接一个容器，或一端连接容器，另一端连接平衡重。摩擦式矿井提升机根据布置方式分为塔式摩擦式矿井提升机（机房设在井筒顶部塔架上）和落地摩擦式矿井提升机（机房直接设在地面上）两种。按提升绳的数量又分为单绳摩擦式矿井提升机和多绳摩擦式矿井提升机。后者的优点是：可采用较细的钢丝绳和直径较小的摩擦轮，从而机组尺寸小，便于制造；速度高、提升能力大、安全性好。年产120万吨以上、井深小于2100米的竖井大多采用这种提升机。矿井提升机具有以下特点

9、：（1）安全性所谓安全性，就是不能发生突然事故。由于矿井提升设备在矿山生产中所占的地位十分重要，其运转的安全性不仅直接影响整个矿井的生产，而且还涉及人员的生命安全。因此各国都对矿井提升设备提出了极严格的要求。在我国这些规定包括在煤矿安全规程只中。（2）可靠性 所谓可靠性，是指能够可靠地连续长期运转而不需在短期内检修。矿井提升设备所担负的任务十分艰巨，不仅每年要把数十万吨到数百万吨的煤炭和矿石从井下提升到地面，而且还要完成其他辅助工作。一个年产150万吨的矿井，停产一天就要损失大约20万元。因此矿井提升机至少要服务二十年以上而不需大修。（3）经济性矿井提升设备是矿山大型设备之一，功率大，耗电多，

10、大型矿井提升机的功率超过1000KW。因此矿井提升设备的造价以及运转费用，也就成为影响矿井生产技术经济指标的重要因素之一。1.2 矿井提升机的用途和发展概况矿井提升设备是矿山运输中的咽喉设备,又是矿山最大的耗电设备。西德、瑞典等国是当今世界上制造矿井提升机较先进的国家,特别是多绳摩擦式提升机更为突出。在这些国家的竖井中几乎全部采用较先进的多绳摩擦式提升机,不仅广泛采用庞大井塔的塔式多绳摩擦提升机,而且越来越多地使用较低的井架的落地式多绳提升机。它们的发展特点是体积小,重量轻,终端提升量大,提升速度高,衬垫材料摩擦系数大又耐磨,液压制动,运转安全可靠,自动化程度高,多机集中控制等。生产的产品供世

11、界上二十多个国家使用。我国矿井提升设备在上述技术方面与发达国家相比有一定的差距，自动化和多机集中控制技术方面差距大，产品在国际市场上缺乏竞争能力。内装式提升机在我国已有多台运行，作为高度机电一体化的，节能新产品应重点发展。同时开展斜井提摩擦提升和布雷尔提升机的研制。目前国外矿井提升机总的发展趋向是： (1)向大型化发展 矿井大型化和要求提升机大型化之目的主要在于获得更大的矿产量。1O年前，年产90120万t的矿为大型矿。目前，就世界范围而言， 年产200300万t的矿山也不算大，仅仅算中、小型矿 瑞典最大地下矿将达1000 2500万ra。大型化主要体现在大容量的提升容器。目前世界上一次提升最

12、大重量已达63t。国外大型提升机都采用多绳摩擦式提升机。 (2)向自动化、遥控方向发展 自动化不仅仅是为了节省人力，更重要的是适应大生产、集中控制、集中管理、系统联动的需要也是保证产量和提高劳动生产率的有效手段 同时也包含减轻劳动强度、节省人力、电力和提高运行安全性。国外大型矿井提升机都广泛采用以多种保护为基础的自动化运行并能记录和处理各种生产数据、运行等资料。英国完善了包括有全功能维护设计的可控硅供电，直接连接直流电动机驱动系统和在井简中的提升机控制系统 目前国外主井几乎都是自动化运行，副井由于机动性大一般都是采用按钮控制和在罐笼内遥控。(3)继续发展多绳提升机 一般浅井、提升重量不大时可采

13、用常规缠绕式提升机；但当深井、提升重量大时，须采用多绳摩擦式提升机。有相当一部分提升任务既可采用缠绕式提升机也可采用多绳提升机，如果现场条件允许则多绳摩擦式提升机更为经济。目前多绳缠绕式提升机继续向更先进方向投展。有些国家生产的多绳提升机，塔式和落地式多绳提升机大致各占5O%。(4)发展各种新型和专用提升设备除目前已出现的落地式提升机、布雷尔提升机和采用钢芯胶带牵引的摩擦式提升机外； 国外还研制了起重式提升机、各种不同包围角的多绳摩擦式提升机(用于浅井)另外，还研制了不同形式的无绳提升设备，现已知的有机械式、电磁式、水力式和风动式。 (5)采用“四新”(新技术、新结构、新材料和新工艺)采用“四

