機械設計制造及自動化畢業(yè)設計-提升絞車滾筒設計

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p><b>　　提升絞車滾筒設計</b></p><p><b>　　誠信聲明 </b></p><p>　　本人鄭重聲明：本論文及其研究

2、工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。</p><p>　　本人簽名： 年 月 日</p><p><b>　　提升絞車滾筒設計</b></p><p>　　摘要：絞車又稱為卷揚機，是用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條以提升或牽引重物的輕小型起重設備，主要運

3、用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖。本設計從實際出發(fā)，首先對絞車滾筒的用途、工作原理進行概述，進而對絞車滾筒的總體設計方案進行分析，然后進行具體零部件的分析設計；主要包括了電動機的選型，鋼絲繩的選擇，滾筒筒殼、主軸等部件的設計計算和校核等若干環(huán)節(jié)。在結構設計完成后，利用CAD進行裝配分析和設計，最后完成絞車滾筒的整體設計。</p><p>　　關鍵詞：模具，二級推出，拉鉤式，機構</p&

4、gt;<p>　　Hoist drum design</p><p>　　Abstract：Winch is known as the hois, Is to use drum winding wire rope or chain in order to enhance or traction weight small light lifting equipment, Mainly used in

5、construction, water conservancy, forestry, mining, port, etc material lift or drag. The subject from a practical point, first of all, the use of the winch drum, the work outlined in principle, and the overall design of t

6、he winch drum program analysis, and then carry out specific parts of the analysis and design; mainly includes the mo</p><p>　　Keywords: Wire Rope Support wheel spindle</p><p><b>　　目 錄&

7、lt;/b></p><p><b>　　1.前 言1</b></p><p><b>　　2.緒 論2</b></p><p>　　2.1 淺談絞車滾筒2</p><p>　　2.2總體設計的內容及要求2</p><p>　　3.電動機的選擇4</

8、p><p>　　4.鋼絲繩設計計算及選擇5</p><p>　　4.1最大懸垂長度7</p><p>　　4.2鋼絲繩每米重8</p><p>　　4.3驗算鋼絲繩的安全系數8</p><p>　　5. 滾筒的設計9</p><p>　　5.1滾筒的寬度尺寸計算9</p>

9、<p>　　5.2 鋼絲繩最大靜張力以及最大靜張力差9</p><p>　　5.3 滾筒的結構設計10</p><p>　　5.4 滾筒的強度計算12</p><p>　　5.4.1筒殼的外載荷12</p><p>　　5.4.2 鋼絲繩拉力降低系數13</p><p>　　5.5筒殼的失效形式

10、13</p><p>　　5.6滾筒滾殼強度的校核15</p><p>　　5.6.1滾筒筒殼自由段壓縮應力的校核15</p><p>　　5.6.2支輪處筒殼應力的校核16</p><p>　　5.7筒殼的強度穩(wěn)定性校核18</p><p>　　5.8 滾筒右支輪部件的結構19</p><

11、;p>　　6. 主軸的設計20</p><p>　　6.1主軸的結構設計20</p><p>　　6.2聯軸器及軸承的選擇21</p><p>　　6.2.1聯軸器的選擇21</p><p>　　6.2.2滾動軸承的選擇23</p><p>　　6.3 主軸強度和剛度計算及校核24</p>

12、;<p>　　6.3.1 固定靜載荷分配于主軸各輪轂作用點上的力25</p><p>　　6.3.2 鋼絲繩拉力分配于主軸各輪轂作用點上的力27</p><p>　　6.3.3 作用于軸上水平方向及垂直方向的合力28</p><p>　　6.3.4彎矩計算29</p><p>　　6.3.5 扭矩計算30</p&

13、gt;<p>　　6.3.6危險斷面的安全系數計算31</p><p>　　6.3.7按彎扭組合校核強度33</p><p>　　6.3.8 撓度計算33</p><p>　　6.4主軸承強度校核36</p><p><b>　　結 論37</b></p><p><

14、;b>　　參考文獻38</b></p><p><b>　　致 謝39</b></p><p><b>　　1. 前 言</b></p><p>　　畢業(yè)設計是工科專業(yè)教學計劃的一個重要組成部分，是各教學環(huán)節(jié)的繼續(xù)深化和檢驗，其實踐性和綜合性是其他教學環(huán)節(jié)所不能替代的，通過畢業(yè)設計使學生獲得綜合訓練

15、，有利于培養(yǎng)學生獨立工作能力，鞏固和提高所學知識；全面提高畢業(yè)生的素質，使之能較快地適應工程實踐，對培養(yǎng)學生的實際工作能力具有十分重要的作用。主要目的是培養(yǎng)我們綜合運用所學的基礎理論，基本知識和基本技能，去分析和解決本專業(yè)范圍內的一般工程技術問題，建立正確的設計思想，掌握工程設計的一般程序和方法，如調查研究、查閱文獻和收集資料并進行分析的能力；制訂設計或試驗方案的能力；設計、計算和繪圖能力；總結提高撰寫論文的能力；檢驗我們綜合素質與實踐

16、能力的重要依據。</p><p>　　通過畢業(yè)設計進行工程知識和工程技能的綜合訓練，使學生走上工作崗位就具有較強的應用生產現場正在使用和近期可能推廣使用的技術去解決工程實際的能力。</p><p>　　畢業(yè)設計的基本要求是：</p><p>　　（1）既要完成任務，又要培養(yǎng)學生，應把對學生的培養(yǎng)放在第一位。在老師的指導下，根據所選定的設計課題通過實習，結合工程實際獨

17、立完成設計工作。受到一次機械工程師解決工程實際問題的初步訓練，能較快適應生產一線的工藝技術和設備管理工作。</p><p>　　（2）通過畢業(yè)設計，使我們受到綜合運用所學知識解決實際問題的能力，提高自己科研和工程實際中的技術水平，也提高自己的運算能力，識圖和制圖能力，查閱手冊、使用國家級標準和信息資料的能力和文字表達能力等。</p><p>　?。?）培養(yǎng)自己獨立完成工作的能力，進一步鞏固

18、專業(yè)知識，使自己具有較強的自學能力和工作適應能力，提高自己運用科研成果和新技術能力，以及對現有機械設備和生產過程進行技術改造的能力。</p><p>　　（4）培養(yǎng)學生嚴謹求實、理論聯系實際的工作作風和嚴肅認真，一絲不茍的科學態(tài)度，使學生樹立正確的生產觀點和技術經濟觀點。</p><p><b>　　2.緒論</b></p><p>　　2.1

