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JKMD 4.5 摩擦 提升 设计 CAD 图纸

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JKMD-4.5×4多绳摩擦式提升机设计（含3张CAD图纸）,JKMD,4.5,摩擦,提升,设计,CAD,图纸

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附件6中期报告（学生用表）系（部）： 专业： 班级： 学生姓名学号指导教师课题名称JKMD-4.54多绳摩擦式提升机设计简述开题以来所做的具体工作和取得的进展或成果：1.对JKMD-多绳摩擦提升机的工作装置以及对各部分的功能进行了简单的了解，以便之后的设计；2.根据JKMD-多绳摩擦提升机的型号对工作装置各部分进行设计，并对各部分进行强度分析3.通过上述分析，对工作装置进行了CAD制图。存在的具体问题与解决方法：1.主要是JKMD-多绳摩擦提升机工作装置的设计计算，有时候计算不准确或数据不对，需要进行多次的计算2.各部分的位置设计，由于实现功能的不同，导致各点位置不同，所以选取合适的点时，需要进行多次的对比，折中选取合适的，尽量做到结构合适。3.在对JKMD-多绳摩擦提升机时，遇到了困难，通过查阅资料，以及同学的帮助，对三维仿真有了更深的了解。下一步工作的主要研究任务、具体设想与安排：1.完善设计，画出CAD图；2.撰写设计说明书；3.对之前的设计进行检查，有不合理的地方再改进。指导教师对前期工作的评价：指导教师签名：年 月 日注：1、本表可根据内容续页；2、指导教师评价及签名手写，其他内容电子版填写。附件3任务书（指导教师用表）系（部）： 专业： 班级： 学生姓名指导教师姓名论文（设计）题目JKMD-4.54多绳摩擦式提升机设计下达任务日期任务起止日期主要研究内容及方法主要研究内容：（1） 主轴装置的结构设计和强度及刚度校核计算；（2） 钢丝绳的选择计算；（3） 传动系统参数确定及主电动机的选择计算；（4） 提升机运动学及动力学计算；（5） 制动器的选择计算；（6） 提升高度的计算及校核；（7） 防滑条件等验算。选择这个题目就是要进一步熟悉多绳摩擦式矿井提升机各部分的工作原理，对其进行更好的改进，并对它的提升部分进行细致分析设计，使其耐用并且省时省力安全性好，使矿井提升机在工作中能够有更好的经济效益。 多绳摩擦式矿井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。它越来越多的取代了单绳缠绕式提升机。主要任务及目标主要任务：（1）根据所给设计参数，合理设计提升机结构并进性相关设计计算。（2）根据设计规范绘制图纸。（3）图纸全部采用CAD绘制，设计计算说明书电子排版并打印。（4）按指导教师指定的设计参数独立完成设计工作，按时交出全部设 计资料。目标： （1）编制设计计算说明书一份（50页左右）。（2）绘制主轴装置图及卷筒各一张（A0）。（3）绘制主轴图各一张（A1）通过设计，使其作业效率更高，可靠性更高与寿命更长等。 主要参考文献1王昆等.机械设计、机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，1996.2中南矿业学院.矿井提升设备M.北京：煤炭工业出版社,1985.136169.3机械设计手册/上册S.化学工业出版社，1979.4张复德.矿井提升设备M. 北京：煤炭工业出版社,2004.5机械零件设计手册(第二版)/中册S.冶金工业出版社，1982.1.6矿井提升机故障处理和技术改造委员会.矿井提升机故障处理和技术改造M. 北京：机械工业出版社，2005.7机械设计标准应用手册/第二卷S.北京：机械工业出版社,1997.8.8潘英编.矿山提升机械设计M.徐州：中国矿业大学出版社，2000.12.进度安排各阶段工作任务起止日期准备资料和相关用具第一二周进行说明书的制作第三四周绘制施工图纸第五八周检查设计是否完善，准备答辩第九十周答辩第十一周第十二周任务下达人签名任务接收人签名教研室指导小组组长签名系部领导小组组长签名注：1、本表可根据内容续页； 2、本表一式两份，学生、系部存档各一份；3、签名需手写，其他内容电子版填写。附件7工作中期检查记录系（部）： 专业： 班级： 姓名学号指导教师检查主要内容到目前为止，毕业设计的进度已有60%，完成的内容：1.工作机构中各部分的设计计算，强度计算以及强度校核等；3.设计说明书的简单撰写。尚需完成的内容：1.CAD制图的绘制；2.撰写设计说明书；3.将之前设计的内容进行完善，不合理的进行修改。指导老师定期辅导，可帮助解决学生在设计过程中存在的问题；同时，定期检查进度和记录出勤情况，督促学生按计划开展毕设。存在的问题主要是在设计工作机构中，在选取合适的点位时存在问题，因为点的选取直接影响后续功能的实现，为了解决此问题，计划对点进行多次选取，从而选取更加合适的位置，以便实现机构的功能。毕业论文（设计）工作领导小组意见组长签名：年 月 日注：1、本表可根据内容续页；2、领导小组意见手写，其他内容电子版填写。附件5开题报告（学生用表）系（部）： 专业： 班级： 课题名称JKMD-4.54多绳摩擦式提升机设计指导教师学生学号1、 多绳提升机来源及研究意义 矿井提升机是由原始的提水工具逐步演变发展而来。现代的矿井提升机提升量大，速度高，已发展成为电子计算机控制的全自动重型矿山机械。其中多绳摩擦式矿井提升机是在单绳摩擦式提升机基础上发展而来的，为了适应矿井向深度发展，以及年产量日益增大的需要，逐步发展起来的，既采用几根较细的钢丝绳，代替原来只用一根直径较粗的钢丝绳来提升。本课题是JKMD-多绳摩擦提升机设计，由于单绳缠绕式提升机高度受到滚筒容绳量的限制，提升能力又受到单根钢丝绳强度的限制，对于井深，产量大的矿井，单绳缠绕式提升机已不能满足需要，因此自70年代以来，多绳摩擦式提升机得到了广泛应用。多绳摩擦式提升机采用的是挠性体摩擦传动原理，钢丝绳搭在摩擦轮上，利用钢丝绳与衬垫间的摩擦力来提升或下放重物和人员。多绳摩擦式提升机，按布置方式分为井塔式和落地式两种。多绳摩擦式提升机适用于煤矿、金属矿、非金属矿的立井，作为提升矿物和升降人员、物料及设备之用。随着矿井不断延伸和日益大型化的发展，多绳摩擦式提升机以其提升能力大，提升高度大，钢丝绳安全系数大，电动机消耗功率低，机器整体尺寸小，造价便宜等显著优点，被越来越多地用于矿井提升中，成为矿井生产中极为重要的一种设备。2、 国内外发展状况及研究背景目前，国外多绳摩擦式矿井提升机的发展方向是：发展落地式和斜井多绳摩擦提升机，研究其用于特浅井、盲井的可能性，以扩大起使用范围；采用新结构，以减小机器的外形尺寸和重量；实现自动化和遥控，以提高工作的可靠性和生产效率。 我国1958年设计生产了第一台2m四绳塔式摩擦式矿井提升机，应用在阜新五龙矿。1960年又设计生产了3m四绳摩擦式矿井提升机，在宁夏石嘴山二矿使用。从此我国也开始应用塔式多绳摩擦式矿井提升机。 