矿井提升机主轴装置设计（含CAD图纸和说明书）
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矿井提升机主轴装置设计（含CAD图纸和说明书）,矿井,提升,机主,装置,设计,CAD,图纸,说明书
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摘要矿山提升设备是矿山运输中的咽喉设备，占有特殊地位，是井下与地面联系的主要工具。矿山提升设备的用途是沿井筒提运矿石和废石，升降人员，下放材料、工具和设备。矿山提升设备在工作中如果一旦发生机械和电气故障就会造成停产，甚至人身伤亡。为了保证生产和人员的安全要求矿山提升设备运行准确，安全可靠，井必须配有性能良好的控制设备和保护装置。矿山提升设备的耗电量一般占矿井总耗电量的30%一40%，所以为了降低矿石的成本，必须经济合理地选择和使用矿山提升设备。矿山提升设备又是矿井最大固定设备之一，是套较复杂的机械-电气机组。 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，两个部件是提升机的关键部分，卷筒强度不够导致的直接后果就是筒壳被压溃、焊缝开裂等；主轴是传递动力装置，在设计时需要考虑其承受的弯扭力矩，键对主轴强度的削弱及其装配问题，轴的工艺要求等。通过本次的设计，可以缩短提升机设计周期，提高产品的设计质量，提高企业的技术创新能力和市场竞争能力。关键词：提升机 滚筒 主轴 钢丝绳AbstractThe mine lift technique is in the mine haulage pharynx and larynx equipment, holds the special status, and is the mine shaft and the ground relation main tool.The mine lift technique use is picks up and ships the ore and the scrap rock along the well chamber, the fluctuation personnel, the release material, the tool and the equipment. Mine lift technique in work once if has the machinery and the electrical failure can create the production suspension, even person casualties. In order to guarantee the production and personnels safety requirements mine lift technique movement is accurate, safe reliable, the well must have the performance good control device and the protective device.The mine lift technique power consumption occupies the mine pit total power consumption generally 170%, therefore in order to reduce the ore the cost, must the economical reasonably choice and the use mine lift technique. The mine lift technique also is one of mine pit most greatly fixed equipments, is - the complex machinery - electricity unit.This article in view of the mining machinery special request, the key design reel part and the main axle part, two parts is the elevator essential part, the direct consequence which reel under capacity causes is the tube shell is bruised, the welded joint dehiscence and so on; The main axle transmits the power unit, when design needs to consider its withstanding the crooked moment of force, the key to the main axle intensity weakening and the assembly question, the axis technological requirement and so on.Through this time design, may reduce the lifting hoist design cycle, enhances the product the design quality, and enhances the enterprise technological innovation ability and market competition ability.Key words: lifting hoist drum main axle steel wire ii目 录1 绪论11.1 概述11.1.1 提升机的分类11.1.2 