14、新” 后，提升机主轴装置、制动系统、液压系统、操纵系统和驱动系统等各部分不断改进提高，使整个多绳摩擦式提升机结构朝着体积小、重量轻、效率高的方向发展。 国内矿井提升机的发展趋向是：(1)发展多绳摩擦轮提升机，特别是大型落地式多绳提升机 以及斜井、斜坡道用的多绳提升机；(2)不断改进井研制新型单绳及多绳缠绕式矿井提升机(3)可控硅供电及徽电子技术在提升机上应用，以及可编程序控制器，遥控技术交交变频调速等先进技术；(4)研制应用高性能摩擦衬垫高比压闸瓦等新技术、新材料；(5)不断引进、消化、吸收国外先进技术，并用于制造国产矿井提升机。淘汰落后技术，如块式闸及角移式闸气动制动器，铸造结构并限制减速器

15、和控制继电器的使用。1.3 矿井提升机的工作原理按工作原理不同，矿井提升机可分为两类：单绳缠绕式和多绳缠绕式提升机。单绳缠绕式又可分为单卷筒提升机和双卷筒提升机。单绳缠绕式提升机的工作原地如图l2所示，简单地说，就是用一根较粗的钢丝绳在卷筒上缠上和缠下来实现容器的提升和下放运动。图1-1 单绳缠绕式提升机 图2-1 多绳缠绕式提升机1-滚筒；2-钢丝绳；3-容器； 1-主导轮；2-钢丝绳；3-平衡尾绳；4-平衡尾绳；5-天轮 4-容器；5-导向轮提升机安装在地面提升机房里，钢丝绳一端固定在卷筒上，另一端绕过天轮后悬挂提升容器。图11所承为单绳缠绕式单卷筒提升机，卷筒上固定两根钢丝绳，并应使每根

16、钢丝绳在卷简上的缠绕方向相反。这样，当电动机经过减速器带动卷筒旋转时，两根钢丝绳便经过天轮在卷筒上缠上和缠下，从而使提升容器在井筒里上下运动。不难看出，单绳缠绕式提升机的一个根本特点和缺点是钢丝绳在卷筒上不断的缠上和缠下，这就要求卷筒必须具备一定的缠绕表面积，以便能容纳下根据井深或提升高度所确定的钢丝绳悬垂长度。单绳缠绕式提升机的规格性能、应用范围、机械结构等都是由这一特点来确定的。单绳缠绕式双卷筒提升机具有两个卷筒，每个卷筒上固定一根钢丝绳，并应使钢丝绳在两卷筒上的缠绕方向相反，其工作原理和特点与单卷筒提升机完全相同。多绳摩擦式提升机的工作原理与单绳缠绕式提升机不同，钢丝绳不是固定和缠绕在主

17、导轮上，而是搭放在主导轮的摩擦衬垫上，如图l2所示，提升容器悬挂在钢丝绳的两端，在容器的底部还悬挂有平衡尾绳。提升机工作时，拉紧的钢丝绳必须以一定的正压力紧压在摩擦衬垫上。当主导轮由电动机通过减速器带动向某一个方向转动时，在钢丝绳和摩擦衬垫之间使发生很大的摩擦力，使钢丝绳在这种摩擦力的作用下，跟随主导轮一起运动，从而实现容器的提升和下放。不难看出，多绳摩擦式提升机的一个根本特点和优点是钢丝绳不在主导轮轮上缠绕，而是搭放在主导轮的摩擦衬垫上，靠摩擦力进行工作。同样，多绳摩擦式提升机的规格性能、应用范围和机械结构等，都是由这一特点来确定的。多绳摩擦式提升机特别适应于深并和大产量的提升工作。 多绳摩

18、擦式提升机与单绳缠绕式提升机比较，在规格性能、应用范围、机械结构和经济效果等方而都优越得多，就深井和大产量来说，是坚井提升的发展方向。但是，根据我国目前浅井多、斜并多的特点，单绳缠绕式提升机仍然是目前制造和使用的重点。对于部分深井和大产量的矿井，则应该合理的选用多绳摩擦式提升机，而不宜选用大型的单绳缠绕式提升机。2 矿井提升机的主要组成部分及用途矿井提升机作为一个完整的机械电气机组，它的组成部分如图12所示。2.1 工作机构工作机构主要是指主轴装置和主轴承等，它的作用是：（1）缠绕或搭放提升钢丝绳； （2）承受各种正常载荷(包括固定静载荷和工作载荷)，并将此载荷经过轴承传给基础； （3）承受在