我国多绳摩擦式矿井提升机的系列参数从1960年开始制订，目前的品种有塔式和落地式；绳数上有二绳、四绳、六绳；直径结构已达5.5m；主传动形式有电动机通过减速器拖动和低速电动机直联两种。 现在，各国为争夺用户市场，开发了各种形式、规格的矿井提升机，以适应各国矿井的开采深度，达到高效、低能耗、低成倍的目的。矿井提升机的发展总趋势可归结为：在总体上向大负荷、高速、大型化方向发展。实用、经济、高效、可靠的提升机产品是使用者和制造者共同的追求。3、 研究目标和内容 选择这个题目就是要进一步熟悉多绳摩擦式矿井提升机各部分的工作原理，对其进行更好的改进，并对它的提升部分进行细致分析设计，使其耐用并且省时省力安全性好，使矿井提升机在工作中能够有更好的经济效益。 多绳摩擦式矿井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。它越来越多的取代了单绳缠绕式提升机。4、 研究方法及进度安排通过科学家的研究和探索,目前已经形成了一些多绳提升机在机械结构设计、稳定性分析和控制方法方面的理论,这些理论运用到实践中后, 多绳提升机的性能有所改进,但是它们还需要进一步地完善和发展,以更好地指导实践。查阅相关文献资料，进行资料收集，进行对比，总结出设计最优方案。（1）第一二周：准备资料和相关用具。（2）第三四周：进行说明书的制作。（3）第五八周 ：绘制施工图纸。（4）第九十周：检查设计是否完善，准备答辩。（5）第十一周十二周：答辩。5、 研究方案1、设计方案 （1）总体方案 系统确定：根据矿井条件，确定提升机类型，选取提升机附属设备。 设备选型：确定提升方式，对提升机、提升容器、钢丝绳等提升设备进行选型，初步确定提升系统 机械制动装置：制动装置通过克服和抵消提升机运动系统的惯性力使之停止运动；以及在系统处于停止状态时制动由于系统重力所产生的运动。它由传动机构和执行机构组成 安全保护：对提升容器及提升设备的安全保护，以防止这些设备由于故障或操作不当引发事故 经济技术分析：通过节电措施或交直流的传动方式选择来达到节约电能消耗的目的2、论文框架 6、 参考文献1王昆等.机械设计、机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，1996.2中南矿业学院.矿井提升设备M.北京：煤炭工业出版社,1985.136169.3机械设计手册/上册S.化学工业出版社，1979.4张复德.矿井提升设备M. 北京：煤炭工业出版社,2004.5机械零件设计手册(第二版)/中册S.冶金工业出版社，1982.1.6矿井提升机故障处理和技术改造委员会.矿井提升机故障处理和技术改造M. 北京：机械工业出版社，2005.7机械设计标准应用手册/第二卷S.北京：机械工业出版社,1997.8.8潘英编.矿山提升机械设计M.徐州：中国矿业大学出版社，2000.12.9濮良贵、纪名刚主编.机械设计(第七版)M.北京：高等教育出版社，2001.指导教师意见：指导教师签名： 年 月 日注：1、本表可根据内容续页；2、指导教师意见及签名手写，其他内容电子版填写。附件4指导记录（指导教师用表）系（部）： 专业： 班级： 姓名学号指导教师职称/学位毕业论文（设计）题目JKMD-4.5X4多绳摩擦式提升机日 期指导内容存在问题指导学时数2018.03.05下达设计任务书，介绍矿井提升机的结构原理，本次设计的要求及内容。缺乏对设计的了解3学时2018.03.12交流提升机主轴装置的结构特点，设计注意事项。需对主轴装置的各种结构形式了解4学时2018.03.19主轴装置设计的步骤进行指导。设计步骤需进一步了解。4学时2018.03.26检查主轴装置设计的合理性。个别学生结构设计不够合理，需改进。4学时2018.04.02卷筒结构类型的选择，选材辅导。加强了解卷筒结构的合理性选择。2学时2018.04.09对卷筒的设计进行介绍指导。合理设计卷筒结构。4学时2018.04.16主轴设计的指导，让学生了解提机主轴的设计要求。对提升机主轴设计的特殊性缺乏了解。3学时2018.04.23卷筒强度的校核、计算的指导。缺乏提升机卷筒强度校核方法的了解。4学时2018.05.02对主轴装置图绘制的指导。了解装配图绘制中的相关知识。3学时2018.05.07对主轴强度校核的指导，主轴的选择原则。缺乏提升机主轴强度校核的特殊性。3学时2018.05.14指导设计说明书的编制，报告绪论部分的内容。相关资料掌握较少，内容不充实。4学时2018.05.18对所完成的图纸进行检查、指导。标注合理性、规范性存在较多问题。3学时2018.05.22检查指导装配图、部件图的标注是否符合相关标准规范。各类标注存在问题较多。8学时2018.05.25所有零、部件检查指导。标注存在问题较多。8学时2018.05.28对设计资料全面检查、指导。进一步改进完善。8学时注：本表可续页，由指导教师根据毕业论文（设计）指导工作方案和实际指导情况填写（可电子版填写）。JKMD-4.54 多绳摩擦式提升机设计摘 要中国主要投入使用的提升机有两大类：一种式单绳缠绕式，另一种是多绳摩擦式。较早出现的是单绳缠绕式提升机，工作原理较为简单，利用钢丝绳的一端固定并缠绕在提升机的滚筒上，另一端绕过井架天轮悬挂提升容器，这样利用滚筒转动方向的不同，将钢丝绳缠上或松放，完成提升或下放容器的工作。多绳摩擦提升机是利用钢丝绳与主导轮上的摩擦衬垫之间的摩擦力带动钢丝绳随着主导轮一起转动，从而实现容器的提升和下放。本次设计为 JKMD-4.54 多绳摩擦提升机的设计，设计内容主要有：主轴装置的结构设计和强度及刚度较核计算；钢丝绳的选择计算；传动系统参数确定及主电动机的选择计算；提升高度的计算及校核；防滑条件等验算。多绳摩擦式矿井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。越来越多的将代替了单绳缠绕式提升机。摩擦提升机的工作方式来看，与缠绕式提升机有明显不同：钢丝绳不是缠绕在卷筒上，而是套在主导轮上，两端各悬挂一个提升容器，借助于安装在主导轮的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力之间的摩擦力来传动钢丝绳，使容器移动，从而完成提升 或下放重物的工作。