提升机的概述21.2 国内外提升机的发展概况31.3 提升机的技术性能41.3.1 缠绕式提升机及提升绞车41.3.2 提升绞车51.4 各个系列提升机的主要结构特点52 2JK-2.51.5型提升机的组成及各部分结构特点83 各系列提升机主轴装置103.1 主轴装置的结构103.2 各种主轴结构图示103.3 两种调绳离合器的简介154 单绳缠绕式提升机滚筒的设计与计算234.1 缠绕式提升机卷筒的结构234.2 正常工作时作用于筒壳上的外载荷274.3 筒壳强度的计算354.4 多层缠绕时筒壳的计算特点364.5 具体计算及校核2JK-2.5X1.5型的筒壳强度375 主轴理论设计及强度校核425.1 主轴的结构425.2 主轴及附属部件的设计、计算435.3 主轴的校核485.3.1 2JK-2.5X1.5型矿用提升机已知条件485.3.2 固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力495.3.3 钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力515.3.4 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力535.3.5 计算支点反力555.3.6 计算弯矩565.3.7 计算扭矩及扭转强度595.3.8 计算危险断面的安全系数606 轴承的计算校核616.1. 轴承选取616.2. 轴承校核637 切向键的校核648 过盈配合校核66致 谢72参考文献731 绪论1.1 概述1.1.1 提升机的分类提升机是矿井的主要设备 用于升降人员和物料。在煤矿对大型提升机（滚筒直径大于2米以上）称提升机，对滚筒直径小于2米的提升机俗称提升绞车。提升机按工作原理分为：单绳缠绕式矿井提升机和摩擦式矿井提升机。缠绕式单滚筒提升机作单钩提升时，提升钢丝绳的一端固定在提升滚筒上的最右端，并缠绕在滚筒上。钢丝绳的另一端由滚筒上方引出，绕过天轮后与提升容器相连接。当提升机的滚筒向不同的方向转动时，提升容器相应地作上升或者下降运动，以完成所担负的提升任务。缠绕式单滚筒提升机作双钩提升时，滚筒的结构设计为分离式（即滚筒由可以分开的两部分组成），这样可以适应工作中调整钢丝绳长度的需要。这时是用两根钢丝绳提升，一根钢丝绳固定在滚筒的最右侧，经过缠绕后，由滚筒上方出绳，跨过天轮与提升容器相连接；另一根钢丝绳固定在滚筒的最左侧，在作反方向的缠绕后，由滚筒下方出绳，跨过天轮后与另一提升容器相连接。这样，在滚筒向不同方向转动时，两个提升容器将分别做上升和下降运动，当滚筒的旋转方向改变后，提升容器的运动方向也就将随之改变。缠绕式双滚筒提升机有两个滚筒其中一个为活（游动）滚筒，另一个为固定滚筒。在每个滚筒的一侧（外侧）固定一根钢丝绳，与单滚筒做双钩提升时的方式相同。通常活滚筒位于操纵台的左边（正视方向）并由下方出绳；固定滚筒则在右边，并由上方出绳。为了避免在用作多层缠绕时，提升机滚筒在主轴中部负荷应力集中的缺点，固定滚筒的左侧也留有出绳孔，当用于多层缠绕时，两个滚筒的钢丝绳都从左边开始缠绕（缠绕方向相反）。提升机的滚筒宽度，应能适用在提升过程中缠绳的实际需要。缠绕式双滚筒提升机如用作单钩提升，由于滚筒上只受一个方向的拉力，没有平衡的另一方向的拉力，因此，在计算最大静张力时，应按产品规格中的允许最大静张力差值选用提升机。1.1.2 提升机的概述矿井提升机主要用于井下采区的上、下山，以及其他辅助性的斜坡运输（包括地面斜坡运输）。根据运输量和提升距离的实际需要，也有单钩和双钩提升两种。摩擦式提升机的工作原理和缠绕式提升机不同，它的提升钢丝绳不像缠绕式提升机那样在滚筒上，而是依靠钢丝绳与主导轮上的衬垫之间的摩擦力，使提升钢丝绳与主导轮一起运动，并带动钢丝绳端部悬挂的提升容器，作上行或下行运动。塔式提升机的提升系统为了提高运行效果，保持在运行过程中两侧提升钢丝绳的拉力差基本不变，通常都是在提升容器的底部悬挂有平衡尾绳。当提升机运动时，提升钢丝绳的自重和悬挂的提升容器重量，以一定的拉力压在摩擦衬垫上，产生的摩擦力使钢丝绳和提升容器随主导轮的转动而上行或下行。摩擦式提升机的机械结构、技术性能和应用范围等都是根据上述特点确定的。摩擦式提升机可分为塔式和落地式两种，国际上两种都广泛的使用，国内目前使用的落地式摩擦轮提升机还不太多。主要是进口设备。有些生产矿井由于生产的发展、井深的增加或产量的提高，将原已经使用多年的缠绕式提升机改造为摩擦式提升机。如：河南巩县大峡沟煤矿三号井副井，把原有的缠绕式双滚筒2m提升机改造为2m双绳摩擦式提升机（落地）。从提出改造方案到设计制造、安装调整，只用了5个月的时间。又如：山东枣庄矿物局朱子埠煤矿主井，将原有的双滚筒2.5m直径的缠绕式提升机，改造为2.8m直径单绳落地式提升机。改造从1977年7月开始，同年11月底完成，1978年6月已担负全矿井的提煤任务，运行一直比较正常，能力提高了40%。摩擦式提升机适用于深井，而多绳摩擦式提升机更能适应大型矿井提升的需要。缠绕式则适用于浅井或斜井，它能适应多水平双钩提升的工作需要。当然，这种调整不应是频繁的。摩擦式提升机则只有采用单容器（带平衡锤）提升时，才能适应多水平的提升工作的需要，而这种提升方式的能力较低。1.2 国内外提升机的发展概况矿井提升机在矿井中担负着升降人员、提升矿物、运输材料以及升降设备、工具等项任务，它是沟通矿井地面和井下的运输设备，是矿井的重要设备之一，就其耗电量来说，大约占全矿井用电量的15%左右。世界许多国家的工业发展表明：随着采掘工业的发展，开采的深度将会日益增加，矿山生产也将日益走向集中化、大型化。而矿井提升机也随着相应的发展：由单绳缠绕式提升机发展到多绳摩擦式提升机，提升速度加快，一次提升量也日益增大。