19、 淺談絞車滾筒</p><p>　　滾筒的作用主要是通過主軸把電動機傳遞給它的轉速和轉矩轉化成繞在它上面的鋼絲繩的線速度，以提升和下放物體。</p><p>　　根據制造工藝的不同，可把提升機的滾筒結構分為鑄造一焊接混合型(支輪為鑄造，滾筒為焊接)和焊接型。</p><p>　　當支輪的變形與簡殼的變形相比可以忽略時，稱它為剛性支輪，均為剛性支輪。如支輪的變形與筒殼

20、變形相比不可忽略時，稱它為彈性支輪。它的特點是筒殼與支輪的應力分布較均勻。經驗表明，剛性支輪的結構在制造工藝上較復雜，而且往往容易出現早期失效。因此，現代大中型提升機滾筒常采用的彈性支輪滾筒結構。[13]</p><p>　　彈性支輪滾筒這種結構共同的持點是取消了支環(huán)，用較厚的簡殼來承擔載荷，并且支輪改為輻板式 (即在支輪上開有兩個人孔)或圓環(huán)式。這樣做工藝上較簡單，同時也可以避免由于焊接工藝不當造成加強筋附近的

21、局部應力過高。經驗表明，這種改進是成功的。[13]</p><p>　　彈性支輪滾筒結構的不同之處還在于剛性支輪的輻板與軸線垂直，而彈性支輪滾筒的支輪與軸線成某一角度(約3·一6。)，初看起來，這種傾斜式輻板似乎可以減少筒殼與支輪連接點的剛度．從而減小其彎應力，但由于增加了壓縮應力，故對減小合成應力水平并不有效，加上它的制造工藝較為復雜，故不再傾向于使用它了。</p><p>　

22、　此外，滾筒外一般設有木襯，并在其上車出繩槽，目的是減少鋼繩與簡殼直接接觸面造成的磨損，并使鋼繩排列整齊。 繩槽有螺旋形及環(huán)形兩種，在單層纏繞時采用螺旋形繩槽就足以使排繩整齊。</p><p>　　2.2總體設計的內容及要求</p><p>　　總體設計的步驟一般由總裝草圖分拆成部件零件草圖，經審核無誤后，再由零件工作圖、部件圖繪制總裝圖。本階段的主要任務是對確定的最佳初步總體設計進一步

23、完善。包括選擇材料、熱處理方法、進行結構形式設計和有關計算，完成機械產品的總體設計圖?？傮w設計圖是零件設計的依據。不僅要求嚴格按比例繪圖，而且還要表示出重要部件的主要結構并標注有關的重要尺寸。除此之外，還要完成部件和零件的設計，完成全部生產圖，并編制設計說明書等有關技術文件。</p><p>　　總體設計時，要求部件滿足功能要求、零件結構形狀要便于制造加工，常用零件盡可能標準化、通用化、組合化、對于總體設計還應滿

24、足總功能、人機工程、造型美學、包裝運輸等方面的要求。此外，還要擬訂工藝文件、擬訂制造、裝配和使用規(guī)范，編制技術文件。如實際說明書、標準件、外購件明細表、備件、專用工具明細表等。以下是本次設計的詳細步驟：</p><p>　　電動機的選型設計----鋼絲繩設計計算----滾筒部件的設計計算----主軸的設計計算及校荷---其他零部件的選用與設計。</p><p><b>　　3.電

25、動機的選擇</b></p><p>　　電動機是專業(yè)工廠批量生產的標準部件。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要直流電源，結構復雜，價格較高，因此，無特殊要求時不宜采用?？紤]到電動機工作環(huán)境較差，防塵、防爆等性能要求較高，絞車工作在經常啟動、制動的場合，要求電動機轉動慣量小，過載能力大，故生產中采用三相防爆交流電動機。[9]</p><p>　　主油泵電動機的

26、選擇計算</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　——絞車所需工作效率；</p><p>　　V——滾筒的轉速，取V=3m/s；</p><p>　　η——絞車的機械效率。</p><p>　?。?-2） </p><p

27、>　　根據書《煤炭工業(yè)設備手冊》（上冊） 中國統(tǒng)配煤礦總公司物資編 中國礦業(yè)大學出版社 可選YB315L2-6型132KW、380V防爆電動機。其具體的參數如下所示：</p><p>　　表3-1 YB315L2-6型132KW、380V防爆電動機具體參數[3]</p><p>　　以上數據來自《煤炭工業(yè)設備手冊》（上冊） 中國統(tǒng)配煤礦總公司物資編 中國礦業(yè)大學出版社 1992

28、.9</p><p>　　4.鋼絲繩設計計算及選擇</p><p>　　提升鋼絲繩的用用途是懸吊提升容器并傳遞動力。當提升機運轉時通過鋼絲繩帶動容器沿井作上下直線運動。所以鋼絲繩是礦山設備的一個重要組成部分。它對礦井提升的安全和經濟直運轉起著重要作用?！?lt;/p><p>　　提升鋼絲繩是由數個相同數目鋼絲捻成的繩股繞一繩心捻制而成的一般由六個繩股組成。鋼絲直徑為1.

29、0～3.0毫米，有光面和鍍鋅兩種，鍍鋅鋼絲可以防止生銹和腐蝕。鋼絲由于韌性不同而分為特號，號及號三種，提升人員的設備應用特號鋼絲繩。鋼絲的極限抗拉強度為1400～2000MPa，豎井提升一般用1550～1700MPa的鋼絲繩。公稱抗拉強度更高的鋼絲繩，不易彎曲且較脆</p><p>　　鋼絲繩的繩芯是用具有較大抗拉強度的有機纖維---麻捻制而成，稱為有機質繩芯其作用是儲存繩油，防銹和減少內部鋼絲的摩擦，而且可以起

30、襯墊作用，增加鋼絲繩的柔軟性，在一定程度上能吸收鋼絲繩工作時產生的振動和沖擊。</p><p>　　常用鋼絲繩的分類和使用范圍如下：[4]</p><p><b>　　1.按捻制方向分</b></p><p>　?。?）左捻的 繩股捻制成鋼絲繩時是自右向左捻轉；</p><p>　?。?）右捻的 繩股是自左向右捻轉。

31、</p><p>　　當鋼絲繩纏繞在滾筒上呈左螺旋時，則選用左捻鋼絲繩，反之選用右捻剛絲繩，這主要是為了避免鋼絲繩松捻。</p><p><b>　　2.按捻制方法分</b></p><p>　?。?）交互捻 繩中股與股中絲的捻向相反，有交互右捻和交互左捻兩種。</p><p>　?。?）同向捻 繩中股與股中絲的捻向