关键词：关键词：JKMD- -4. .54 多绳摩擦提升机；主轴装置；传动系统；防滑条件多绳摩擦提升机；主轴装置；传动系统；防滑条件AbstractAt present, the elevators produced and used in China can be divided into two categories: single rope winding and multi-rope friction. The single-rope winding hoist is an early riser. Its working principle is relatively simple. It fixes one end of a steel wire rope and winds it on the drum of the hoisting machine, and the other end bypasses the derrick wheel to hoist the lifting container. Using the different rotation direction of the drum, the wire rope is wrapped or loosened to complete the work of lifting or lowering the container.The multi-rope friction lifter utilizes the friction between the wire rope and the friction pad on the main wheel to drive the wire rope to rotate together with the main wheel, so as to achieve lifting and lowering of the container. This design is a design of JKMD-4.54 multi-rope friction hoist. The main contents of the design include: the structural design of the spindle device and the comparison of strength and stiffness with nuclear calculation; selection of steel wire rope; determination of transmission system parameters and selection of the main motor. Raise the height of the calculation and check; slip conditions and other checks. The multi-rope friction mine hoist is one of the large-scale fixed equipments in the mine and is the main transportation tool for contacting the underground and the ground. It is increasingly replacing the single rope winding hoist.Friction hoists have a significant difference from winding elevators in terms of their working principle: the rope is not wound on the drum, but is set on the main wheel, and a lifting container is hung on both ends, which is installed on the main wheel. Friction between the friction between the liner and the wire rope drives the wire rope to move the container, thus completing the task of lifting or lowering the weight.Keywords:JKMD-4.54 multi-rope friction hoist; Spindle device; Transmission system; Anti-slip condition目录第 1 章 绪 论.11.1 提升机概况.11.2 多绳摩擦提升机的分类和特点.1第 2 章 设计任务及主要参数.32.1 设计题目.32.2 设计目的.32.3 设计参数.32.4 内容与要求.32.4.1 设计内容.32.4.2 要求.4第 3 章 设计步骤及计算.53.1 提升容器的选择计算.53.2 提升钢丝绳的选择计算.63.3 验算提升机强度.73.3.1 钢丝绳最大静张力和钢丝绳最大静张力差的计算.73.3.2 验算主导轮衬垫比压.73.4 天轮的选择.83.5 提升机与钢丝绳相对位置.83.5.1 确定提升机与钢丝绳相对位置的原则.83.5.2 提升机与钢丝绳相对位置各参数的计算.93.6 运动学与动力学计算.113.6.1 计算最大经济速度.11mV3.6.2 预选电动机.123.6.3 计算提升系统变位质量.12m3.6.4 确定提升时的加减速度.133.6.5 提升系统运动学计算.163.6.6 提升动力学计算.173.6.7 提升系统工作图.193.7 电动机容量验算.193.8 多绳摩擦提升机防滑验算.203.8.1 静防滑安全系数的验算.21j3.8.2 动防滑安全系数的验算.21d3.9 卷筒计算.233.9.1 确定滚筒宽度的确定.233.9.2 主导轮轮壳强度校核.243.10 主轴的结构设计.253.10.1 主轴结构设计注意事项.253.10.2 主轴结构设计.253.11 主轴的校核.293.11.1 提升机主轴的计算步骤及项目.293.11.2 轴的强度校核.303.11.3 轴的刚度校核.363.11.4 轴承的较核.373.12 制动器的选择计算.393.12.1 提升机的制动装置.393.13 其他部件的选择与应用.403.13.1 减速器的选择.403.13.2 深度指示器.403.13.3 液压站.403.13.4 润滑、密封及其他.40参考文献.43致 谢.45- 1 -第 1 章 绪 论1.1 提升机概况提升机是主要固定机械设备，工作就是传递动力实现提升或下放容器的运动。中国主要投入使用的提升机有两大类：一种式单绳缠绕式，另一种是多绳摩擦式。较早出现的是单绳缠绕式提升机，工作原理较为简单，利用钢丝绳的一端固定并缠绕在提升机的滚筒上，另一端绕过井架天轮悬挂提升容器，这样利用滚筒转动方向的不同，将钢丝绳缠上或松放，完成提升或下放容器的工作。这种提升机在我国矿山使用比较广泛。它在深井条件受到一定的限制。随着矿井深度的增加和一次提升量的增大，用单绳缠绕式提升机，就要采用更大的提升机和半径更大的钢丝绳，不但会过多的增加基建费用，而且带来制造和使用维护上的一系列缺点。于是提出研究了摩擦提升原理。多绳摩擦式的工作原理来看，与缠绕式提升机有明显区别：钢丝绳不是缠绕在卷筒上，而是放在卷筒上并且两端各悬挂一个提升容器。借助于安装在主导轮的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力之间的摩擦力，用来拉动钢丝绳，容器移动完成提升或下放重物的工作。摩擦提升和缠绕提升一样，最初采用的是单绳摩擦式提升机，随着受井深的影响，提升钢丝绳的直径越大。不但制造困难悬挂不方便，而且提升机的有关尺寸增大。