能够反应出当前矿井提升机世界先进技术水平的参数是：（1）提升机直径已打9m；（2）一次提升有效负荷为50t；（3）提升机单台的功率已达14573KW；（4）最多绳数为10。我国的煤矿建设也是符合上述发展规律的。在第一个五年计划期间建设的矿井，开采深度一般都在300m以内；矿井的最大年产量为120150万吨；矿井提升机的一次提升量最大为9t（采用单绳缠绕式矿井提升机）。而目前我国矿井井深最大以达1000m；最大年产量300400万吨的矿井正在多处兴建，甚至能力更大的矿井也在设计中；有些矿井以按两套一次提升量为20t的双箕斗装备（在一个井筒内布置四个箕斗、由两台提升机提升）。更大容量的箕斗，如：25、32、40t等都已经编制出系列，并正在设计中。就多绳提升机来说，过去生产的是在井塔上安装的，现在考虑到矿井建在地震区或者某些冲积层较厚的地区的需要，已将落地式多绳提升机纳入系列，与井塔式并列同时发展，可以按用户要求供货。矿井提升机的生产厂很多，规模较大，品种较齐全的有：洛阳中信重型机械公司，鹤壁市巨兴矿山设备有限责任公司，锦州锦矿机器制造有限责任公司，山东泰鼎矿山机械有限责任公司等。1.3 提升机的技术性能1.3.1 缠绕式提升机及提升绞车缠绕式提升机的发展是为适应我国矿山建设的需要，国产提升机大致可分为仿苏、改进及自行设计等三个阶段。19531958年期间生产仿苏产品BM系列提升机；KJ系列提升机是19581966年期间生产的仿苏改进产品；JKA系列是在KJ型基础上的改进产品；XKT系列提升机是1971年7月开始生产的自行设计产品，后又改为XKT-B系列，是已成批生产的新型矿井提升机。时至今日，中信公司生产的产品最齐全，JK/E，JKM，JTP，2JTP，JT等等。1.3.2 提升绞车矿井提升绞车的发展道路基本上和矿井提升机相同，从仿苏的产品开始，到改进和自行设计并纳入型谱标准。1.4 各个系列提升机的主要结构特点 （1） KJ型矿井提升机1）主轴装置采用铸铁法兰盘；2）调绳装置为手动蜗轮蜗杆式；3）制动器为角移式；4）液压传动装置为手动杠杆控制的三通阀和电磁铁控制的四通阀；5）深度指示器为机械牌坊式；6）减速器为渐开线人字齿轮减速器。 （2）JK（A）型矿井提升机1）调绳装置为电动蜗轮蜗杆式；2）制动器为综合式，改善了闸瓦的磨损情况；3）液压传动装置为手动控制的低压电液调节阀和电磁铁控制的安全三通阀，操纵省力，易于实现自动化和半自动化控制；4）减速器采用圆弧形人字齿轮减速器；提高了承载能力并减轻了重量。 （3） XKT型矿井提升机1）滚筒为焊接结构，重量轻；2）采用液压齿轮式快速调绳装置，调绳省力省时；3）采用圆盘制动系统（包括圆盘式制动器和液压站两部分），此种系列具有以下的优点： 安装、使用及维护比较简单；4）采用圆弧齿轮减速器，提高了承载能力，减轻了重量；5）采用了圆盘深度指示器。XKT系列矿井提升机与KJ和JK（A）系列比较，有以下的优点：提升能力平均提高25%，重量平均减轻25%，采用了一些新技术、新结构，如：盘式制动器、液压站、快速调绳装置、微拖动装置等通用化程度高。GKT系列矿井提升机1）采用JSZ-2500型双力线中心驱动减速器，结构紧凑，传动平稳，噪音小。并采用双列向心滚动轴承，传动效率高，在实际工作中厂家建议传动效率取0.850.9；2）滚筒为整体焊接结构（2m提升机可根据用户要求，供应分割的焊接滚筒和制动盘），采用滚动轴承支座。双滚筒提升机的主轴装置，具有液压操纵的、在结构上作了改进的齿轮离合器，调绳操作时间仅司机一人即可完成，节省了时间和人力；3）配有自整角机传动的圆盘深度指示器（2m提升机若用户要求时，可以改供给牌坊式深度指示器）；4）制动器为综合式的液压开启的盘式制动器；5）采用集中控制的操纵台。2 2JK-2.51.5型提升机的组成及各部分结构特点矿井提升机作为一个完整的机械电气机组，它的组成部分及其功能如下：1）工作机构 主轴装置和主轴承（包括滚筒和摩擦轮），作为缠绕或搭放提升钢丝绳，以承受各种正常载荷（静载荷、动载荷）及非常载荷。2）制动系统制动器和液压传动系统，用于机器停止时，能可靠地闸住机器。并能在正常（工作）制动和紧急制动时，参与控制机器的速度，能使机器迅速停车。3）机械传动系统减速器和联轴器，用以减速和传递动力。4）润滑系统润滑油站及管路，当机器工作时，不断向轴承、减速器轴承及啮合齿面压送润滑油。5）观测和操纵系统包括操纵台、深度指示器及测速发电机。操纵台控制主电动机的速度变化和换向及对制动系统进行控制；深度指示器指示提升容器的运行位置，在提升容器接近井口（或井底）时发出减速信号，当机器过卷或超速时，进行限速和过卷保护。对于多绳摩擦式提升机，能自动调零；测速发电机用于测定机器的实行运行速度。6）拖动、控制和自动保护系统拖动有交流、直流两大系统。交流包括：交流主电动机、金属电阻及控制接触器，并可带动力制动、低频制动或微拖动装置。直流包括：直流电动机，其电源设备，有电动发电机组和可控硅整流。拖动系统是为了实现机器稳定地起动、等速、减速、停车和换向。自动保护系统具有：过速、过卷、闸瓦磨损超限、润滑油超压或欠压、制动油超压或欠压、轴承温升超限，制动油温升超限、电动机过流或欠压等自动保护的作用。7）辅助部分包括司机座椅、机座、机架、护栅、挡板、护罩等辅助用具及材料。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。723 各系列提升机主轴装置3.1 主轴装置的结构主轴装置是提升机的工作机构，也是提升机的主要承载部件，它承担了提升机的全部转矩，同时也承受着摩擦轮上两侧钢丝绳的拉力。主轴装置主要由主轴、摩擦轮、滚动轴承、轴承座、轴承盖、轴承梁、摩擦衬垫、固定块、压块、夹板、高强度螺栓组件等零部件组成。