32、相同，也有同時右捻和同時左捻兩種。</p><p>　　同向捻的鋼絲繩較柔軟、表面光滑、使用壽命長，但懸掛困難，容易松散和卷成環(huán)狀。同向捻鋼絲繩在我國豎井提升中使用較普遍，在架空索道牽引索和鋼絲繩牽引膠帶輸送機中也都采用。交互捻的鋼絲繩多用于斜井提升。</p><p>　　3.按鋼絲繩的斷面形狀可分為：圓形股、異形股。</p><p>　　此外，還有橢圓股鋼絲繩等。

33、異形股鋼絲繩較圓形股鋼絲繩可以增加支撐面積，從而減輕鋼絲繩的磨損，增加使用壽命，當然制造上也相應復雜一些。三角股鋼絲繩在我國多繩摩擦提升中得到廣泛使用，也可以用于繩罐道和架空索道的承載索。圓形股鋼絲繩易超造，價格低，故在礦山提升中常用。</p><p>　　4.按鋼絲繩的直徑分 分為等直徑股和不等直徑股</p><p>　　5.其他 還有多層股鋼絲繩、密封鋼絲繩、扁鋼絲繩等。&

34、lt;/p><p>　　鋼絲繩在工作時受多種應力的作用，如靜應力、動應力、彎曲應力、扭曲應力、扭轉應力等，這些應力的反復作用將導致鋼絲繩的疲勞斷裂，這是鋼絲繩破壞的主要原因；另外鋼絲繩的磨損及銹蝕也將導致鋼絲繩的破壞。因此，綜合反映上述應力的疲勞計算是一個比較復雜的問題，雖然國內外在這方面作了大量的研究工作，取得了一些成績，但是由于鋼絲繩的結構復雜，影響因素較多，鋼絲繩強度計算理論尚未完善地應用于工程計算。因此，鋼絲

35、繩的強度計算仍按《煤礦安全規(guī)程》的規(guī)定：鋼絲繩應按最大靜載荷并考慮一定的安全系數的方法進行計算?！　?lt;/p><p>　　鋼絲繩的安全系數，根據安全規(guī)程的規(guī)定為鋼絲破斷力之和與最大靜負荷之比。并規(guī)定提升鋼絲繩的安全系數為：</p><p>　　1）專為升降人員用的不得低于9；</p><p>　　2）升降人員和物料用的不得低于7.5；</p><

36、p>　　3）專為升降物料用的不得低于6.5； </p><p>　　4）摩擦輪提升用的不得低于8。</p><p>　　如圖4－1示，為豎井單繩提升鋼絲繩的計算示意圖，可知鋼絲繩的最大靜載荷Qmax是在A點，其值為：</p><p>　　4－1 豎井單繩提升鋼絲繩的計算示意圖</p><p>　　Qmax=Q+Qr+ 　　　　　　　　　

37、　　</p><p>　　Qmax—鋼絲繩最大計算靜載荷（千克）；</p><p>　　Q—容器一次提升量（千克）；</p><p>　　Qr —容器自重（千克）；</p><p>　　—鋼絲繩每米的重量（千克/米）；</p><p>　　—鋼絲繩的最大懸垂長度（米），</p><p>　　4.

38、1最大懸垂長度　</p><p><b>　　對于罐提升</b></p><p>　　式中 —井架高度，暫取20米；</p><p>　　—礦井深度，213米。</p><p>　　—井架高度，此數值在計算鋼絲繩時尚不能精確確定，罐籠提升可采用=15~25米。</p><p><

39、b>　　4.2鋼絲繩每米重</b></p><p><b>　　(4-1)</b></p><p>　　式中 Q—是一次載重，千克；</p><p><b>　　Qr—是容器自重；</b></p><p>　　—是提升鋼絲繩的單位長度重量，千克/米；</p&

40、gt;<p>　　—是鋼絲繩的最大懸垂長度，米；</p><p><b>　　—是礦井深度，米；</b></p><p>　　—是鋼絲繩的極限抗拉強度一般取1700 MPa;;</p><p>　　m—是鋼絲繩的安全系數</p><p>　　由P=1.36千克/米，查表選擇纖維芯鋼絲繩，其技術規(guī)格如下：[1

41、]</p><p>　　繩徑20毫米，每100米重142.9千克即　P=1.429kg，鋼絲直徑1.3mm，鋼絲總斷面積S0=151.24mm2，即最小鋼絲繩破斷拉力總和Qd=25700kg。</p><p>　　4.3驗算鋼絲繩的安全系數</p><p>　　根據選擇鋼絲繩的標準值驗算安全系數：</p><p>　　式中 P—是所選擇標

42、準提升鋼絲繩的單位長度重量，千克/米；</p><p>　　Qd—是所選擇標準提升鋼絲繩所有鋼絲破斷力之和，千克。 </p><p>　　故此鋼絲繩符合使用要求</p><p><b>　　5. 滾筒的設計</b></p><p>　　5.1滾筒的寬度尺寸計算</p><p>　　卷筒寬度B根據

43、所需容納的鋼絲繩總長度來確定。</p><p><b>　　鋼絲繩總長度包括：</b></p><p><b>　　提升高度；</b></p><p>　　供試驗用的鋼絲繩長度，規(guī)定每半年剁繩頭一次，一次剁掉5米，如果鋼絲繩的壽命以兩年計算，則試驗長度為20米；</p><p>　　為減少繩頭在卷筒

44、上固定處的張力而設的三圈摩擦圈。</p><p><b>　?。?500mm</b></p><p><b>　　式中 </b></p><p>　　B—滾筒寬度，mm；</p><p><b>　　H—提升高度，m；</b></p><p>　　d

45、—鋼絲繩直徑，mm;</p><p>　　—鋼絲繩試驗長度，一般取20~30米；</p><p>　　—摩擦圈，一般取3圈；</p><p>　　—鋼絲繩繩圈圈之間的間隙，一般取2~3毫米，取=2毫米；</p><p>　　故滾筒的寬度取1.5m</p><p>　　5.2 鋼絲繩最大靜張力以及最大靜張力差</p

46、><p>　　纏繞式提升機滾筒要受繩的拉力，纏繞到滾筒上的繩是在具有一定的繩張力的條件下纏繞到滾筒上的。所以提升繩對滾筒的作用力主要有兩個：一方面是沒有纏到簡上的繩對滾筒的作用力，對這個力來講滾筒像一般的空心軸一樣要受到達個力的彎曲和扭轉；另一個是纏繞到滾筒上的繩的張力對滾筒的作用，這個作用可看作是在筒殼外有一個均勻的壓力壓到筒殼上，好像一個密閉的圓筒在海底其四周受到均布水壓一樣，只是筒殼的兩端在提升機處并不受側面的