为了解决这个矛盾，我们要把单绳摩擦提升机设计出了以几根钢丝绳取代一根钢丝绳的多绳摩擦式提升机。我这次毕业设计的课题就是 JKMD-4.5X4 多绳摩擦式提升机，我的目的就是提高生产效益和大大改善采矿生产环境。我觉得这次设计非常有意义。1.2 多绳摩擦提升机的分类和特点多绳摩擦提升按大致分为塔式和落地式两大类。塔式具备的优势有：（1）结构小，节省空间；（2）不需要天轮；（3）载荷垂直向下，井架固定性好。但塔式比落地式的设备费用要昂贵，因提升塔较普通井架更为庞大而且复杂，需要更多的钢材。此外，落地式可以同时安装提升塔和提升机，井架高度低符- 2 -合战略观点并有利于地震区建设。多绳摩擦提升机已获得越来越广泛的使用，它与单绳缠绕提升相比，有许多优势：（1）因为钢丝绳放在在卷筒上，所以高度没有卷筒绳量的限制，适用于深井提升；（2）因为载荷主要由多根钢丝绳负担，所有提升钢丝绳半径就比相同载荷下单绳提升的小的多，以至于主导轮直径变小。在同样提升载荷的情形下，多绳提升机具有体积比较小，质量比较轻，材料用量少，制造设计比较简单等特点；（3）因为多绳提升机的工作量小，所以拖动电机的容量，耗电量相应变小；多绳摩擦提升的缺点是：（1）多根钢丝绳的悬挂，更换，调整维护检修工作复杂；（2）一根钢丝绳损坏一定要全部换掉；（3）因不能调节绳长故双钩提升不能同时用于几个中段提升，也不适用于凿井提升；由上述可知，多绳摩擦提升的有许多优点。虽然第一个是由井深的需要而设计出来的，许多国外在井的深度不深时提升中也会优先使用。多绳摩擦提升已成为现代提升最有前景的提升。- 3 -第 2 章 设计任务及主要参数2.1 设计题目多绳摩擦提升机2.2 设计目的通过设计，巩固所学专业的基本知识，掌握矿井提升机的设计内容和设计方法，进一步提高专业设计能力。2.3 设计参数此次设计即采用落地式多绳摩擦提升，设计参数如下：表 2-1 JKMD-4.5X4 设计参数机器型号钢丝绳根数主导轮直径钢丝绳最大静拉力钢丝绳最大静拉力差钢丝绳间距最大提升速度JKMD-4.5444.5m93t27t300mm13.5m/s2.4 内容与要求2.4.1 设计内容（1）主轴装置的结构设计及强度及刚度校核计算；钢丝绳的选择计算；传动系统参数确定及主电动机的选择计算；提升机运动学及动力学计算；制动器的选择计算；提升高度的计算及校核；防滑条件等验算。（2）编制设计计算说明书一份（45 页左右） 。（3）绘制主轴装置图及卷筒各一张（A0） 。（4）绘制主轴图一张（A1） 。- 4 -2.4.2 要求（1）认真把所有的设计参数，完成合理设计提升机结构并进性相关设计计算。（2）认真在规定的时间内规范绘制图纸。（3）所有绘制图纸使用绘制，设计计算说明书电子排版并打印。（4）根据指导教师指定的设计参数独立完成设计工作，按时交出全部设计资料。 - 5 -第 3 章 设计步骤及计算3.1 提升容器的选择计算根据定型成套设备 ，主井提升选用双钩 18 吨四绳容器。 定型成套设备中所确定：1600000 吨井型第一水平为 500 米,主井第一水平采用 18 吨容器。选用的矿第一水平为 500 米，考虑到井上下装装载长度，工作高度大于 500 米，这时是否能用 18 吨容器，就通过计算确定是否能过使用。(1) 采用 18 吨容器时，为保证产量的一次提升循环时间应为： （3-AnCQtbrTx36001） =360030014181.151600000=147.91s式中：br 为年工作日，br=300d； t 为每日提升工作小时数，t=14h； Q 为一次提升量，Q=18t； C 为提升不均衡系数,C=1.15； An 为年产量， An=1600000t。(2) 暂取 Vm=9.55m/s,故第一水平提升高度为：57055. 94 . 0HH 暂取=570m(3) 第一水平提升时的最大经济速度为 Vm：参照参数，选用最大速度 Vm 为 13.5m/s 是合理的，此值小于允许值。(4) 估算每次提升时间循环时间:- 6 - （3-stVmHaVmTx6 .115202055. 95706 . 055. 912） 式中：a 为加速度，暂取 a =0.6m/s ;112为箕斗在卸载曲轨内减速与爬行的估算附加时间，暂取=20;tt 为箕斗装卸载时间，取=20通过上述计算，估算的实际循环时间小于完成产量的循环时间，故 18 吨容器是能够完成任务的。所以本提升系统采用双钩 18 吨四绳容器，型号为 JDS-18/1604，自重=17.06 吨，名义装载量为 18 吨，绳间距为 300，导向装置为钢丝绳罐道。3.2 提升钢丝绳的选择计算根据设计参数用四根钢丝绳，计算钢丝绳每米重量如下： （3-3）4 1.117060 18000170004 1.1540352574.23/ZBjhaQQpHHHmkg m式中: 箕斗自重，=17060kg;ZQZQ 钢丝绳中钢丝的极限抗拉强度，=17000kg/；BB2m 安全系数， 煤矿安全规程规定，摩擦提升主井钢丝绳的安am全系数,取=7；CaHm0005. 02 . 7am 提升高度，=540m;HH 井架高度, =35m;jHjH 井底装载水平至尾绳轮中心距离,=25m.hHhH选用直径 d=35mm 的三角股钢丝绳作为主绳共四根。每米绳重P=5.09kg/m.全部钢丝绳断裂总和 =88850kg。qQ- 7 -根据尾绳，由于扁钢丝绳价格高故选不旋转钢丝绳。若不旋转钢丝绳一时不能订货，可暂选普通圆形钢丝绳充当尾绳。通过尾绳悬挂装置将尾绳连接到罐笼底部。暂选三根直径 d=43mm 的 187 型普通圆形股钢丝绳作尾绳。查得每米重 q=7.25kg/m。尾、主绳每米差重kg/m.39. 109. 5425. 7343pq此系统为重尾绳系统,以箕斗位于井口位置时钢丝绳受力最大,这时实际安全为： （3-443 ()4 8885018000 170604 5.09 357.25 (54025)7.23qaZjhQmQQPHq HH 4）实际的安全系数大于 7，所以钢丝绳可用。3.3 验算提升机强度3.3.1 钢丝绳最大静张力和钢丝绳最大静张力差的计算（1）钢丝绳最大静张力 maxjF =+3(+) （3-maxjFQzQqHhH5） =18000+17060+37.25(540+25) =47348.75kg（2）钢丝绳最大静张力差cF =+ （3-cFQH6） =18000+1.39540 =18750.6kg上述最大静张力及静张力差均小于该提升机的允许值(允许的最大静张力为71000kg,允许的最大静张力差为 22000kg，说明符合要求。3.3.2 验算主导轮衬垫比压- 8 -由于采用四绳系统，比压用下式计算：BP （3-72446598.1529348.754 450 3.512.05/SXBFFpDdkg cm）式中：提煤时上升绳股的静张力；sF =43 （3-sFQzQpHqhH8） =18000+17060+45.09540+37.2525 =46598.15kg 提煤时下降绳股的静张力； xF =+3（+） （3-xFzQqHhH9） =17060+37.25565 =29348.75kg 提升机摩擦筒直径，=450cm；DD 主钢丝绳直径， =3.5cm。