对于小型多绳提升机，如无特殊要求，制动盘是焊接在筒壳上的，项常称之为固定闸盘或死闸盘，根据使用盘形制功器副数的多少，可以焊有一个或两个制功盘；大型提升机多采用双制功盘形式，制动盘与摩擦轮之间采用可拆组合式联接，即制动盘做成两半，用高强度螺栓与摩擦轮联接，成对装在摩擦轮上，采用大平面摩擦副来传递转矩，制动盘与摩擦轮之间有配合止口作径向定位，两半制动盘合口面之间用键作轴向定位，并没有少量精制螺栓提高定位精度，增强局部刚件，刃拆式制动盘优点主要是便于运输并可以更换，尤其适用于大型或特大型多绳提升机。3.2 各种主轴结构图示（1） KJ型(BM型)矿井提升机主轴装置结构单筒主轴装置由左右两个与制动轮制成一体的铸铁支轮用切向键与主轴联接。卷简支承在两端支轮上，并通过螺栓与支轮联接，如图（3-1）所示：图3-1 KJ型（BM型）提升机主轴装置1-切向键 2-制动轮 3-筒壳 4-木衬 5-锥齿轮 6-手轮7-主轴 8-小绞轮 9-蜗轮 10-蜗杆 11-支架双筒主轴装置由固定卷筒和游动卷筒及调绳离合器等组成，调绳离合器采用手动蜗轮蜗杆结构，调绳操作费时费力。卷筒为两半薄壳结构，强度较低(见图32)。（2） JKA型矿井提升机主轴装置结构 单筒主轴装置与KJ型基本相同。 双筒主铀装置与脚型摹本相同主要有下列两点区别： 1)KJ型的两制动轮在两个卷筒中间而J以型的两制动轮在两卷简的两外侧(见图33)。 2)对于调绳离合器，脚型全靠人力操作，而JKA型装了一套电动蜗轮蜗杆机构靠电力实现游动卷筒与主轴的朋开与接合。（3） XKT型、JK型矿井提升机主轴装置结构 这两种系列主轴装置的卷筒全部采用Q345(16Mn)钢板焊接而成，卷筒内部设有支环于厚完弹性支撑结构。 单筒主轴装置由卷筒、主轴、主轴承、左右轮毅等组成(见图3-4)。主轴承为滑动轴承。左轮毅与主铀为滑动配合，右轮鼓是压配在主轴上，并用强力切向键与主轴固定。卷筒与右轮毂的联接全部采用精制配合螺栓，卷简与左轮毂的联接采用数量各为半的精制配合螺栓和普通螺栓。 双筒主轴装置由主轴、主轴承、两个卷筒、四个轮毅、调绳离合器等主要零部件组成(见图35)。固定卷筒装在主轴的传动侧，其与轮毂的联接与单筒主动装置相同。游动卷简在主轴的非传动侧，游动卷筒与游筒有支轮的联接采用数量各一半的桔精制配合螺栓和普通螺栓。游筒右支轮为两半结构，通过两半铜瓦滑装在主轴上，左辐板上用精制配合螺栓固定调绳离合器内齿圈，内齿圈右端装有尼龙瓦，支承在游筒左支轮上，游筒左支轮压配在主轴上，并通过强力切向键与主轴联接。图3-2 KJ型（BM型）双筒提升机主轴装置1-切向键 2-筒壳 3-主轴 4-制动轮 5-蜗轮 6-切向键 7-铜轴套 8-螺杆 9-调整环 10-轴 11-蜗杆 12-心轴 13-压紧螺母14-手轮 15螺母图3-3 JKA型提升机主轴装置1-传动螺杆 2-摩擦片式离合器 3-小蜗轮对 4-木衬 5-筒壳 6-制动轮 7-切向键 8-主轴 9-轴 10-蜗杆 11-切向键 12-心轴 13-蜗轮 14-小电动机 15-传动螺母图3-4 XKT型、JK型单筒提升机主轴装置1-主轴承 2-润滑油杯 3-左轮毂 4-主轴 5-辐板 6-挡绳板7-木衬 8-筒壳 9-制动盘 10-精制螺栓 11-右轮毂 12-切向键图3-5 XKT型，JK型双筒提升机主轴装置1-密封头 2-主轴承 3-游动卷筒左轮毂 4-齿轮式调绳离合器 5-游动滚筒 6、14-润滑油杯 7-尼龙套 8-挡绳板 9-筒壳 10-木衬 11-铜制轴套 12-游动卷筒右轮毂 13-固定卷筒左轮毂 15-固定卷筒16-制动盘 17-精制螺栓 18-固定卷筒右轮毂 19-切向键 20-主轴 21-切向键 22-外齿轮 23-内齿轮 24-辐板 25-角钢 26-联锁阀 27-调绳液压缸28-油管3.3 两种调绳离合器的简介本系列提升机采用轴向齿轮式调绳离分器(见图36)。在游筒支轮上沿圆周装有三个调绳液压缸4，调绳液压缸的另一端插在齿轮6的孔中。这样当齿轮6与固定在卷筒9辐板上的内齿轮8相啮合时调绳液压缸便相当于三个传动销，将游筒左支轮3与齿轮6连接在一起，经齿轮传递转矩。需调绳时，充油到三个液压缸的前腔齿轮6外移与内齿轮脱开，游筒卷筒闸住。转动固定卷筒，内齿轮8与游动左支轮3通过尼龙瓦7作相对运转，以达到调绳的目的。图3-6 轴向齿轮式调绳离合器1-主轴 2-键 3-游筒左支轮 4-液压缸 5-橡胶缓冲垫 6-齿轮7-尼龙瓦 8-内齿轮 9-卷筒辐板 10-油管 11-轴承座 12-密封头 13-联锁阀 本系列主轴装置朽有以下A、B两种不同的结构形式，分别为卷筒上带木衬、筒壳上方直接加工出绳槽两种结构(见图37、图38)。A种形式固定卷筒两支轮与主轴为过盈配合，卷筒辐板与支轮为高强度螺栓联接；B种形式为主轴上直接锻制出两个法兰盘，用高强度螺栓与卷筒辐板联接。卷筒和制动盘为两半装配式结构，安装时现场不再焊接和加工制动盘。主轴承采用调心滚子轴承。调绳离合器均采用径向齿块离合器结构，该装置由齿块、齿圈等工作机构，液压缸、移功毂等驱动机构，操作闭锁等控制机构三部分组成(见图39)。该新结构可满足调绳过程中安全、精确、快速、可靠的使用要求。调绳工作原理如下：(1)机器正常工作阶段 此时齿块和内齿圈处于啮合状态，液压缸的合上腔和离开腔通过液压站上的电磁阀(34D2-10BY)处于回油状态，联锁阀的柱销锁入游动左支轮凹槽中，机器正常运行。(2)调绳准备阶段(即离合器离开) 拨动操纵台上调绳转换开关到调绳位置，安全电磁阀断电，使机器处于安全制动状态。再拨动电磁铁G2通电，高压油即可通过联锁阀进入调绳液压缸的离开腔，联锁阀的柱销从凹槽中移出推动液压缸活塞外移，使齿块与内齿轮脱离啮合，游筒卷筒与主轴联接脱开。(3)调绳操作阶段 拨动另一个安全电磁阀，解除固定卷筒的安全制动，游筒卷筒仍为安全制动。起动机器使固定卷筒慢速运转，调节钢绳长度或更换提升水平，实现调绳的日的。 (4)恢复工作阶段(离合器合上) 钢绳调绳完毕后，恢复固定卷筒的安全制功，然后将电磁阀G2断电，液压缸离开腔的高压油即回油箱。