19、各种紧急事故情况下所造成的非常载荷，在非常载荷作用下，主轴装置的各部分不应有残余变形； （4）当更换提升水平时，能调节钢丝绳的长度(仅限于单绳缠绕式双卷筒提升机)。 因此，主轴装置应保证主轴、卷筒和其它部分有足够的强度和刚度。保安规程规定，主轴装置的卷筒或主导轮直径与钢丝绳和钢丝直径的比值应符合下列要求我：对地面提升设备 , (2-1)对于井下提升设备 ， (2-2)式中 提升机卷筒或主导轮名义直径（毫米）； 钢丝绳直径（毫米）； 钢丝直径（毫米）；单绳缠绕式提升机主铀装置的卷筒外面没有木衬。木衬的作用是作为钢丝绳的软垫，在其上钢丝绳不会发生过度变形。木衬应用柞木，水曲柳或榆木等制作。松木不适

20、于作木衬，因为它在横过纤维的压力作用下，经常开裂，使用寿命仅为几个星期。木衬每块的年度与滚筒宽度相等，每块的厚度应不少于钢丝绳直径的两倍，一般为100毫米左右（对于直径大于50毫米的钢丝绳，以采用150毫米为宜)，每块的宽度在150一200毫米之间，断面成扇形。固定卷筒木衬的螺钉头，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，并须用木胶将木衬夹缝填满。使用中的木衬，当因磨损使螺钉头的沉入深度尚存10豪米时，即应重新更换。卷筒木衬必须刻制绳槽，其尺寸关系如下式所示：（毫米） （2-3）式中A沟槽的深度（毫米）。两相邻沟槽的中心距t可参照下式计算： （毫米） （2

21、-4）单绳缠绕式提升机的主轴装置分单卷筒（以下简称单筒)和双卷筒(以下简称双筒)两种。双筒提升机有两个卷筒，即固定卷筒和游动卷筒，在游动卷筒里面没有调绳装置。调绳装置的作用是：当更换提升水平需要调节钢丝组的长度时，利用调绳装置使游动卷筒与主轴脱开，从而可以转动固定卷筒(此时游动卷筒应用制动器闸住)调节钢丝绳长度。调绳结束时，利用调绳装置使游动卷筒与主轴合上(即连接上)，以便恢复正常的提升工作。2.2 制动系统制动装置的功用1)在提升机正常工作的减速阶段或下放重物时，参与调整提升机的运行速度，并在提升终了时使之正常停车，即工作制动； 2）当提升机工作异常时使之迅速停车，以免事故扩大，即安全制动；

22、 3）当提升机检修时，使之保持不动； 4）双筒提升机在进行调绳操作时，是卷筒保持不动。 制动装置的类型 制动装置中的制动器按结构分为块闸和盘闸；传动装置按传动能源分为油压、气压及弹簧等。 JK型和BM型提升机使用油压角移式制动装置。JK型和HKM3型提升机使用压气平移制动装置。JKA型提升机使用液压综合式制动装置。XKT型、JK型、GKT型、JKD型、JKM型、JKMD型提升机使用液压盘式制动装置。矿用提升绞车使用手动角移式制动器作为工作制动，重锤-电磁铁丝杠螺母操纵的角移式制动器或重锤-电力液压推杆操纵的平移式制动器作为安全制动，担新系列JT型提升绞车则使用液压盘式制动装置。 制动系统的要求

23、 （1）全部制动力矩Mz不得小于提升机所允许最大静力矩的三倍，则 （2）一副制动器的制动力矩应大于调绳力矩的的1.2倍，即 （3）安全制动时，对于提升重物，减速度必须小于5米/秒；对于下方重物，减速度应大于1.5米/秒； （4）对于摩擦式提升，安全制动时的减速度不应使钢丝绳滑动。2.3 机械传动系统机械传动系统包括减速器和联轴器。（1）减速器的作用：矿井提升机主轴的转数由于受提升速度的限制，一般在l0一60转分之间，而用作拖动的电动机的转数，一般在480一960转分之间。这样，除采用低速直流电动机拖动外，一般情况下不能将主轴与电动机直接联接，中间必须经过减速器。因而减速器的作用是减速印传递动力

24、。（2）联轴器是用来联接提升机的旋转部分，并传递动力。主要有两种：蛇形弹簧联轴器(用于联接电动机和减速器高速轴)齿轮联轴器(用于联接提升机主轴和减速器低速轴)2.4润滑系统润滑系统的作用是：在提升机工作时，不间断地向主轴承、减速器轴承和啮合齿面压送润滑油，以保证轴承和齿轮能良好的工作。润滑系统必须与自动保护系统和字电功机联锁：即润滑系统失灵时(如润滑油压力过高或过低、轴承温升过高等)，主电动机断电，提升机进行安全制动。启动主电动机之前，必须先开动润滑油泵，以确保机器在充分润滑的条件下工作。2.5观察和操纵系统观测和操纵系统包括斜面操纵台、深度指示器和测速发电机奖置。深度指示器的作用：(1)指示