47、壓力。故鋼絲繩最大靜張力為：</p><p><b>　　(5-1)</b></p><p><b>　　(5-2)</b></p><p>　　式中 —是最大靜張力差</p><p>　　—是一次載重，千克；</p><p><b>　　—是容器自重千克。

48、</b></p><p>　　5.3 滾筒的結構設計</p><p>　　滾筒是用來纏繞鋼絲繩，并且承受鋼絲繩的拉力所造成的各種載荷的主要部件和傳遞動力的元件。滾筒一般由三部分組成，即筒殼、法蘭盤（支輪）和支環(huán)。筒殼是滾筒最基本和最薄弱的元件，是滾筒的主要承載部分。其厚度一般為，本次設計中取為δ=20mm，其結構簡圖如5-1所示。支環(huán)的作用是增加滾筒的穩(wěn)定性。筒殼和支輪的材料為

49、鋼板。礦井提升機的運轉實踐證明，木襯對筒殼能起到一定的保護作用，故設計時在筒殼外裝有木襯。但木襯對筒殼的保護只有在筒殼的形狀比較規(guī)則，沒有發(fā)生較大的變形，并且合適的木材制作木襯（現常用柞木、水曲柳或榆木等制作），使木襯與筒殼能各處均勻嚴密接觸的情況下才是有效的，故在安裝提升機時，要求筒殼的外形是比較規(guī)則的圓柱體，木襯用上述木材制作，并按規(guī)定車制繩溝。裝設木襯時，應使木襯襯條在長度方向上與筒殼均勻嚴密的接觸，木襯襯條之間的縫隙應盡量予以消

50、除。在使用過程中當木襯已經磨損時，應及時予以更換。[6]</p><p>　　木襯每塊的長度與滾筒寬度相等，即為1500mm，每塊的寬度為適宜于制造起見，不超過 ，每塊的厚度應不少于鋼絲繩直徑的兩倍，取為50mm。固定滾筒木襯的螺釘頭應沉入木襯厚度三分之一以上，當全部木襯固定完以后，應用木塞沾膠水將螺釘孔塞死，并須用木楔將木襯縫填滿。</p><p><b>　　圖5―1 筒殼結

51、構</b></p><p>　　鑄焊型滾筒的結構如圖5－2示： </p><p>　　圖5－2 鑄焊型滾筒的結構</p><p>　　1——支輪 2——筒殼 3——支環(huán) 4——木襯</p><p>　　使用中的木襯，當因磨損使螺釘頭的沉入深度尚存10mm時，即應重新更換。滾筒木襯必須刻制繩槽，溝槽深度</p>

52、;<p>　　A=0.35d0＝0.35 1.3＝0.455mm</p><p><b>　　d0――－鋼絲直徑</b></p><p><b>　　兩相鄰溝槽的中心距</b></p><p>　　t=d+(2～3)mm=20+(2～3)=22mm</p><p>　　木襯的結構如圖所

53、示：</p><p>　　由于筒殼是一個處于負荷不斷變化和復雜應力狀態(tài)下的殼體，故筒殼的結構設計應保證滾筒的各個部分有足夠的強度和剛度，并應盡量使各部的強度和剛度均勻，以便使筒殼能足以適應外力和內力的變化，而不致產生變形。[8]</p><p>　　5.4 滾筒的強度計算</p><p>　　作用在滾筒筒殼上的外載荷主要有下列幾種：</p><p

54、>　?。?）已經纏繞到滾筒的鋼絲繩繩圈對筒殼所施加的徑向壓力</p><p>　?。?）尚未纏繞到滾筒上的鋼絲繩的靜拉力對筒殼所施加的彎矩和扭矩</p><p>　　分析指出，由彎矩和扭矩所引起的筒殼的彎曲應力和扭矩應力與壓縮應力相比，數值很小，可以忽略不計。由已經纏繞到滾筒上的鋼絲繩繩圈的徑向力所引起的筒殼自由段的壓縮應力具有很高的值，δ壓縮能達到1200~1500kg/cm2，而

55、在法蘭盤（支輪）處，筒殼的彎曲應力具有更高的值。δ彎曲能達到2500~3000kg/cm2，這樣高的應力甚至超過了筒殼材料的屈服極限。[9]</p><p>　　所以，纏繞式提升機滾筒筒殼的強度計算不僅是指筒殼自由段的壓縮應力和法蘭盤處筒殼的彎曲應力計算，并應使筒殼在這些地方的最大應力不超過筒殼材料的許用應力。</p><p>　　5.4.1筒殼的外載荷</p><p&

56、gt;　　筒殼上的單位面積壓力</p><p>　　式中， S——鋼絲繩最大靜拉力</p><p>　　S=3932.93kg</p><p>　　r——筒殼厚度平均半徑 </p><p>　　t———纏繞繩圈的節(jié)距 </p><p><b>　　t＝2.2cm</b>

57、</p><p>　　5.4.2 鋼絲繩拉力降低系數</p><p>　　由 (5-3)</p><p><b>　　式中 </b></p><p>　　a ——變形修正系數，對于筒殼中部，可取 a=1，筒殼端部取小下a=0。</p><p>

58、<b>　　B——筒殼寬度</b></p><p><b>　　(5-4)</b></p><p><b>　　式中</b></p><p>　　Ek——鋼絲繩的彈性模數，Ek=（0.75~1.5）×106kg/cm2，取Ek=1.0×106kg/cm2；</p>&

59、lt;p>　　E——筒殼鋼板的彈性模數，E=2×106kg/cm2；</p><p>　　FK——鋼絲繩中所有鋼絲的橫截面積，取 FK=1.5124cm2；</p><p>　　h—— 滾殼厚度 h=2.0cm；</p><p>　　t——繩圈纏繞節(jié)矩 t=2.2cm；</p><p><b>　　則</

60、b></p><p><b>　?。ㄍ矚ぶ胁浚?lt;/b></p><p><b>　?。ㄍ矚ざ瞬浚?lt;/b></p><p>　　兩種計算結果相差不遠，故以后計算取C=1。</p><p>　　5.5筒殼的失效形式</p><p>　　滾殼的失效形式主要有：</p&g

61、t;<p><b>　　(1)裂紋 </b></p><p>　　出現于筒殼、支輪及支環(huán)上。筒殼上的裂紋多出現于圓周方向和螺釘孔處。如圖5—3所示。支輪的裂紋多出現于螺孔周邊，呈放射狀。支環(huán)的裂紋多出現于焊縫處或支環(huán)斷裂。</p><p>　　圖5-3 筒殼的裂紋形式示意圖</p><p>　　(a)沿筒殼圓周方向局部開裂；