再接通电滋阀G1，高压油即可进入液压缸的合上腔，驱功液压缸活塞向里移动，使齿块与内齿圈重新啮合。同时活塞杆碰压行程开关Q1，操纵台上的指示灯显示出“合上”的信号后，方可将电磁阀G1断电，并复位调绳转换开关。此时电磁阀34D210BY处于回油位置，至此，调绳操作全部结束，机器恢复正常的工作制功状态。(5)调绳安全联锁环节 在调绳操作过程中，如果离合器万偶然地从原来的离开位置向合上位置移动时，行程开关Q2即动作，固定卷筒立即安全制动避免打齿事故发生。另外在调绳操作过程中，若一旦发生误操作，导致游动卷简突然松闸，此时行程开关Q3功作，机器立即安全制动，以确保调绳全过程的安全。图3-7 2JKA型双筒提升机主轴装置1-滚动轴承 2-调绳离合器 3-连接螺栓 4-制动盘 5-铜套 6-绳槽结构（在筒壳上直接加工出） 7-游动卷筒 8-固定卷筒 9-高强度螺栓 10-木衬绳槽 11-支轮 12-圆锥齿轮图3-8 2JKE型双筒提升机主轴装置1-滚动轴承 2-调绳离合器 3-连接螺栓 4-制动盘 5-铜套 6-游动卷筒 7-绳槽结构（筒壳上加工） 8-固定卷筒 9-高强度螺栓 10-圆锥齿轮 11-木衬结构 12-调绳对齿标记图3-9 径向齿块式调绳离合器结构及工作原理图1-内齿圈 2-齿块 3-拔叉 4-移动毂 5-调绳液压缸 6-联锁阀4 单绳缠绕式提升机滚筒的设计与计算4.1 缠绕式提升机卷筒的结构卷筒是提升机的主要部件。它有几种不同的结构，其常见型式如图4-1图4-1 卷筒的结构型式a）铸造支轮卷筒；b）盘式支轮卷筒1-主轴；2-轮毂；3-辅板；4-制动盘；5-加强角钢；6-法兰盘（支轮）；7-支环 所有卷简大致都由下列几部分组成： 1)筒壳； 2)支轮包括键辐和轮缘，亦可为辐板式结构； 3)用以加强筒壳的纵向筋和环向筋(办称支环)，目前有纵向筋的不多，但多设有支环。 由于卷筒是利用薄壁承载，故所受应力较复杂，如设计或使用不当，会造成变形、开裂甚至不能使用。筒壳、支轮和加强筋所用的刚才大都为及，为了提高强度也有用16Mn的，因为这些材料的货源较广，工艺性能也较好。一般而言，筒壳、支轮和加强筋都用焊接的。除盘式支轮外，轮辐还有焊成工字型、十字型或丁字型的对于小型提升机，支轮也有用铸造的(图4-1a)。由于工艺或安装、运搬方面的原因，支轮有整体的，也行两半或三瓣的。较大的提升机则很少用铸造支轮，因为大直径的铸造支轮过于笨重。对于双卷筒提升机中的活卷筒，内于它与主轴有相对运动，因此往往在轮毂与主轴之间加有衬套(图4-2)。衬套通常用减磨金属，如比压许可，也可用尼龙衬套。卷筒外面般均敷有木衬。木衬的作用是防止钢绳与简壳直接接触造成磨损，此外还能使钢绳沿着木衬上的沟槽缠绕，排列整齐，避免叠压现象。滚筒的失效形式及原因滚筒的失效形式主要有：(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于圆周方向和螺钉孔处，如图412所示。支轮的裂纹多出现于人孔周边，呈放射状；支环的裂纹多出现于焊缝处，或支环断裂。(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。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。如某矿使用的2417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2417和2 418型提升机，标准中可以采用8t底卸式箕斗，钢绳直径可达475mm，钢绳最大静拉力可分别达到175t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。图4-2 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-筒壳；2-支环简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20mm40mm时，230MPa，400Mpa;l6Mn的厚度在20mm40mm时，290MPa一330Mpa,=500 MPa。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1518。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1518之间，亦可这样计算，即取材料的脉动疲劳极限为(052一0.56) ，安全系数为15；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，故有人建议在按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。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。4.2 正常工作时作用于筒壳上的外载荷作用于筒壳上的外载荷有：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被扭转；由于卷筒的直径很大（尽管筒壳很薄），因而惯性矩（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）钢绳螺旋缠绕在卷筒上，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。根据下面将叙述到的理由，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圈看成是环形缠绕，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)一个绳圈对于筒壳的作用可以直观的看出，每一个环状绳圈都是一个沿圆周均匀分布的径向载荷（图4-3a）。对于这一点，我们可以从力的分析上来说明。