25、提升容器的运行位置；(2)容器接近井口卸载位置和井底停车场时， 发出减速信号；(3)当提升机超速和过卷时进行限速和过卷保护；(4)对于多绳摩擦式提升机，深度指示器还应能自动调零，以消除由于钢丝绳在主导轮摩擦衬垫上的滑动、蛹动和自然伸长等所造成的指示误差。2.6拖动，控制和自动保护系统 拖动、控制和自动保护系统包括主拖动电动机和微拖动电动机、电气控制系统和自动保护系统。 矿井提升机根据交直流拖动系统的不同可分别采用三相绕线式感应电动机或直流电动机。 矿井提升机自动保护系统的作用是：在司机不参与的情况下，发生故障时能自动将主电功机断开并同时进行安全制动而实现对系统的保护。 自动保护系统应具有如下性

26、能： (1)提升机超速时(包括等速和减速阶段的超速)自动对系统进行保护； (2)提升容器过卷时自动对系统进行保护； (3)制动油欠压或超压时自动对系统进行保护； (4)润滑油欠压或超压时自动对系统进行保护； (5)轴承温升过高和制动油温升过高时自动对系统进行保护； (6)闸瓦磨损超过规定值时自动对系统进行保护； (7)电功机过电流或失压(断电)时自动对系统进行保护。 根据上述各项自动保护作用的要求，自动保护可分为提升机运行过程中的自动保护和一次提升结束时的自动保护。2.7辅助部分包括司机座、机座、护栏、挡板、护罩等辅助用品及材料。对于多绳摩擦式提升机还包括导向轮装置及摩擦轮衬垫的车槽装置。3

27、单绳缠绕式提升机滚筒的设计与计算矿井提升机的卷筒是缠绕钢丝绳的，并且承受钢丝绳的拉力所造成的各种载荷的主要部件。卷筒一般由三部分组成，即筒壳、法兰盘(支轮)和支环。筒壳是卷筒最基本和最薄弱的元件，是卷筒的主要承载部分。法兰盘(支轮)是支撑筒壳和传递力的元件。支环的作用是增加卷筒的稳定性。 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，这就要求卷筒必须具有合适的结构，以便使筒壳能足以适应外力和内应力的变化，而不致产生变形。因此卷筒的结构设计，是一个非常重要的问题。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

28、.5毫米)；两半卷筒的对口处间隙过大，连接不牢。卷筒的结构设计应保证卷筒的各个部分有足够的强度和刚度，并应尽量使各部分的强度和刚度均匀。根据使用资料，卷筒突然失稳或整体损坏的情况很少发生，这说明卷筒作为一个整体，它的总强度和总刚度是足够的。但卷筒筒壳的局部变形和开裂又是非常普遍的现象这说明卷筒整体的局部地方强度和刚度不够(也即是卷筒各部分的强度和刚度不均匀)，或者是卷筒在负荷工作过程中，筒壳的局部地方在工作的不同瞬间将要承担较其它地方大的负荷。3.1 滚筒的结构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。它们的结构分别见图31及图32。图3-

29、1 铸焊混合型滚筒1-支轮（铸造）；2-筒壳；3-支环；4-木衬图3-2 焊接性滚筒1-支轮（焊接结构）；2-筒壳；3-支环；4-木衬图31所示的支轮为铸钢(小型提升机也有用铸铁的)，它用螺钉与筒壳相连。筒壳可以是整体的也可以是分瓣的，互相间以螺钉连接，如图33、图34所示。图3-3搭板连接 图3-4角钢连接1-筒壳；2-支环；3、4-搭板 1-筒壳；2-支环；3-搭板；4-角钢；5-垫片在图32中，其滚筒与支轮全部为焊接结构，在筒壳内还有圆环形的加强筋(称为支环)，在支轮与筒壳连接处和轮辐上都加有刚性较大的加强筋板。从侧面来看，这些滚筒的支轮大多呈辐条形或在整板上开有较大的孔。当支轮的变形与

30、筒壳的变形相比可以忽略时，称它为刚性支轮，图31和图32所示均为刚性支轮。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。图35 圆环结构弹性支轮1一轮毂；2一园板支轮；3一筒壳；4一木衬图36圆板结构弹性文轮l一轮毂；2一圆板支轮；3一筒壳；4一木衬经验表明，图3l和图32所示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图35和图36所示的滚筒结构，它们的支轮是弹性的。这两种结构共同的持点是取消了支环，用较厚的筒壳来承担载荷，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