dd上述实际比压小于橡胶类衬垫允许比压 14,更小于塑料衬垫允许值2/cmkg2025，无论采用何种衬垫均满足要求。 2/cmkg3.4 天轮的选择选用直径=4 四绳天轮两组。绳槽半径 R=25mm，即:TSH.（根据tD400025给定参数）天轮直径与钢丝绳直径之比近于 100。3.5 提升机与钢丝绳相对位置 3.5.1 确定提升机与钢丝绳相对位置的原则只要当井筒的位置确定是，才能选择提升机的安装的地方是。在确定提升机的安装地方时，一般要考虑要出现的情况：矿井地上工业场地布置，井筒周- 9 -围地形情况，井下所确定的安全煤柱地方和大小，地面运送生产线等。还需要确定出井架高度，但在计算这些参数时，一定确定到钢丝绳弦长，钢丝绳偏角，滚筒出绳角等因素的安全工作需条件。多绳摩擦提升机的布置主要有井塔式，落地式，本次设计采用落地式。它们之间不同主要有下几点：（1）多绳摩擦提升机的两组天轮呈上下布置，只要同一水平线上，从而算除井架高度时，要了确定两组天轮的高差。（2）要确定多绳摩擦提升无偏角问题。做出落地式多绳摩擦提升机与井筒相对位置示意图，如图所示：- 10 -图 3-1 落地式多绳摩擦提升机与井筒相对位置3.5.2 提升机与钢丝绳相对位置各参数的计算（1）井架高度jH井口水平至下天轮轴心线距离：1 jH=0.75 （3-1 jHxHrHgHtR10）=1518.639.550.754=46.18m根据计算值，=45m.1 jH式中: -卸载高度，取=15m;xHxH箕斗全高，=18.63m;rHrH过卷距离， 煤矿安全规程 ，10m/s 时，过卷高度不小于 10m。mV天轮半径=4m。tR为了确定井架总高度，首先确定上下两组天轮的中心距 e。e 值取的过大，jH导致两条钢丝绳弦互在同一平面上，主导轮上的围抱为 180 度。如 值取的过小，- 11 -增加围抱角是有许多的好的地方，但在井架周围的上下两绳弦距离很短时，工作状态中如绳弦振动而使两绳想碰也是很危险的。考虑如上因素，本方案取e=7m，这时井架高度=7 （3-jH1 jH11） =457 =52m重新验算钢丝绳安全系数如下：am （3-4434 8885018000 170605.09 527.25 540257.34qaZjKaQmQQpHq HHm12）故所选钢丝绳合格。（2）提升机主导轮中心至井筒中心距离sL为了安装井架斜撑，提升机主导轮中心至井筒中心距离应大于下式计算sL结果： 0.63.5 （3-sLjHD13） 38.7取=39msL（3）钢丝绳弦长：下弦长1xL= （3-1xL221)22()(tsOjDsLCH14）- 12 - = 222.5445 13922 =56.69m式中：主导抡中心高出井口水平距离，取=1m;CoCo两箕斗中心距，=2.5m。ss上弦长：xL = （3-xL2222tsOjDsLCH15） =222.5452 13922 =62.28m（4）钢丝绳出绳角 上出绳角： = （3-22tSOjDsLCHarctg16） =48 139 1.252arctg =50.86下出绳角：1 = （3-1221tsOjDsLCHarctg12arcsinxtLDD 17） =45 14.54arcsin32 1.2522 56.69arctg =61.1下出绳角远大于 15 度，钢丝绳不会触及提升机的机架或基础。- 13 -（5）钢丝绳绕过主导轮的实际围抱角 上下出绳角差 1=10.28 （3-18） =10.28故=10.28 （3-19） =3.32 弧度3.6 运动学与动力学计算3.6.1 计算最大经济速度mV =0.4 （3-mVH20） =0.4540 =9.3m/s式中：提升高度，=540m。HH对于 JKMD-4.54 型多绳摩擦提升机，如选用减速比 =11.5 的减速器，i再配以额定转数=495 转/分的电动机（同步转数为 500 转/分）时，标准最大en经济速度：mV = （3-mVinDe6021） =4.5 49560 11.5 =10.1m/s煤矿安全规程规定，=11.6m/s；本系统=10.1m/s 是安全经mVHmV济的。3.6.2 预选电动机根据提升重载作业预选电动机，电动机容量：P- 14 - = （3-PimKQV10222） =2652.5KM式中：矿井阻力系数，箕斗提升取=1.15；KK 减速器效率，取=0.85（二级减速器） ；ii 动力系数，取=1.1。根据计算的容量及同步转数，预选 YR3200-12/2150 型异步电动机。额定功率 3200KW；最大过负荷系数；11493kgm2.332GD表 3-1 电动机的工作参数额定功率额定转速同 步转速飞轮转矩最大过负荷数3200KW495r/min500r/min11493Kgm2.333.6.3 计算提升系统变位质量m（1）电动机转子变位质量： （3-222iDGDGdd23）=221149311.54.5=75059kg式中：电动机转子回转力矩=1149Kgm，dGD2（2）提升系统运动部分总变位质量 GdGtGhHHqjHxLxLjHHpzQQgm22311421- 15 - （3-1180002 170604 5.095404263.7556.6945)9.83 7.25 (5402 25)2 781 75059 18760 24） =17967kg 式中：每组天轮的变位重量。对于=4 的天轮，取=781kg；tGtDtG 4.54 型提升机变位重量，=18760kg；GG g重力加速度，g=9.8m/.2s3.6.4 确定提升时的加减速度（1）加速度按减速器允许动力矩计算加速度：1a （3-max12()276000 1.15 18000 2.25750592.25 (17967)9.8dDMKQaGDmg25） =0.97m/2s式中：减速器最大扭矩，=76000kg.mmaxMmaxM按充分利用预选电动机能力计算：1a 1amHKQFe75. 0 0.75 2.33 273611.15 18000 1.39 54016769 =1.55m/ （3-2s26）式中： 预选电动机过负荷系数，=2.33； 尾主绳每米差重，=1.39kg/m;预选电动机作用在主导轮上的额定力，由下式计算：eFeF- 16 - （3-mieeVpF10227） =102 3200 0.8510.1 =27469.3kg式中：电动机额定容量，=3200KW.ePeP按防滑条件计算加速度：1a对于重尾绳系统，加速阶段终了时动防滑安全系数最小。 煤矿设计规范规定，摩擦提升动防滑安全系数。这时加速度应为：25. 1d1a （3-xsxXSxmmmeFFFea25. 1125. 11128） 3282481225. 132821718. 2291894603825. 129189) 1718. 2(17. 32 . 017. 32 . 0 0.62m/2s式中： e自然对数的底，e=2.718；钢丝绳与主导轮衬垫间的摩擦系数，取=0.2； 钢丝绳绕过摩擦筒的围抱角，=3.19 弧度； 提升开始时上升绳股的静阻力；sF提升开始时下放的静阻力；xF上升绳股运动部分的变位质量；sm下放运动部分的变位质量。