图4-3 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4-3b）。如认为钢绳张力为定值，则钢绳张力的合力（当夹角足够小时）为：由于，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筒壳上的外载荷，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（与钢绳张力F大小相等、方向相反）为： （4-1） 式中 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、表示，则上式可以写成： （4-2）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。按这种方法，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，相当于弹性模量放大了倍，因此，在计算“梁”的刚度时，不用普通梁的刚度，而要相应的改变为： （43）式中 板的弯曲刚度；波桑比，取=0.3。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。根据材料力学，普通梁的弹性方程为：式中 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，便有一相应的反力产生，故此时作用于梁上的载荷不再是q，而为，并且应把改用，则梁（筒壳）的弹性线方程为：或 （4-4）上式的特解为；其次方程的解为： （4-5）式中 为求出积分常数、，需找出相应的边界条件。从力学意义上来看，式（4-5）为受有环向集中载荷P的筒壳的弹性线方程，它与弹性基础梁受有集中力P的挠度方程相同。先用比较简单的条件定出其积分常数。比较简单的情况是无穷长梁，此时边界条件为：时， ，；（即在P的作用点处）时，。由此求出诸常数：；代入（4-5）式，整理得： （4-6）式中 （见矿山提升运输机械冶金工业出版社）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。经过以上的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为，的第一个零点为，的第一个零点为后余值不大，故实际上可以把无穷长梁理解为： （4-7）也就是说，在计算筒壳时，只要其长度距集中载荷作用点大于时，均可作为无穷长的弹性基础梁来处理。（4-7）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这样一个问题，即所有绳圈的力不是同时加上，而是有先后顺序的，逐圈加上的。这种缠绕方式的特点，对钢绳的张力亦有影响，可以直接参照矿山机械（运输机械部分）此书来计算。参考公式，此处C为钢绳张力降低系数。 （4-8）上式是根据无穷长梁的条件推导出，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，也可用下面较简单的公式计算： （4-9）在一般情况下，（4-8）式与（4-9）式之差约为5%。4.3 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）自由筒壳区：不受支撑要影响的区域，故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： （4-10）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（4-8）式或（4-9）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；公式的具体推导过程参考书矿山机械（提升运输机械部分）端点（支轮处）的弯曲应力为： （4-11）(3)支环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，即支环处筒壳的挠度等于支环的挠度。值得注意的是滚筒上的木衬的作用，木衬沿轴向做成许多条状，用埋头螺栓固定在滚筒上。具体排列情况有两种：一种是木衬做成松散的排列，一种是木衬做紧密排列。不论木衬如何排列，因为木衬具有变形的滞后性，也就是变形落后于作用力一个微小时间。滞后的变形发生在钢绳缠到滚筒之后，故它将引起钢绳拉力降低，根据理论分析与实验证明，在木衬下面加一层模数很小的垫片（如橡胶垫），称为弹性卸荷层，可使筒壳的应力降低25%27%，但木衬可使滚筒转动惯量增大，从而电能消耗也增加并且增加了维修工作量。但从上述可知，对原设计的木衬，不经过认真分析与计算，不应该随便改变要求或去掉。4.4 多层缠绕时筒壳的计算特点多层缠绕于单层缠绕的区别，是载荷增大了。如前所述，当成缠绕时筒壳所受的均布载荷为，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），这种现象所造成的应力远小于径向载荷说造成的应力，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，其它计算与单层缠绕时相同。图4-4 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，=1400公斤；当材料为16Mn时，许用应力比高30%。