62、(b)沿焊縫和支輪處局部開裂</p><p><b>　　1—筒殼；2—支環(huán)</b></p><p>　　(2)局部變形過大多數是筒殼中部塌陷。</p><p>　　(3)連接螺拴被剪斷或彎曲變形過大，造成這些失效的原因是復雜的，一般來說可能有：</p><p>　?、倮碚撚嬎阌姓` 例如某礦使用的2×4

63、15;1.7仿蘇型提升機，根據正確計算應有3～4個支環(huán)，而實際只有兩個，故造成卷筒強度不足；</p><p>　　②結構設計不良 造成卷筒各部分剛度相差過大。例如所加支輪和支環(huán)的結構不合理形成局部剛性過高從而導致局部應力過高，不符合彈性均勻化設計原則； </p><p>　　③加工安裝不當 例如卷筒不圓，或支環(huán)與筒殼貼合不好等；</p><p>　　④使用

64、維修不當 例如過載，以及加速度過大等；</p><p>　　⑤原材料有缺陷 例如內部裂紋等；</p><p>　?、藓附庸に嚥划?例如焊條或焊接參數選用不當，焊接處清洗不凈，以及焊后不凈；熱處理或熱處理不當造成焊接殘余應力過高等；</p><p>　?、咴O計許用應力選取過大 例如蘇制或仿蘇的2×4×1.7和2×4×1

65、.8提升機，標準中可以采用8噸卸式箕斗，鋼繩直徑可達47.5mm，鋼繩最大靜拉力可分別達到17.5噸和18噸，而筒殼厚度僅有16mm，其應力可達180～200MPa，因此就很容易出現裂紋。</p><p>　　加工、裝配和安裝質量對筒殼能否良好的工作也有很大的影響。例如筒殼與法蘭盤的結合處沿圓周方向接觸不嚴密，局部地方間隙過大(超過0. 5毫米)；兩半卷筒的對口處間隙過大，連接不牢。法蘭盤或輪轂與主軸連接處的切向

66、松動，游動卷筒的法蘭盤或輪轂與主軸之間的間隙過大，或在輪轂與主軸過盈配合的情況過盈量過小等，造成法蘭盤或輪轂在主軸上晃動或軸向竄動，從而給簡殼帶來附加扭曲。焊接結構的卷簡中，主要是焊縫的強度不夠．或焊接內應力過大。 筒殼外形不規(guī)則，橢圓度過大等等。</p><p>　　上述缺陷均會使卷筒筒殼失去穩(wěn)定的工作狀態(tài)，使用一段時間后，出現連接螺釘折斷、卷筒發(fā)響等不正?，F象。以致在正常負荷下筒殼變形和開裂，為此，應提高加工

67、、裝配和安裝質量，使用時應經常檢查各連接處的情況，發(fā)現異?，F象時，應及時檢修并處理。卷筒筒殼不要使用有缺陷的鋼板制作，而必須用檢查質量合格的鋼板制作。目前，強度低的合金15Mn鋼板得到普遍的應用，此種鋼板的強度較45鋼提高30％。[10]</p><p>　　5.6滾筒滾殼強度的校核</p><p>　　5.6.1滾筒筒殼自由段壓縮應力的校核</p><p>　　1

68、）滾筒滾殼自由段壓縮應力的計算</p><p>　　滾筒滾殼自由段的長度應滿足 </p><p><b>　　＝</b></p><p>　　故取 L=45cm</p><p>　　式中， R———滾筒半徑；</p><p><b>　　h——

69、—筒殼厚度。</b></p><p>　　查《機械設計課程設計指導書》（航空工業(yè)出版社）表11—4 鋼板的許用壓縮應力 [σ]=1800Kg/cm2 。[2]</p><p>　　一層纏繞時，在繩圈均布載荷作用下筒殼自由段的壓縮應力為</p><p>　　式中 </p><p>　　S——鋼絲繩的最大靜拉力（N）；&

70、lt;/p><p>　　T——滾筒筒殼的厚度（cm）， ；</p><p>　　t——鋼絲繩在滾筒上的纏繞節(jié)距（cm），t=2.2cm；</p><p>　　C———鋼絲繩拉力降低系數，C=1。</p><p>　　由于鋼絲繩應力滿足要求，故滿足筒殼壓縮應力需求。</p><p>　　5.6.2支輪處筒殼應力的校核<

71、/p><p>　?。?）首先決定筒殼與支輪的結構類型</p><p>　　如圖所示，當認為筒殼與支輪的連接為固接結構，而與之相反，應將其視為鉸接結構。另外，如果筒殼與支輪連接處沿圓周方向分布較多時，亦可視為固接結構。</p><p>　　圖5-6 筒殼支輪的連接結構 </p><p>　　因為 </p>

72、<p>　　式中， r--筒殼厚度平均半徑，r=59.0cm；</p><p>　　h--滾筒筒殼的厚度（cm），h=2.0cm；</p><p><b>　　=4.5cm</b></p><p>　　因此，筒殼與支輪的連接應該視為鉸接結構。</p><p>　?。?） 滾筒支輪輪緣直徑<

73、;/p><p>　　D1——滾筒支輪輪緣直徑；</p><p>　　d ——鋼絲繩的直徑，d=20mm</p><p>　?。?）在最大彎曲力矩處筒殼的壓縮應力</p><p>　　式中，Cz——支輪處鋼絲繩拉力降低系數，當支輪的剛度足夠大時，可以認為支輪處的筒殼不變形，故Cz=1。在支輪與筒殼自由段之間的區(qū)段，近似取平均值 </p>

74、<p>　　（5-5） </p><p>　　q--筒殼上的單位面積壓力</p><p>　　r——筒殼厚度平均半徑，r=59cm；</p><p>　　h——滾筒筒殼的厚度，h=2.0 cm；</p><p>　　在最大彎曲力矩處筒殼的壓縮

75、應力為</p><p>　　根據最大剪應力理論，合成應力</p><p><b>　　——波桑比，</b></p><p>　　故支輪處筒殼強度足夠。 </p><p>　　（4）支環(huán)處筒殼應力的校核</p><p>　　在焊接支環(huán)處，筒殼的壓縮應力為：</p><p>&

76、lt;b>　　(5-6)</b></p><p><b>　　式中</b></p><p>　　KZh——支環(huán)的剛度系數，一般取，此處 取KZh=0.5；</p><p>　　CZh——鋼絲繩拉力降低系數</p><p><b>　　(5-7)</b></p>&l