31、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。如图35与图36所示，滚筒结构的不同之处还在于前者的辐板与轴线垂直，而后者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。滚筒外一般没有木衬，并在其上车出绳槽，目的是减少钢绳与筒壳直接接触面造成的磨损，并使钢绳排列整齐。但木衬使用寿命不长，更换费时、费料，故也有不设木衬而直接在滚筒壳上车出绳槽的，但此需要增加筒壳厚度(一般约需增加l/3)，从而也增加了机重

32、。图37为其结构之一，值得注意的是，该结构中间盘和支轮是用螺栓连接的。 图37 无木衬滚筒1一轮辐；2一筒壳；3一挡绳板；4一闸盘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。当上层钢绳缠绕在下层上面时，滚筒每转过一周，上层钢绳就会有两次“横跨”下层绳圈的现象，如图38，并在挡绳板处形成楔形区而造成咬绳现象，如图3l0所示。图38双层缠绕时钢绳的两次过渡图38中II及IIII分别为上层绳圈第一次和第二次横跨下层绳圈处。为解决这一问题，可采用图39中所示的四种平行式的绳槽。这几种形式的绳槽均可不同程度地改善上层绳圈横跨下层绳圈时的刮绳与咬绳现象，使排绳整齐，可以提高钢绳的使

33、用寿命。目前以图39a形式的使用效果为较好，可以延长钢绳寿命50左右，图39d 可以减少钢绳的动应力。图39 四种平行绳槽展开图（a)平面单过渡平行绳槽；(b)斜绳槽过渡平行绳槽；(c)斜绳揩双过渡平行绳槽； (d)斜绳槽过渡不等段平行绳槽钢绳使用情况还表明，钢绳磨损最严重的部分是相邻两层的过渡处。因为这时钢绳与挡板间形成一楔形段，其宽度随着缠绕过程由宽到窄。后一层钢绳在较宽的楔形段中(宽度大于或等于钢绳直径)可以顺利地缠人此楔形之中，如图310b所示。图3l0 钢绳的层间过渡当楔形段的宽度小于钢绳直径且其差值在某一范围内时，钢绳在拉力作用下挤入楔形段便形成咬绳现象(它们的长度大约为半圈)。当

34、楔形段宽度不能挤入钢绳时，由于相邻两层钢绳的缠绕方向相反，故钢绳开始向上爬，并骑在下层钢绳之上形成一过渡绳圈，它的位置由A到B如图310c所示。当下放时，原来被挤而嵌人楔形段的钢绳又被强行拉出，如此挤入和拉出是造成钢绳在此处早期过渡磨损的原因之一，这一过程也会增加钢绳的功载荷。根据统计，多层缠绕时钢绳的使用寿命仅为单层缠绕时的一半左右。改进方法是在钢绳缠绕的层间过渡处设置一过渡块。它的作用是当楔形段的宽度小于钢绳直径时，不让钢绳挤入而引导它爬过相邻的绳圈，进行较顺利的层间过渡。如图311所示。图311 过渡块(双层缠绕)当然，过渡块的尺寸大小是决定其能否顺利引导绳过渡的关键。不过有的滚筒不加过

35、渡块，而把层间过渡处的绳槽形状加以改造，使之符合过渡的要求，这在本质上与加过渡块相同。3.2滚筒失效的形式及原因 滚筒失效的形式(1)裂纹：裂纹出现于筒壳、支轮及支环上。筒壳上的裂纹多出现干圆周方向和螺钉孔处，如图312所示。支轮的裂纹多出现于人孔周边，呈放射状；支环的裂纹多出现干焊缝处，或支环断裂。图312筒壳的裂纹形式示意图(a)沿筒壳圆周方向局部开裂；(b)沿焊缝和支环处局部开裂1一筒壳；2一支环(2)局部变形过大多。此种情况多数是筒壳中部塌陷。(3)连接螺栓被剪断或弯曲变形过大。 滚筒失效的原因造成上述失效的原因是复杂的，需要具体分析，一般来说可能有以下几种：(1)理论计算有误。如某矿

36、使用的2x4x1.7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，故造成滚筒强度不足。(2)结构设计不良，造成该筒各部分刚度相差过大。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。(3)加工安装不当。如滚筒不圆或支环与筒壳贴合不好等。(4)使用维修不当。如过载以及加速度过大等。(5)原材料有缺陷。如内部裂纹等。 (6)焊接工艺不当。如焊条或焊接参数选用不当，焊接处清洗不净，以及焊后不进行热处理或热处理不当造成焊接残余应力过高等。(7)原设计许用应力选取过大。如苏制或仿苏的2x4x1.7和2x4X1.8型提升机，标推中可以采用8t底卸