4.5 具体计算及校核2JK-2.5X1.5型的筒壳强度(1)已知条件（2JK-2.5X1.5型提升机）钢绳最大静张力F=83KN，钢绳直径d=30mm钢绳弹性模量MPa钢绳金属断面积卷筒壳半径r=117.5cm缠绕层数n=3；轮毂半径缠绕节距t=30+3=33mm卷筒壳厚度；圆盘厚=30mm钢的弹性模量MPa筒壳及圆盘材料16Mn, =182MPa(2)计算： 取i=10cm的计算如下：查表6-1矿山提升运输机械（冶金工业出版社）的计算如下表4-1距第一圈的距离x(mm)3.36.6 9.913.216.519.823.126.429.7330.225850.45170.677560.90341.12931.355111.580961.80682.03272.25850.96510.82310.69970.57120.44760.28490.19590.12340.06670.00804.1856自由筒壳区钢绳张力降低系数：(3)计算三层缠绕时的缠绕系数：(4)计算筒壳强度1）自由筒壳区筒壳均布载荷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。5 主轴理论设计及强度校核5.1 主轴的结构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。如图4l所示的双滚筒主轴，为厂安装上的方便，在死滚筒左支轮侧留有一定间隙，在活滚筒有轮教两端固定有挡环作为调整环，以便在装配时修正。图4-5 主轴结构（a）2JK型；(b)2JK（A）型(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。对于活该筒，为了避免因多次调绳操作后轴上磨出构槽，所以在其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，以保证轴的疲劳强度。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实验及机械性能试验，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。5.2 主轴及附属部件的设计、计算主轴的正常载荷1）. 安装载荷安装载荷包括：主轴、活卷筒、固定卷筒、调绳装置、轮毂、半联轴器以及钢绳等的自重。卷筒（包括木衬）自重认为平均分配在各轮毂上，并集中于轮毂长度的中心；调绳装置（固定在活卷筒右挡绳板和死卷筒的左挡绳板上）、轮毂和半联轴器的自重认为集中加于各自轮毂的中心；主轴自重所产生的均匀载荷可用加于各轮毂中心和支座上的集中力来代替，其各力的大小按相邻轴段自重之半来计算。这些载荷方向始终垂直向下，大小不变。2）工作载荷工作载荷是由钢丝绳张力而产生的弯矩和扭矩。作用在卷筒上的纲绳张力分别为：上升绳的张力下放绳的张力考虑到出绳角的影响，钢绳的张力可分为垂直方向及水平方向的分力。由于出绳角一般为正值（即出绳高于水平）故垂直分力方向向上，与安装载荷的方向相反。当校核已知出绳角的提升机主轴强度时，应按实际的出绳角进行计算，但在新设计提升机时，从较危险的工况出发，出绳角按水平计算。钢丝绳张力在各轮毂上的分配，是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（即简支梁求反力的关系）将其分配于1、2、3、4各点上如图4-6所示。当提升机工作时，在一次提升过程中钢丝绳张力作用在卷筒上的位置是变化的，对于不平衡提升系统其大小也是变化的，要想在开始计算时，就判别出哪一种工况最危险是不容易的，但又不可能对运行中的所有各点均进行计算。因此，实际上说采用的方法是找出几个典型工况，并认为最危险的工况就是其中之一。对于双筒提升机单层缠绕时，通常按以下四种工况进行计算：（1）死卷筒提升开始；（2）死卷筒提升终了；（3）活卷筒提升开始；（4）活卷筒提升终了；同时，由于平衡提升时，钢丝绳张力对主轴说产生的弯矩比较大、扭矩比较小，而不平衡提升则相反。因此，对于成批生产的大型提升机，应按两种提升系统分别进行计算，亦即对于双筒提升机单层缠绕时需要计算八种工况。显然，对于多层缠绕时提升机主轴的计算将更加复杂。根据安装载荷和工作载荷，可求出作用于主轴上的垂直分力和水平分力，从而可求出主轴各断面由正常载荷产生的垂直弯矩，水平弯矩及合成弯矩，它使主轴产生交变弯曲应力。 主轴的事故载荷钢丝绳断裂时对主轴造成事故载荷。当提升容器在井筒中的任何位置时，由于各种原因都可能发生断绳。最可能的原因是全速上升的容器突然被卡住，由于钢丝绳的弹性，整个系统的其它运动部分并不立刻停止，而因惯性继续运动。因之除上升容器以外的整个系统的惯性力都作用在上升钢丝绳上，使其张力大大增加，从而引起钢丝绳很大的变形直至断裂。因为这种事故很少发生，在此就不做详述了。提升机主轴的强度计算，按机械零件中所阐述的方法进行。首先计算出各种工况下主轴各断面在垂直面上和水平面上的弯矩，同时绘出相应的弯矩图，并求出合成弯矩；其次计算出各种工况下各段轴所承受的扭矩，并绘出相应的扭矩图。综合分析弯矩和扭矩的计算结构，确定危险断面。然后根据应力集中、载荷性质等因素，校核主轴各危险断面的安全系数。提升机主轴上弯曲应力是从变到，在联轴器与其临近卷筒之间的那一段轴上的扭转应力是从变到，而在两卷筒之间的那一段轴上的扭转应力则从变到（）。 2JK-2.51.5型提升机主轴计算电机采用YRJ315M1-10，220KW滚筒周长：C=转速n=r/min最大扭矩；M=9550=90171.678根据材料力学公式：80000000计算得 d225.6mm由于固定滚筒处采用两个切向键连接，且主轴上断面变化不应太剧烈，根据机械零件，对于直径d100mm的轴，有两个键槽时轴径应增大7%，即=225.6=241.4mm安排四个轮毂处轴径分别为（从活动到固定）； ；两个轴承座处轴径均为根据机械设计手册（后面使用到的公式都可以在附表参考资料中查取）要求，键长是轴径的1.5倍，故键长取；根据键长L是比轮毂宽10%15%，所以取轮毂宽；活卷筒与死卷筒之间加工出轴肩，轴肩高h0.07d=0.07410=29故轴肩直径410+58=468取轴肩=470计算一些必要的数据主轴全长：L=5393mm；左右轴承中心线之间的距离：=4573mm；轴的重量：kg；根据提升机设计的经验确定出挡绳板厚度为20mm ,制动盘厚度为20mm，支撑板厚为20mm，一个滚筒上的木衬重量为600kg；由于轮毂外径是内径的1.6倍，可以计算出轮毂的重量；5.3 主轴的校核5.3.1 2JK-2.5X1.5型矿用提升机已知条件综合所有2JK-2.51.5型矿用提升绞车已知条件为：卷筒直径D=2500mm；卷筒宽度：B=1500mm；钢丝绳最大静张力：钢丝绳最大静张力差：；主轴全重：=5593kg；活卷筒左右轮毂重：=566kg，=566kg；活卷筒筒壳重：=2700kg；死卷筒左右轮毂重：=566kg，=566kg；死卷筒筒壳重：=2800kg；一个卷筒上的木衬重：=600kg；钢丝绳直径d=30mm；一次提升总量（包括钢绳的重量）：F=83KN；提升加减速度a=0.5；略去联轴器重及周边不平衡力。