xm上式、分别由下列诸式求得：sFxFsmxm = （3-sFQqHpHQQhz1 . 03429） =18000+17060+45.09540+37.2525+0.118000 =4839kg- 17 -式中：0.1上升绳股的阻力。Q = （3-xF30.1zhQq HHQ30） =17060+37.25565-1800 =27548.75kg = （3-smthXjzGqHLHHpQQg3411131） =1/9.818000+17060+45.09（5404556.69）37.2525 781 =5044.44kg/m2s = （3-xm341thXjzGHHqLHpQg32） =1/9.817060+45.09（5263.75）37.25（54025）781 =3312.8kg/m2s根据上述计算结果，最终取定=0.62m/。1a2s（2）减速度：3a要求和运送人员时参数相同，确定减速度 a3为 0.62m/。这样操作很简单。2s因为目前速度确定装置都要用带凸轮板的以行程为函数的操作方法。如果运输矿石和运送人员的减速度同样时，则减速行程相同。根据计算表明，这时属于电动机方式减速。多绳摩擦提升是通常遇到的问题。首先是因为工作人员减速度要小；其次是由于静力平衡系统，减速阶段静阻力与提升开始瞬间作用力同样。对于主井提升说，一般也由于自由滑行减速度很大而不得不采用电动机方式减速。- 18 -当加速阶段电动机将不产生滞后打滑，正常的减速阶段更不会出现滞后滑动。超前滑动则有可能产生于安全制动情况。在确定正常减速度3时，对防滑问题是不予考虑的。故取=0.62m/。3a2s3.6.5 提升系统运动学计算为了准确停车采用五阶段速度图。取爬行距离=3；爬行速度=0.5m/s。4h4V加速时间： 1t = （3-1t1aVm33） =10.10.62 =16.3s加速阶段箕斗所经距离1h = （3-1h21mV1t34） =10.11521 =82.2m减速阶段运行时间： 3t = （3-3t34aVVm35） =10.1 0.50.62 =9.29s减速阶段箕斗所经距离：3h = （3-3h3421tVVm36）- 19 - =110.1 0.59.292 =49.2m爬行阶段所需时间：4t = （3-4t44Vh37） =3.50.5 =7s等速阶段箕斗所经距离：2h = （3-2h431hhhH38） =540-82.2-49.2-3.5 =405.1m等速阶段运行时间:2t = （3-2tmVh239） =405.110.1 =40.1s近似取停车时间为 1 秒。箕斗提升十，取休止时间=16 秒，则一次提升循环时间：xT = +1+ （3-xT1t2t4t3t40） =16.3+40.1+9.29+7+1+16- 20 - =89.7m3.6.6 提升动力学计算提升开始时拖动力：1F = （3-1F1maKQ41） =1.15180001.39540170600.62=30526.6kg加速终了时拖动力 1F =）+ （3- 1F12(hKQ1ma42） =1.15180001.39（540282.2）167690.62=230901.6kg等速阶段开始时拖动力：2F =） （3-2F12(hKQ43） =1.15180001.39（540282.2）=20324.4kg等速阶段终了时拖动力： 2F = （3- 2F2122hhKQ44） =1.15180001.39（540282.22405.1）=21340kg- 21 -减速阶段开始时拖动力：3F = （3-3F32122mahhKQ45）=1.15180001.39（540282.22405.1）170600.62=10760kg减速阶段终了时拖动力： 3F = （3- 3F342mahKQ46）=1.15180001.39（54023.5） 170600.62=10863.7kg爬行阶段开始时拖动力：4F = （3-4F42hHKQ47） =1.15180001.39（54023.5）=22123.3kg爬行阶段终了时拖动力： 4F = （3- 4FKQ48） =1.15180001.39540=21450.6kg- 22 -3.6.7 提升系统工作图表 3-2 升系统五阶段工作参数(m/)2s0.6200.62h(m)82.2405.149.2S16.340.19.29图 3-2 提升系统五阶段速度图=30526.6 =30901.61Fkg1Fkg=20324.4 =213402Fkg2Fkg=10762.8 =10862.73Fkg3Fkg=22123.3 =21450.64Fkg4Fkg3.7 电动机容量验算以提升作业验算电动机容量。（1）等效时间 ：dT =（+）+ （3-dT1t3t4t2t49）- 23 - =0.5（16.3+9.27+7）+40.1+1/316 =61.72s式中：电机散热不良系数（低速时） ，=1/2； 电机散热不良系数（停止时） ，=1/3。(2) 等效力：dF = （3-dFdTTdtF2050） =23670kg上式 一项如下计算：tTdF20 =+ (3-51) dtFT202222222 21212 132tFFFFtFF4242 43232 322tFFtFF = + 2230526.630902.616.322220324.420324.4 213402134040.1 3+2210762.810862.79.29 22222123.321450.672 =34.58kg 9102(3) 等效容量：dp = （3-dpjmdVF10252） =2757.4KW上述计算值 2757.4KW 小于预选值 3200KW，说明原预选电动机是合格的。此电动机且容量很满足。3.8 多绳摩擦提升机防滑验算- 24 -摩擦式提升机在运转时，主导轮靠摩擦力来操作钢丝绳，让重载侧钢丝绳上升及空载侧钢丝绳下放。多绳摩擦提升机的工作许效益由它的摩擦力，其值确定于钢丝绳的张力，钢丝绳在主导轮上的围包角和钢丝绳与摩擦衬垫间的摩擦系数。摩擦力变小导致钢丝绳沿主导轮滑动出现问题并造成严重故障。因此，为了确定摩擦提升在工作中不发生滑动，必须确保防滑安全系数及静防滑验算，在一般选型设计中，当采用加、减速度不大于 1 米/秒时，设计规范规定：落地式多绳摩擦提升机静防滑安全系数1.75，动防滑安全系数1.25。jj3.8.1 静防滑安全系数的验算j重尾绳提升系统，以提升终了时提升系统的静防滑安全系数 最小。只要j提升终了时 满足要求，其他运转阶段不必验算。j = （3-j1xsxFFeF53） =0.2 3.1930398.15 (2.7181)45548.830398.15=1.7911.75满足要求。式中：提升终了时上升绳股的静阻力，可按下式计算：sF= （3-sFQFx54） =27548.818000=45548. 