77、t;p><b>　　式中</b></p><p>　　C——筒殼自由段鋼絲繩拉力降低系數</p><p>　　在焊接支環(huán)處的彎曲應力為：</p><p>　　根據最大剪應力理論，合成應力為</p><p>　　故支環(huán)處的筒殼強度足夠。</p><p>　　5.7筒殼的強度穩(wěn)定性校核</

78、p><p>　　二支環(huán)間筒殼的穩(wěn)定性條件為：</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　式中 qk———筒殼表面的臨界單位壓力（kg/cm2）；</p><p>　　no ———筒殼穩(wěn)定性安全系數，no=2~2.5，</p><p><b>　　此處取

79、no=2.2</b></p><p><b>　　其中， </b></p><p>　　式中 Lk ——筒殼的臨界長度， 則 </p><p>　　因為筒殼寬度 B=150cm<Lk=266.57cm,故滿足了穩(wěn)定性條件。</p><p>　　5.8 滾筒右支輪部件的結構&l

80、t;/p><p>　　右支輪的結構尺寸為：（計算過程省略）如圖5-7所示</p><p>　　圖 5-7 右支輪結構簡圖</p><p><b>　　6. 主軸的設計</b></p><p>　　主軸是絞車承載的主要部件，提升絞車的主要工作構件如滾筒、軸承、離合器以及聯軸器等均安裝在主軸上。有些小型提升機的主軸還裝有減速的

81、末級大齒輪。電動機通過主軸驅動滾筒．主軸也是傳動的主要部件。提升絞車主軸應能承受工作過程中的外負荷而不發(fā)生殘余變形和過量的彈性變形，同時要保證一定的使用壽命。主軸往往是提升機中重量最大的一個零件，其尺寸和傳遞的力矩也較大。</p><p>　　6.1主軸的結構設計</p><p>　　主軸裝置是一個完整的結構，包括軸承、端蓋、離合器、聯軸器、支輪等多個部件，而有根據主軸的應用場合不同，具體

82、軸上需用的部件和結構也不盡相同，例如本絞車上用到的部件有滾筒、支輪、軸承、端蓋、制動輪轂等部件，主軸的結構簡圖如6-1圖所示：</p><p>　　圖6-1 主軸結構簡圖</p><p>　　結構上除應滿足強度和剛度要求外，還應重視工藝和安裝方面的問題。主軸的結構設計應考慮如下幾點：[6]</p><p>　?。?）要便于起吊、拆裝和加工。零件在軸上要求定位準確，工

83、作中不發(fā)生移動。例如，為了便于安裝、找正，提升機主軸目前一般做成兩支點。為了便于加工，主軸軸向尺寸不宜過長．以免需要大型工裝及需要大型爐進行熱處理等。現代提升機上已普遍采用滾動軸承代替原來的滑動軸承，這樣可減小主軸軸向尺寸：為便于安裝，主軸結構應作相應考慮。如圖6-1所示滾筒主軸，考慮到安裝上的方便，安裝調整環(huán)，以便在裝配時修正。</p><p>　　（2）滾筒在軸上的固定方法可用切向鍵也可用靜配合，2JTP-1

84、.6×0.9型礦用提升絞車的滾筒采用切向鍵固定，但不論用何種方法都應使連接可靠，不允許在運轉中出現松動現象。對鍵連接應有防墜裝置。雙滾筒提升機每個滾筒僅在一個支輪輪轂處固定就可以了。對于活滾筒，為了避免因多次調繩操作后軸上磨出構槽，所以在其輪轂與主軸間加設襯套。</p><p>　　（3）軸的結構應盡量使軸受力合理，避免或減輕應力集中，以保證軸的疲勞強度。軸徑變化處過渡圓角半徑不宜過小。根據需要和可能對

85、主軸進行表面強化處理（如噴丸、滾壓等）以提高其疲勞強度。</p><p>　?。?）主軸是主要承載部件且受交變應力，故對其工藝要求較高。主軸鍛造后必須進行探傷試驗及機械性能試驗，當有裂紋及其他缺陷存在時，此軸的壽命會受到影響。主軸鍛造、加工后要進行熱處理，熱處理方法用正火也有調質的。</p><p>　?。?）主軸材料一般采用優(yōu)質中碳鋼，最常用的是45鋼碳素結構鋼。這種材料價廉、對應力集中

86、敏感性小、加工性能好，通過調質處理，可獲得強度、耐磨性和沖擊韌性都比較好的綜合機械性能。一般采用合金鋼，因為碳鋼與合金鋼的彈性模量相差很小，用合金鋼雖可提高主軸強度，但對提高主軸強度意義不大。經過鍛造、正火處理機械性能不低于下表數值：</p><p>　　表 6-1 主軸材料選擇參數</p><p>　?。?）必須進行材料質量探傷檢查，不得有降低機械強度和使用性能缺陷。</p>

87、;<p>　?。?）軸頸的表面光潔度不低于Ra6.3，非配合面和圓角光潔度不低于Ra12.5 ，且用樣板檢查其圓角。</p><p>　　6.2聯軸器及軸承的選擇</p><p>　　6.2.1聯軸器的選擇</p><p>　　聯軸器是聯接兩軸或軸和回轉件，并傳遞扭矩。由于兩軸的相對位置可能是同一軸線的，也可能成一定角度；即使同軸線的兩根軸，因為制造和

88、安裝的不精確以及工作時的變形等，也會使兩軸之間產生軸向、徑向、角度或綜合性的位移。為此，通常將聯軸器設計成可移式動聯接，或在聯軸器中裝上彈性較大的元件如橡皮及彈簧等，利用聯軸器的可移動性或彈性元件的變形來補償兩軸間的各種偏位誤差。</p><p>　　根據是否是彈性元件，聯軸器分為剛性聯軸器和彈性聯軸器兩大類：[6]</p><p><b>　　剛性聯軸器</b>&l

89、t;/p><p>　　這類聯軸器沒有彈性元件，按能否補償位移分為固定式和可移式兩種。固定式要求兩軸嚴格對中，并在工作時不允許發(fā)生任何相對位移。由于安裝困難，又不能補償位移及消除沖擊，故應用較少?？梢剖皆试S兩軸有某種限度的位移如齒輪聯軸器，十字滑塊聯軸器及萬向聯軸器等，都是可移式剛性聯軸器，在煤礦機械和機床中均有應用。</p><p><b>　　彈性聯軸器</b><