5.3.2 固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力1）主轴自重作用于轮毂山的力主轴单位长度重q为：主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，计算如下:附加于 点1 点2 点3 点4 2）卷筒、轮毂等自重作用于轮毂上的力，计算如下：附加于 点1 点2 点3 点4 3）合成的固定静载荷四种工况下的值为： 5.3.3 钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力1）钢绳张力及其位置的计算分四种工况计算死卷筒提升开始 得出活卷筒上的纲绳张力距左挡板距离得出死卷筒上的钢绳张力 距右挡板的距离死卷筒提升终了 得出活卷筒上的纲绳张力距左挡板距离得出死卷筒上的钢绳张力距右挡板的距离活卷筒提升开始 得出活卷筒上的纲绳张力距左挡板距离得出死卷筒上的钢绳张力距右挡板的距离活卷筒提升终了 得出活卷筒上的纲绳张力 距左挡板距离 得出死卷筒上的钢绳张力距右挡板的距2）钢绳张力在各轮毂上的分配根据钢绳在卷筒上的位置及卷筒的结构尺寸，按杠杆比例关系（即简支梁求反力的关系），把钢绳张力分配于1、2、3、4各点，计算结构如下：工况I： 活卷筒， 死卷筒， 工况II： 活卷筒， 死卷筒，工况： 活卷筒， 死卷筒， 工况： 活卷筒， 死卷筒， 各种工况下的计算简图如下： 注：图中所示箭头方向为轮毂反力方向，与钢绳张力作用于轴上的力方向相反。由于出绳角为水平方向（最危险方向），所以上述的、都是水平方向的力。5.3.4 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力将钢绳张力的垂直分力（实际上各分力均为零）与合成固定静载荷相加，则得作用于轴上垂直方向的合力；而作用于轴上的水平方向的合力就等于钢绳张力的水平分力。其计算如下：角标代表作用点1处的垂直力，头标（1）表示工况I工况I ，； ，；工况II ，； ，；工况III ，； ，；工况 ，； ，；5.3.5 计算支点反力下标表示左支轮的垂直反力，表示右支轮垂直反力，表示右支轮水平反力，表示左支轮水平反力，上标表示工况I工况I 垂直合力对主轴所造成的支点反力对于左轴承= 49592 N 对于右轴承=N水平合力对主轴所造成的支点反力=26087N=818+17182+8152+75589-26087=75654N同理亦可计算出其它各种工况时的支点反力，计算如下：工况II =49592N，=54280N=57432N，=58917N工况III =49592N，=54280N=70563N，=30285N工况 =49592N，=54280N=47226N，=53822N5.3.6 计算弯矩工况I （1）垂直力对主轴所造成的垂直弯矩在1、2、3、4各点分别为：（2）水平力对主轴所造成的弯矩（3）合成弯矩同理亦可计算出其它各种工况时的弯矩，计算如下：工况II 工况III 工况 5.3.7 计算扭矩及扭转强度在计算扭矩时，由于支撑活卷筒右轮毂到左轴承中心线处的轴都不受扭矩，即（1-3这段轴部受扭矩）1）扭矩死卷筒提升开始扭转切应力45号钢许用扭转切应力=2545故满足强度要求死卷筒提升终了时同理可求出活卷筒提升开始和终了时的扭转切应力为：按扭转强度校核，主轴满足强度要求。5.3.8 计算危险断面的安全系数轴的材料为45号钢调质， 断面3：，有切向键抗弯断面系数为最大弯应力最大扭应力最小弯应力和扭应力分别为：应力辐：平均应力：抗弯安全系数：合成安全系数：6 轴承的计算校核6.1 轴承选取根据轴的直径选择轴承型号，查手册可得：调心滚珠轴承23060查手册可得其相关参数如下：基本尺寸/mm d: 310基本尺寸/mm D: 460基本尺寸/mm B: 118安装尺寸/mm d a (min): 318安装尺寸/mm D a (max): 442安装尺寸/mm r a (max): 3其他尺寸/mm d2: 344其他尺寸/mm D2: 414.4其他尺寸/mm B0: 16.7其他尺寸/mm r(min): 4计算系数|e: 0.23计算系数|Y1: 3.0计算系数|Y2: 4.4计算系数|Y0: 2.9基本额定载荷/k N Cr: 1860基本额定载荷/k N C0r: 3690极限转速/(r/min)|脂: 670极限转速/(r/min)|油: 850重量/k g W: 71.4轴承代号圆柱孔: 23060 CC/W33轴承代号圆锥孔: 23060 CCK/W336.2 轴承校核查机械设计(第七版)P311表13-3可得：预期计算寿命L h=100000200000又查P312页公式13-5得：L h= 其中 为指数。对于球轴承=3，对于滚子轴承= 根据所选轴承及其有关参数代如公式得：L h=3709561h
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