【正文】 以當 L ? 3 0D 時只計算壓應力即可。太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 22 5 卷筒主軸的設計 卷筒軸的受力分析與工作應力分析 常用的卷筒軸分軸固定式和軸轉動式（圖 5— 1）兩種情況。由卷揚機工作情況和軸的受力分析可知， a、 b 因卷筒軸主要承受彎矩，可簡化為簡單的心軸。 c 圖卷筒軸既受彎又受扭，為轉軸。 圖 5— 1 卷筒軸的類型 a: 軸固定式 b、 c: 軸轉動式 軸的設計計算 已知條件： 鋼絲繩直徑 d=38mm 摩擦輪直徑 Dm= 繩槽半徑 R=20mm 繩槽深度標準槽 C=12mm 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 23 鋼絲繩間距 L=300mm 卷筒厚度 錯誤 !未找到引用源。 d2d3：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封）， 。 mmNaT ???? 22 )(aTMM T ?? mmN ????? 822 1 8 1 2 2 9 6 51 4 8 8 6 9 6 0 (5)校核軸的強度 進行校核時，通常只校核偏心軸上承受最大彎矩和轉矩的截面 (即動顎軸承處 C、D)的強度。制動系統(tǒng)由執(zhí)行機構 (制動器，通常稱閘 )和傳動機構組成。 盤式制動器都是依靠碟形的預壓縮恢復張力使閘塊壓向制動盤，從而產(chǎn)生制動力矩；當松閘時，向活塞腔內注入壓力油，壓力油推動活塞后移并壓縮碟形彈簧，帶動閘瓦離開制動盤，從而實現(xiàn)松閘。根據(jù)所需制動力矩的大小，一臺提升機可以同時布置兩副四副或更多副盤式制動器。 制動油缸 3內裝有活塞 5柱塞 13 調整螺栓 6螺釘 7盤式彈簧 4及彈簧套筒 8等。柱塞 13與銷子 14的連接采用榫槽結構，在擰動螺釘 7時不致使柱塞 13 轉動，以便調整閘瓦間隙。在第一次向制動油缸 3充油，或在使用中發(fā)現(xiàn)送閘的時間教長時，可將放氣螺釘 12旋松，把制動油缸中的空氣排出，以免影響制動油缸的正常工作。 盤式制動器的結構如圖 63所示： 圖 63 盤式制動器的結構圖 盤式制動器的設計計算 盤式制動器工作時所需制動力 如圖所示，活塞同時受彈簧的作用力 2F ，壓力油產(chǎn)生的力 1F ，綜合阻力3F包括空 行程壓縮彈簧的力 )作用，制動狀態(tài)時3F的作用力方向與 2F 相反。 2)松閘過程和制動過程所得曲線不重合，這是因為在松閘和制動過程活塞所需克服的摩擦力方向不同所致 ．松閘時，液壓缸壁及密封圈對活塞的阻力與蝶形彈簧力的方向一致。 液壓盤式制動器結構示意圖如圖 66 所示： 1— 制動盤； 2— 閘瓦； 3— 活塞； 4— 彈簧 圖 66 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 31 2212()4F P A D D P?? ? ?1 式中 P — 作用在活塞上的油壓， 2/cm? ； 1D — 油缸直徑， cm ； 2D — 柱塞直徑， cm 。3F — 松 閘 和貼閘阻力。在制動或松閘過程中，制動力的可調級數(shù)在 30 級以上，這樣可以保證提升機制動時的平穩(wěn)和調速性能要求。 aP MP? 已知液壓缸：工作油壓 — P= aMP ； 。解除制動時需要的最大油壓，應根據(jù)提升機實際靜張力差來計算。33 ()tKP P AFF ??? （ 4） 顯然，按式，當 P=0時： NF? 2 ，則 F制 為最大值（按 F制 =?? ），提升機制動盤在盤式彈簧的正壓力的作用下，獲得最大制動力； 當 maxPP? ，且 maxP A F? 2 時： 0N? ， 0F ?制 ；或 0N? ， 0F ?制 ，則閘瓦向右移動，提升機解除制動； 當 max0 PP?? 時： 0 NF??2 ，則 F制 在零至最大值之間變化。