90、/p><p>　　這類聯軸器裝有彈性元件，具有緩沖減振的功能，同時可補償一定的偏位誤差，如彈性柱銷聯軸器，尼龍柱銷聯軸器及液力聯軸器等，在各種機械中更為常用。</p><p>　　聯軸器的類型應根據使用要求和工作條件來確定。具體的選擇時可考慮以下的幾點：</p><p>　?。?）所需傳遞的扭矩的大小和性質以及對緩沖和減振方面的要求。</p><p&

91、gt;　　（2）聯軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小，對于高速傳動軸，應選擇平衡精度高的聯軸器，例如膜片聯軸器.彈簧聯軸器.齒式聯軸器等，而不適宜選用存在偏心的滑塊聯軸器等。</p><p>　?。?）兩軸相對位移的大小和方向，當安裝調整后，難以保證兩軸嚴格精確對中，或工作過程兩軸將產生較大的附加相對位移時，應選用撓性聯軸器，例如，當徑向位移較大時，可選用滑塊聯軸器，角位移較大或相交兩軸的聯接可選用萬向聯軸器等

92、。</p><p>　?。?）聯軸器的可靠性和工作環(huán)境，通常由金屬元件制成不需潤滑的聯軸器比較可靠，需要潤滑的聯軸器，其性能易受到潤滑完善程度的影響，且可能污染環(huán)境。</p><p>　?。?）聯軸器的制造 安裝 維護和成本，在滿足使用性能的前提下，應選用裝拆方便，維護簡單和成本低的聯軸器。</p><p>　　根據以上條件并結合軸的直徑，傳遞的轉矩及轉速，就可選定

93、聯軸器的型號以及尺寸。聯軸器兩端的聯接軸直徑可不相同，所選聯軸器的孔徑應分別與兩端軸徑相配。</p><p>　　在設計軸的開始估算軸的最小直徑dmin。</p><p>　　所選軸的材料仍為45鋼，調質處理</p><p>　　由 （6-1）</p><p>　　A0 ——由

94、材料的許用扭轉應力所確定的系數，其值為A0=103~126；</p><p>　　P主——主軸的功率，其值為P主=132×η=132×0.82=108.2kw；</p><p>　　n ——主軸的轉速，其值為</p><p>　　利用上式估算軸徑時，應注意以下幾點；[9]</p><p>　?。?）對于外伸軸，由上式求出的

95、直徑，為外伸軸段的最小直徑；對于非外伸軸，計算時應取較大的A0值，估算的軸徑可作為安裝齒輪處的直徑。</p><p>　?。?）計算軸徑處有鍵槽時，應適當增大軸徑以補償鍵槽對軸強度的削弱作用。</p><p>　　（3）外伸軸段裝有聯軸器時，外伸段的軸徑應與聯軸器轂孔直徑相適應；外伸軸段用聯軸器與電動機軸相連時，應注意外伸段的直徑與電動機軸的直徑不能相差太大。</p><

96、;p>　　輸出周的直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯軸器的直徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。</p><p>　　聯軸器的計算轉矩，查《機械設計》14－1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3Z，則：</p><p><b>　　式中</b></p><p>　　按照計算轉矩應小于公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》（

97、成大先）選用LZ10彈性注銷聯軸器，其公稱轉矩為31500,聯軸器的孔徑d1＝160mm，故主軸部分亦取160mm，半聯軸器長度L=242mm</p><p>　　6.2.2滾動軸承的選擇</p><p>　　該主軸軸承主要承受徑向載荷，結合設計的主軸最小直徑，根據手冊《機械零件設計手冊》吳宗澤主編 機械工業(yè)出版社 2006.3第八章 滾動軸承，選擇軸承前首先考慮滾動軸承的失效形式。&

98、lt;/p><p>　　滾動軸承的失效形式主要有疲勞剝落，過量的永久變形和磨損—疲勞剝落是正常失效形式．它決定了軸承的疲勞壽命；過量水久變形使軸承在運轉中產生劇烈的振動和噪聲；磨損使軸承游隙、噪聲、振動增大，降低軸承的運轉精度；一些精密機械用的軸承，可用磨損確定軸求壽命。疲勞剝落可根據使用壽命，由基本額定動載荷限定載荷能力；過量永久變形可有基本額定靜載荷限定載荷能力；磨損尚無統(tǒng)一的計算方法。</p>&

99、lt;p>　　此外，還有膠合、企圖斷裂、滾動體壓碎、保持架磨損和斷裂、電蝕、銹蝕等失效形式。在正常使用情況下。這些失效是應該避免的．因此稱之為非正常失效。[11]</p><p>　　綜上，選擇調心滾子軸承，其參數、簡圖（6-2）及其安裝尺寸如下表所示：</p><p>　　其余結構設計根據具體工藝分析和設計要求以及結構形式等方面綜合考慮，參考《機械設計課程設計指導書》王昆主編 高等

100、教育出版社及《機械零件設計手冊》吳宗澤主編 機械工業(yè)出版社及其它零件手冊等設計出主軸。</p><p>　　6.3 主軸強度和剛度計算及校核</p><p>　　作用在主軸上的正常載荷有：</p><p>　　（1）裝于主軸上各零件的自重以及軸的自重。安裝在主軸上的零件有滾筒，離合器，齒輪聯軸節(jié)等。</p><p>　?。?）纏于滾筒上鋼絲

101、繩重，通過滾筒支輪輪轂中心線作用于主軸上，它的大小在整個提升纏繞過程中是變化的。</p><p>　?。?）由鋼絲繩拉力引起的彎矩和扭矩，經支輪輪轂傳遞給主軸。因為在纏繞過程中鋼絲繩的長度是不斷變化的，鋼絲繩還要沿滾筒寬度移動，因此，通過各支輪輪轂傳給主軸的載荷大小在提升過程中是變化的。[12]</p><p>　　6.3.1 固定靜載荷分配于主軸各輪轂作用點上的力</p>

102、<p>　　絞車作用于主軸上的固定靜載荷包括兩部分；</p><p>　　(1)主軸上各零、部件的自重及主軸本身的重量。滾筒的重量可以認為集中加于輪轂的中心，主軸的自重加于輪轂的中心及支座上，方向始終垂直向下，大小不變。</p><p>　　(2)纏繞在滾筒上的鋼絲繩重，通過滾筒支輪輪轂中心線作用于主軸上，方向始終垂直向下，它的大小隨著纏繞在滾筒上的鋼絲繩數量的變化而變化。[13

103、]</p><p>　　各個零件在主軸上布置的位置如圖6－3所示：</p><p>　　圖6－3 零件在主軸上的布置圖</p><p>　　①主軸自重分配于各輪轂處的力</p><p><b>　　主軸單位長度重量</b></p><p><b>　?。?-2）</b><