37、式箕斗，钢绳直径可达47.5mm，钢绳最大静拉力可分别达到17.5t和18t，而筒壳厚度仅有16mm，其应力可达180Mpa一200Mpa，因此很容易出现裂纹。3.3筒壳许用应力的确定筒壳和支环的材料通常是A3和16Mn。铸造支轮多用ZG35，A3的厚度在20mm一40mm时，230Mpa，400Mpa;l6Mn的厚度在20mm一40mm时，290Mpa一330Mpa，=500Mpa。从理论上分析可知筒壳和支轮所受的应力是变化的，但实践证明多数滚筒的失效都是在没有显著变形的情况下形成裂纹。设计计算时，都是按照静强度的方法来计算，或按照与疲劳强度等效的静强度计算。安全系数的确定是一个比较复杂的问

38、题。它主要取决于下列几种因素：(1)原材料的稳定情况，包括材料性质，原材料尺寸变化，制造工艺的稳定性等；(2)计算的精确度，包括外载荷，以及应力等计算的精确程度；(3)零件的重要程度。根据滚筒的具体情况，其原材料和制造工艺都比较稳定，计算精度为中等，又是属于比较重要的零件，根据经验可把安全系数定为1.51.8。目前，我国各厂家常取A3的许用应力140Mpa，16Mn的许用应力=180Mpa。它们也都在1.5-1.8之间，亦可这样计算，即取材料的脉动疲劳极限为(0.52一0.56) ，安全系数为1.5；这样计算出的许用应力与上述相近。但考虑到滚筒在成形或安装时，会有局部凹陷的现象，故有人建议在校

39、上述许用应力计算出卷筒厚度之后再加上2mm一3mm。滚筒的焊缝和连接螺栓的许用应力至今尚无统一认识，设计中可以参照滚筒母材的许用应力或参照结构设计规范选取，见表31。表31 焊缝和连接螺栓的许用应力 Mpa在滚筒上的螺孔及焊缝截面的变化处均有应力集中，焊接处如不经退火也会有残余应力存在。未经处理的焊缝中心的残余应力是拉应力，其值可达到屈服极限，当它与工作应力叠加时，造成平均应力增加。这样就大大降低许用疲劳强度，使寿命降低。消除的方法可以用退火、振动与锤击，以及火焰烘烤等，另外也可以用预热法3.4正常工作时作用于筒壳上的外载荷作用于提升机筒壳上的外载荷有：（1)钢绳张力和自重，使筒壳像空心轴一样

40、被弯曲；（2)钢绳张力作用于缠绕半径上，使筒壳像空心轴一样呗扭转；由于卷筒的直径很大(尽管筒壳较薄)，因而惯性短(包括极惯性矩很大，故由上两种载荷所产生的应力都不大，计算时可以略去。（3）钢丝绳缠绕在滚筒上，当钢绳有张力时，会产生一个沿圆周分布的力，压缩筒壳，使其半径有缩小的趋势。根据下面将叙述的理由，这是使筒壳产生应力的主要载荷。为了简化，可以把螺旋缠绕的绳因看成是环形缠绕，因为螺距(与直径相比)很小。缠绕的全部绳圈，可以看作是若干环状载荷的叠加，也就是说，只要分析清楚一个绳圈的作用就可以了，其余绳圈的作用，可用同样的方法来分析。1一个绳圈对筒壳的作用可以直观的看出，每一环状绳困都是一个沿圆

41、周均匀分布的径向载荷(图63a)。对于这一点，我们可以从力的分析上来说明。图63 筒壳受力分析图a)筒壳的径向外载荷；b)绳圈对筒壳的压力自筒壳上分出一单位(1厘米)弧长，夹角为(图63b)。如认为钢绳张力F为定值，则钢绳张力的合力(当夹角足够小时)为：由于r1，故上式可写成：式中 r筒壳平均半径。此力是作用在单位弧长简壳上的外载荷，方向为径向，指向圆心。如令此载荷为P，则当筒壳受此力时，显然有沿径向缩小的趋势，即沿径向产生变形(挠度)。如径向变形(挠度)为y，它在筒壳中必然引起压缩应力式中E材料的弹性模数。如认为此应力在径向沿筒壳厚度、在轴向沿绳圈间距均匀分布，则由此而产生的侧向压缩力(与钢

42、绳张力F大小相等、方向相反)为： （3-1）式中 t钢绳缠绕节距(即绳圈间距)； 筒壳厚度。仿上面的推导方法，可求出在单位弧长筒壳的单位长度(轴向)上二侧向压缩力的合力(方向为径向向外)为：用表示、k表示，则上式可写成： （3-2）上式表明，当筒壳受外载荷P时，产生径向压缩变形y，同时伴随着产生一反力，其大小与y成正比，方向与挠度方向相反。式中k称为基础系数。经过以上分析，对于这种在结构上和载荷上都是极对称的筒壳，在计算时不必从筒壳的一般方程出发而可以把它当作一个自筒壳上分割出的、沿弧长为单位长的、反力与挠度成正比的“梁”来计算。按这种方线计算较简单，概念也比较容易建立。即可按普通梁的公式和计