提升终了时下放绳股的静阻力, 可按下式计算：xF （3-QFFsx55） =4839818000=30398.15kg- 25 -3.8.2 动防滑安全系数的验算d(1) 加速度段动防滑安全系数d对于重尾绳系统，只需验算加速阶段末的d = （3-d11)()() 1)(ammFFeamFxsxsxx56） =0.2 3.19(30398.153101.9 0.62)(2.7181)(45548.830398.15)(4852.93101.9) 0.62 =1.271.25式中：m 加速终了时上升绳股的静阻力，可按下式计算：s m = （3-s)(1idlsGFg57） =1/9.8(45548.82010) =4852.9kg s/m2 m 加速终了时下放绳股的静阻力，可按下式计算：x m = （3-xgFx58） =30398.15/9.8 =3101.9kg s/m2 G导向轮的变位质量，G=2010kgidlidl（2）安全制动时防滑安全系数 d提升机进行安全制动时，制动减速度都要大于。因此确保安全制动时动防滑安全系数大于 1.25。针对重尾绳工作环境，应以提升开始后不久完成安全 d制动时的为最小。应检验这种状态时的。 d d 为了检验，验算出本工作环境的安全制动减速度。为求验算本工 dzaza- 26 -作环境的最大制动力矩 M。煤矿安全规程规定：提升机完成安全制动时，制动工作环境产生的最大制动力矩不能超过 3 倍静力矩，并且提升负载产生的制动减速度不超过 5 za米/秒，下放货载时的制动减速度要超过 1.5 米/秒安全制动最大制动力矩 za计算如下： （3-23DQMz59） =3（18000+1.39540）4.5/2 =126566.55kgm由于用于主井提升，故不验算下放载荷时的制动减速度。上提货载的制动减速度：za = （3-za22DmDKQMz60）=4.5126566.551.15 18000 1.39 54024.5170602 =4.47m/1.25- 27 -式中：提升开始时上升绳股的静阻力；sF提升开始时下放的静阻力；xF 上升绳股运动部分的变位质量；sm 下放运动部分的变位质量。xm由以上计算可看出，静防滑安全系数均大于 1.75，动防滑安全系数均大于1.25，故知此提升系统在提升时的运转是安全可靠的,符合要求。3.9 卷筒计算3.9.1 确定滚筒宽度的确定根据主轴装置图上卷筒各部分的结构尺寸及绳间距确定卷筒宽度，各部分的结构尺寸如下：钢丝绳间距：300mm；钢丝绳最外绳到衬垫外层间距：40mm；衬垫护板厚度取：20mm；制动器宽：400mm；制动盘厚度：30mm；滚筒外沿：55mm；故卷筒宽度为：B=3300+402+202+2400+302+552 （3-62） =1990mm最终确定卷筒宽度为：1990mm- 28 -图 3-3 卷筒结构示意图3.9.2 主导轮轮壳强度校核 （3- 2245548.8 0.853 30430.2/1400/yT ctqrctkg cmkg cm63） 故满足要求。式中：钢丝绳的最大静拉力,；T 主导轮轮壳的厚度， ； t绳间距， ； c钢丝绳拉力降低系数。 3.10 主轴的结构设计3.10.1 主轴结构设计注意事项（1）便于起吊，安装和加工；（2）卷筒在轴上的固定方式，不论用键或热装固定，都应力求可靠，不松- 29 -动，因为松动后不仅影响传动，而且会在轴上磨出沟槽，以至引起断轴事故；（3）轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的过大应力集中；（4）轴的加工和热处理需严格遵守规程，并于机械加工前在轴头切样检验，此外还需进行探伤检验；（5）对轴不仅有强度要求，而且还有刚度要求，通常，挠度应小于轴跨度的 1/3000；（6）主轴材料一般用 45 号钢。3.10.2 主轴结构设计（1）求出轴上的功率、转速、和转矩 1P1n1T取传动效率为 ，则85. 0 = =32000.85 （3-1PP64） =2720KW =495 （3-1nin1111.565） =44.1r/min = （3-1T119550000nPKA66） =613120.1Nm式中：工作情况系数，=1.3。AKAK（2）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取=112，于是得：0A （3-3110minnPAd67） - 30 - =1123272044.1 =432.5mm由于轴与连轴器用双键连接，直径应增大 5%7%。故最终取定：mind =460mmmind（3）选择联轴器因最小轴径处安装联轴器，为了使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩为： caATK T =1042304.17Nm式中：工作情况系数 取=1.7；AKAK根据联轴器的计算转矩及最小轴径，选择鼓型齿式联轴器，型号为：,具体参数如下：25IG Clz表 3-4 连轴器参数表公 称 转 矩许 用 转 速轴孔长度质量转动惯量轴 孔 直 径1120Nm610r/min650mm 4073kg485.16kg/ 2m280mm（4）轴结构设计拟定轴上的零件装配方案1 选用如图所示的装配方案- 31 - 图 3-4 轴结构示意图根据轴向定位以及滚筒结构确定轴的各段直径和长度212 轴段和联轴器相连，所以=480mm,定位轴肩的高度一 h=(0.07-1 2d0.1)d,为零件相配处的轴的直径。单位为，故取 23 段的直径 =556mm；32d右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 d=440mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=650mm，为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，L故 12 的长度应比略短一些，现取=580mm。21l初步选择滚动轴承。3因轴承主要受径向力，故选用调心滚子轴承。具体参数如下 ：根据轴承=600mm，确定=600mm，同时因为轴承 B=272mm，所以确d43d定=272mm。考虑到轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的过大应43l力集中，所以在此前再加一个轴肩。=556mm，此处加套筒来满足轴向定位。32d图 3-5 轴结构示- 32 -图 3-6 轴结构示意图表 3-5 轴承参数表调心滚子轴承型号/288内径（d）600mm外径（D）1020mm宽 （B）272mmminsr6minad588maxad792安装迟寸（mm）maxax50.231Y2.92Y4.3计算系数0Y2.8圆柱孔30031/560原始轴代号圆锥孔31131/560考虑到 67 段要安装滚筒，且 56 段要用螺栓来固定滚筒，两处直径会比4- 33 -较大，所以 45 段应为过渡段，同时考虑轴承的定位高度，最终确定=670mm，根据滚筒的结构要求取定=500mm。54d54l56 段要安装两排螺栓来满足滚筒的周向定位，根据螺栓的尺寸及强度的5要求，取定=1250mm，=60mm。