104、;/p><p><b>　　—主軸自重</b></p><p><b>　　—主軸全長</b></p><p>　　主軸自重可作為集中力分配于各輪轂作用點上。因為集中載荷在計算上較為方便，與其它各集中力也便于疊加，同時也偏于安全。</p><p>　?、跐L筒各零部件重量分配于各輪轂處的力</p&g

105、t;<p><b>　　---左支輪自重</b></p><p><b>　　----右支輪自重</b></p><p><b>　　----筒殼自重</b></p><p>　?、劾p繞于滾筒上的鋼絲繩重量分配于各輪轂處的力</p><p>　　a、摩擦圈、試驗用

106、鋼絲繩的重量</p><p><b>　　（6-3）</b></p><p>　　b、鋼絲繩總的重量(不包括G。)</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　　式中</b></p><p>　　nm——保留在滾筒上的摩擦圈

107、數nm=3；</p><p>　　L——試驗用的鋼絲繩長度，L=30m； </p><p>　　——鋼絲繩的提升高度，</p><p>　　c、鋼絲繩重量分配于各輪轂處的力</p><p>　　單滾筒提升開始（鋼絲繩從右端開始纏繞）</p><p><b>　?、芎铣傻墓潭o載荷</b></

108、p><p>　　上述三項靜載荷其方向與作用點均相同，故可合成 </p><p><b>　　單滾筒提升開始</b></p><p>　　6.3.2 鋼絲繩拉力分配于主軸各輪轂作用點上的力</p><p>　　液壓絞車鋼絲繩拉力引起的彎矩和扭矩，經支輪輪轂傳遞給主軸，方向沿鋼絲繩軸心線。因為在提升過程中，鋼絲繩長度不斷變化，鋼

109、絲繩位置還要沿滾筒寬度移動，所以通過支輪輪轂傳給主軸載荷的大小在提升過程中是變化的。</p><p>　　如考慮出繩角的影響，鋼絲繩拉力可分為垂直方向和水平方向的分力。其中垂直方向的分力的方向依出繩方向而定，當出繩仰角為正值時，垂直分力向上。它抵消主軸上的部分固定載荷，減少垂直方向作用力。當出繩仰角為負值時(這種情況很少)，垂直分力向下，增加垂直方向作用力。一般在新設計絞車時，出繩方向可按水平計算。</p&

110、gt;<p>　?。?）鋼絲繩拉力及其位置計算</p><p><b>　　單滾筒提升開始</b></p><p>　　單滾筒上提升鋼絲繩的拉力</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　式中 T——鋼絲繩最大靜張力，T=38542.72N；</

111、p><p>　　K——礦井阻力系數，取K=1.15；</p><p>　　Q——一次提升貨載量，Q=2600kg </p><p>　　mi——提升側所有運動部件的變位質量 </p><p>　　mit——天輪變位質量，按《液壓絞車》吳輝海編著 煤炭工業(yè)出版社 取mit=270kg；</p><p>　　a1——提升

112、加速度a1=1m/s。</p><p><b>　　所以 </b></p><p>　　鋼絲繩拉力的作用位置在單滾筒的右側，但由于摩擦圈及試驗繩圈的關系，故距右端擋板還有一段距離b1，如圖6-4所示 </p><p>　　圖 6-4 單滾筒開始時鋼絲繩的位置</p><p>　?。?）鋼絲繩拉力分配于各輪轂處的力

113、</p><p>　　根據鋼絲繩在滾筒上的位置及滾筒的結構尺寸，按簡支梁求反力的關系，把鋼絲繩拉力分配于1、2點上。</p><p><b>　　單滾筒提升開始</b></p><p><b>　　參見圖6-5</b></p><p>　　我們在設計絞車時，出繩方向按水平計算，因而上述T、F助均為水

114、平方向。</p><p>　　圖 6-5 單滾筒提升開始時鋼絲繩拉力分配</p><p>　　6.3.3 作用于軸上水平方向及垂直方向的合力</p><p>　　將鋼絲繩拉力分配于各輪轂處的力和合成的固定靜載荷按向量相加，則得到作用于軸上的水平方向及垂直方向的合力。其中鋼絲繩拉力為水平方向，固定靜載荷為垂直方向。</p><p><b&

115、gt;　　單滾筒提升開始</b></p><p><b>　　垂直方向</b></p><p><b>　　水平方向</b></p><p><b>　　6.3.4彎矩計算</b></p><p><b>　?。?）計算支點反力</b><

116、/p><p><b>　　單滾筒提升開始</b></p><p>　?、俅怪焙狭χ鬏S造成的支點反力</p><p><b>　　參看圖 6-6</b></p><p>　　圖 6-6 垂直合力對主軸造成的支點反力 </p><p>　　左軸承 </

117、p><p><b>　　右軸承</b></p><p>　?、谒胶狭χ鬏S造成的支點反力</p><p><b>　　參看圖 6-7</b></p><p>　　圖 6-7水平合力對主軸造成的支點反力</p><p><b>　　左軸承 </b>&l

118、t;/p><p><b>　　右軸承</b></p><p>　?。?）計算垂直彎矩、水平彎矩和合成彎矩</p><p><b>　　單滾筒提升開始</b></p><p>　?、俅怪绷χ鬏S造成的垂直彎矩</p><p><b>　　在1、2點分別為：</b&g

119、t;</p><p>　?、谒搅χ鬏S造成的水平彎矩 </p><p><b>　　③合成彎矩</b></p><p>　　6.3.5 扭矩計算</p><p>　　由于絞車滾筒及纏上的鋼絲繩重量較大，故計算扭矩時應將其慣量計入。絞車的最大扭矩發(fā)生在單滾筒提升開始時，斷面2處。其扭矩大小為：</p>

120、<p><b>　　=</b></p><p>　　式中 T1——單滾筒提升開始時鋼絲繩的拉力，T1＝44656.65N；</p><p>　　mig——滾筒的變位質量mig=1700kg；</p><p>　　m0——滾筒上摩擦圖及試驗鋼絲繩重，m0＝47.52kg。</p><p>　　表 6-3 計算

121、的彎扭值（單位KN·m） </p><p>　　6.3.6危險斷面的安全系數計算</p><p>　　在計算出主軸各斷面的合成彎矩和扭矩后，按照機械零件中的強度。絞車主軸的彎曲應力是從σmax變到-σmax，從聯軸器到單滾筒右支輪(制動輪)之間的扭轉應力也是τmax變到-τmax，按疲勞強度驗算主軸危險斷面的安全系數。主軸的結構尺寸如圖5-8所示。主軸材料為45號鋼，經熱處理正火