43、算程序来计算筒壳。不过，在作为梁处理之前，还需要附加一点变化。原因是梁在变形时，以中性层为界，受压缩的一面纤维缩短，受拉伸的一面纤维伸长，因而在梁的侧面上有向外凸出和向里凹进的现象。也就是说，如梁的纵向变形为，则横向变形为，但对自筒壳中截出的这个“梁”则不然，因为它受侧面相邻截面的约束，不允许在变形后侧面有凸出或凹进的现象，因此，侧面受有应力，使此“梁”处于平面应力状态。其应力和应变关系，应由广义虎克定律得出，即上式与单向应力状态下的应力和应变关系相比，相当于弹性模数放产了倍，因比在计算“梁”的刚度时，不用普通梁的刚度EJ，而要相应改变为： （3-3）式中 D-板的弯曲刚度 -泊桑比，取0.3

44、。2“梁”(筒壳)的变形和内力分析分析梁的变形和内力的方法很多，我们采用弹性线方程的方法。根据材科力学，普通粱的弹性线方程为：式中 q作用于梁上的均布载荷。根据前面所述，对于自筒壳中分割出的“梁”，一旦产生挠度后，便有一相应的反力ky产生，故此时作用于“梁”上的载荷不再为q，而为qky，并且应把EJ改用D，则“梁”(筒壳)的弹性线方程为或 （3-4）上式的特解为；其齐次方程的解为： （3-5）式中 为求出积分常数、，需求出相应的边界条件。从力学意义上来看，式(65)为受有环向集中载荷P的筒壳的弹性钱方程，它与弹性基础经受有集中力P的挠度方程相同。先用比较简单的条件定出其积分常数。比较简单的情况

45、是无穷长梁，此时边界条件为：时，y=0，；x=0（即在P的作用点处）时，。由此求出常数：=0；=0；=代入（3-5）式，整理得： （3-6）式中根据挠度方程，便可求出弯矩及剪力方程：式中 上面几个式子，虽然是对于无穷长梁求出的，但是由于挠度、弯矩和剪力均为x的衰减函数，衰减的速度也较快。因此，作为近似，上述各式在一定条件下亦可用于有限长度的梁。经过以上分析可以得出如下概念：由于、经过其第一个零点的第一个零点是，的第一个零点是，的第一个零点是后余值不大，故实际上可以把无穷长梁理解为： （3-7）也就是说，在计算筒壳时，只要其长度距集中载荷的作用点大于时，均可作为无穷长的弹性基础梁来处理。(37)

46、式中的、分别称为挠度、弯矩和剪力的影响区。3各绳圈力的叠加要注意到这样一个现象即所有绳圈的力不是同时加上，而是有先有后，逐圈加上的。这种缠绕方式的特点，对钢绳的张力亦有影响，下面来对此进行分析，可直接参考矿山提升运输机械（修订版）此书来计算。参考公式，此处C为钢绳张力降低系数 （3-8）上式是根据无穷长梁的条件导出，对于有支撑处的C值则不能用上式计算。为了避免运算上的繁琐，也可用下面的较简单的公式： （3-9）一般情况下（3-8）式与（3-9）式之差约为5%。3.5筒壳强度的计算基于上面的分析可以看出，由于引入了影响区的概念，可以不必把“梁”(筒壳)看成一个整体，而可把它分为若干区域：1)自由

47、筒壳：不受支撑影响的区域，故可把此区域的“梁”作为无穷长梁来处理；2)支轮区：受支轮支撑影响的区域；3)支环区：受支环支撑影响的区域。下面分别讨论各区筒壳应力的计算：1自由区筒壳应力的计算由于不受支撑的影响，故无弯曲应力，仅受压缩应力，其值为： （3-10）式中 q-作用在筒壳上的均布载荷，； C自由区钢绳张力降低系数，按（3-8）或（3-9）式计算。2.支轮处筒壳应力的计算由于支轮结构的不同，故所造成的支撑条件亦不同，大致有如下三种类型：1)接近铰支的；2)接近固定的；3)接近弹性支撑的。端点(支轮处)的弯曲应力为： （3-11）3支坏处筒壳应力的计算支环与筒壳系刚性固定，由于支环不是绝对刚