此段突然轴径加大许多，所以在制造时65d65l应采用墩粗。考虑到 67 段为滚筒在轴上的一个支点，为危险截面，所以暂定6=750mm，根据滚筒结构要求，取定=300mm。76d76l考虑到轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的过大应力集中，778 段做一段锥形轴。锥度为 1：100。89 段受力情况较好，暂定=600mm，根据滚筒结构要求，取定898d=880mm。98l910 为滚筒在轴上的另一支点，此处采用热装，由于扭矩减小，所以暂9定=750mm，根据滚筒结构要求，取定=300mm。109d109l此处亦为过渡段，暂定=670mm，根据滚筒结构要求，取定101110d=300mm。1110l1112 段，安装轴承，所以与 34 段相同。11=600mm，=272mm。1211d1211l3.11 主轴的校核3.11.1 提升机主轴的计算步骤及项目（1）计算主轴上的正常载荷；（2）根据正常载荷，分别求出轴上的弯矩，扭矩及相应的弯应力和扭应力；（3）校核轴危险断面的安全系数；（4）校核轴的刚度。作用于轴上的正常载荷有：（1）作用于轴上各零件的自重；（2）缠在卷筒上的钢丝绳重；（3）钢丝绳的张力。- 34 -轴上各零件的配合方案如图所示：图 3-7 轴上零件装配方案图3.11.2 轴的强度校核（1）受力分析如图所示：图 3-8 轴受力图 =272/2+300+150=0.586m （3-l1- 35 -68） =150+800+100+150=1.28m （3-2l69） =150+60+500+272/2=0.846m （3-3l70）（2）主轴自重：1m = （3-1mVld2271） =79003.143.64820.642 =9266.4kg式中: 45 钢的密度，=7900kg/；m3 主轴的当量直径，=640mm；dd 主轴长， =3648mm。ll（3）主轴单位长度的重量：q = （3-qlm72） =9266.43.648 =2540.1kg/m主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，因此： = （3-1ZP221llq73） =2540.10.586 1.282 =2369.91kg- 36 - = （3-2ZP232llq74） =23851.280.88462 =2700.1kg（4）卷筒自重：2m （3-27900 (41.99 0.032.25 0.12 )12621.3mVkg75） 式中：45 钢的密度，=7900kg/；m3 V滚筒筒壳体积。 由于滚筒是对称的，可以认为 1、2 两个支点各分卷筒质量一半。因此： =6310.6kg （3-1 jP22m76） =6310.6kg （3-2jP1 jP77）其他部件自重忽略，合成的固定静载荷为： （3-1112222369.91 6310.68680.52700.1 6310.69010.7zjzjPPPkgPPPkg78） （5）钢丝绳张力分配于主轴各轮毂中心的力： 已知 =4839.8kgSF =27548.8kgxF上出绳角=53 下出绳角=155.9则钢丝绳张力对主轴的水平分力为：- 37 - = （3-1SP2coscos1xSFF79） =4839.8 cos5327548.8 cos55.92 =22285.9kg =22285.9kg2SP1SP钢丝绳张力对主轴的垂直分力为： = （3-1cP2sinsin1xSFF80） =48398 sin5327548.8sin55.92 =30732.2kg =30732.2kg2cP1cP作用于主轴上的水平方向 及垂直方向的合力分别为：垂直方向合力： =-1CP1cP1P =30732.2-8680.5 =22051.7kg =-2CP2cP2P =30732.2-9010.7 =21721.5kg水平方向合力为： =22285.9kg2SP1SP- 38 -3-9 在垂直方向上受力图 3-10 在水平方向上受力图（6）计算弯矩 求支座反力，对点取矩，则垂直方向反力：1BF = （3-BF32121211lllllplpgcc81） =9.822051.7 0.58621721.50.586 1.280.586 1.280.846 =197104N12ACCBPPPF- 39 - =22051.7+21721.5-19710.4=24062.8水平方向支座反力：BF = （3-BF32121211lllllplpgss82） =9.822285.9 0.58622285.9 (1.280.586)0.586 1.280.846 =201491N 计算 2 点的弯矩2 = （3-2MBF3l83） =199710.40.846 =166746.6Nm = （3-2MBF3l84） =2014910.8025 =170461Nm式中: 垂直方向反力，=199710.4N；BFBF 水平方向支座反力，=201491N；BFBF 垂直方向弯矩；2M 水平方向弯矩。2M总弯矩：2M = （3-2M2222HVMM85）- 40 - =22166746.6170461 =10102.78 102.9 10 =2.38Nm510计算 1 点弯矩：3 22111HVMMM 10101.99 102.05 10 =2.00Nm510 3-11 轴的弯扭图(7) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面的强度。- 41 - = （3-caWTM212286） =223238000000(0.6 613000000)0.1 700 =12.5MPa式中: 总弯矩，=238000000Nmm；2M2M 扭矩，=613000000Nmm；1T1T 折合系数，扭转切应力为对称循环变应力，=0.6。前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得=60MPa ，因此1ca,故安全。1(8) 轴的扭转条件强度校核计算 = （3-TTWT187） =32 . 09550000dnP =36130000000.2 480 =27.7 MPa前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得=45 ，因此,故TTT安全。式中：-扭转切应力，T -轴所受扭矩,Nmm;1T -抗扭截面系数,mm ;TW3 n-轴的转速,r/min; p-轴传递的功率,KW; d-计算截面处轴的直径,mm.3.11.3 轴的刚度校核- 42 -由以上计算可知 1 点受力最大，故只需校核 1 点的刚度。1 点受力为: =22(22051.7 9.8)(22285.9 9.8)313510N （3-22 311max32229363()9 3313510 0.586 (3.6480.586 )9 3200 105.42 103.6484.53 101.216 103000FlllfEI88） 故此轴的刚度是满足要求