48、性的，所以在缠绕绳圈作用下筒壳与支环同时产生变形，显然它们的变形量(挠度)相等，即支环处简壳的挠度等于支环的挠度。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。卷筒在具有新木衬的情况下运转，其特性是稳定的。使用一段时期，当木衬已经磨损时，卷筒就开始发响，筒壳的有些地方被压进去，甚至发生裂缝和裂口。3.6多层缠绕时筒壳的计算特点多层缠绕与单层缠绕相比，是载荷增大了。如前所述，单层缠绕时筒壳所受的均布载荷qC，则多层缠绕时筒壳所受的均布载荷为 (称为缠绕系数，随缠绕层数而变化)。此外，由于缠绕多层后，钢绳对卷筒挡板产生侧压，使筒壳产生纵向拉力。如缠绕的层数不太多(例如不超过5层)，这种

49、现象所造成的应力远小于径向载荷所造成应力，故可略去不计。以下仅讨论由径向载荷所造成的筒壳应力。显然，在多层缠绕时，筒壳外载荷的计算可归结为求缠绕系数。当外载荷求出后，其它的计算与单层缠绕时相同。图3-14 双层缠绕计算示意图双层缠绕时：三层缠绕时：筒壳的许用应力如下：当材料为或时，；当材料为16Mn时，许用应力比高30%。3.7JK-21.5型提升机筒壳强度计算3.7.1 已知条件JK-21.5型提升机钢绳最大静张力F=61KN，钢绳直径d=24mm；刚生弹性模量Es=1.0Mpa；钢绳金属断面面积As=4.25；卷筒半径r=120cm；缠绕层数n=2;轮毂半径=30cm；缠绕节距t=26mm

50、；滚筒壳厚度=22mm;圆盘厚=23mm；钢的弹性模量E=2.0Mpa筒壳及圆盘材料16Mn，； 筒壳强度的计算及校核计算与校核过程如下：集中力的影响区长： 在影响区内钢丝绳缠绕圈数： 取i=10 的计算如下：查表6-1表6-1距第一圈的距离x（mm）2.655.307.9510.6013.2515.918.5521.20.28060.56130.84201.12261.40331.6841.96462.24530.93530.78740.60960.4360.28150.16340.07540.01553.3051自由筒壳区钢绳张力降低系数：计算两层缠绕时的缠绕系数：计算筒壳强度1）自由筒壳

51、区筒壳均布载荷：筒壳压缩应力：2）在支撑处：如认为此处钢绳张力降低系数 弯曲应力：压缩应力：各应力值均在极限应力值内，满足强度要求。4 单绳缠绕式提升机主轴的设计与计算4.1 主轴的结构与强度计算 主轴是提升机承载的主要部件，提升机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。提升机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。因此，在结构上除应满足强度和刚度要求外，还应重视工艺和

52、安装方面的问题。主轴的结构设计应考虑如下几点：(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。(2)滚筒在轴上的固定方法可用切向键也可用静配合，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。对键连接应有防迟装置。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

53、右轮毅与主轴问加设衬套。(3)轴的结构应尽量使轴受力合理，避免或减轻应力集中，以保证铀的疲劳强度。轴径变化处过渡圆角半径不应过小。根据需要和可能对主轴进行表面强化处理(如喷九、该压等)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。主轴加工后要进行热处理，热处理方法有用正火也有用调质的。5)主轴材料一般采用优质中碳钢，最常用的是45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，通过调质热处理，可获得强度、耐磨性和冲击韧性都比较好的综合机械性能。一般不采用合金钢，因为

54、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，但对提高主轴刚度意义不大。提升机主轴的强度计算步骤和计算内容如下：（1）根据结构及工艺要求，绘制出主轴结构草图，并初定主轴的尺寸。主轴的直径可以根据它们传递的扭矩进行初算，也可以根据经验估计。（2）计算主轴的正常载荷。根据最大正常载荷，计算主轴危险断面的安全系数，对于对称循环应力，一般取疲劳安全系数n15；对于非对称循环应力，疲劳安全系数n2。（3）按正常载荷校核主轴的刚度。主轴的最大挠度应满足，式中L为规定的跨度。（4）计算主轴的非常载荷(按卡罐、断绳情况)。根据非常载荷计算主轴危险断面的应力，此应力应小于材料的屈服极限，以保证主轴在非常载荷下不产生残余变形。 提升机主轴强度计算，可按机械零件中轴的计算方法进行，只是主轴的外载荷应根据提升机具体工作持点确定。4.2 主轴的力学模型和受力分析 把主轴简化成受几个集中载荷的无重轴，只有滚筒的左轮毂、右轮毂处和联轴器处传递扭矩。（1）安装在主轴上的各零部件及主轴的自重；主要有滚筒、调绳离合器和齿轮联轴器。它们的重量可认为集