根據(jù)油缸內活塞運動方向的不同， KP 和 tP 的表達式： 39。 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 29 正壓力 N 與 P 的關系如圖 65 制動器在制動盤上產(chǎn)生的制動力矩，取決于正壓力 N的數(shù)值 nRNM MZ ????? ?2 式中： )kg mM z ????? 制動力矩（ ????? ?? 制動盤平均摩擦半徑?????mR n提升機制動器付數(shù) 同時制動力矩應滿足三倍靜力矩 2332 DFMnRNMcjMZ ??????? )(4 3 kgnR FDN m C???? ? 式中： D滾筒名義直徑（ m) 提升機最大靜張力差??????CF 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 30 每副閘應有的制動力矩 （ 1）根據(jù)總制動力矩應大于 3倍最大靜力矩即： mkgTM J ??????? 每副閘應有的制動力矩為： mkgMM ?????? 1 實際正壓力的計算 制動器液壓缸的結構與設計計算 盤式制動器的閘瓦在制動盤上產(chǎn)生的 制動力 F制 等于： F=N? 式中 N — 閘瓦壓向制動盤上的正壓力， N； ? — 閘瓦對制動盤的摩擦系數(shù)， ? =~。當改變油壓力時，正壓力 N相應變化，油壓值 P=0 時，即 1F =0，正壓力達最大值 maxN ＝ 12 FF? ，此時為全制動狀態(tài)。在使用中制動油缸可能有微量的滲油，因而要定期將塞頭 20旋開排油。解除制動力，靠線油缸內充入油液而向右推動活塞 5，壓縮盤式彈 簧來實現(xiàn)。閘瓦與襯板的連接，可用銅螺釘連接或用黏結劑粘貼，但大多數(shù)是以燕尾槽的形式將閘瓦固定在襯板上。兩個制動油缸 3 位于滾筒制動盤的兩側，均裝在支座 2上。 盤式制動器原理如圖 61所示： 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 26 圖 61 盤式制動器的布置方式 盤式制動器又稱盤型閘，它與閘塊不同，其制動力矩是靠盤瓦沿軸向兩 側壓向滾筒上的制動盤而產(chǎn)生的。制動器按其結構可分為盤閘和塊閘，塊閘又分為角移式和平移式，傳動機構是控制并調節(jié)制動力矩的部分，按動力源分為液壓、氣壓和彈簧等。a8001 MP??? 因1[]ca????，故強度足夠。選擇調雙列圓錐滾子軸承? ? .35 1 98 019 9 5299/ ?TGB 錯誤 !未找到引用源。 由 npd3A? 計算軸的最小值徑，考慮鍵槽對軸的影響，去系數(shù)為 ，查表取A=110，則 z3m i n ???? 結合聯(lián)軸器的內徑取 d=360mm。由此可知，卷筒軸在正常使用條件下，最終將發(fā)生疲勞破壞。對于轉動心軸，其彎曲應力一般為對稱循環(huán)變化；對固定心軸，其應力循環(huán)特征為 01r? ?? ，視具體的載荷性質而定。鋼絲繩拉力經(jīng)卷筒及支承作用到軸上產(chǎn)生的力矩，其大小隨鋼絲繩在卷簡上位置的變化而不同。 當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應力按下式來計算： ? =A ??tF?max ? ?bc? （ 3— 10） 其中 ? 為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力（ aMP ） maxF 為鋼絲繩最大拉力（ N） ? 為卷筒壁厚 A 為應力減小系數(shù)，一般取 A= ? ?bc? 為許用壓力，對于鑄鐵 ? ?bc? = 5b? b? 為鑄鐵抗壓強度極限 所以 ? =A ??tF?max ? ?bc? 3878MP??? 查教材機械設計基礎知 b? ? 195 aMP ，所以 ? ?bc? ? aMP 。 一般卷筒壁厚相對于卷筒直徑較小，所以卷筒壁厚可以忽略不計，在鋼絲繩 的最大拉力作用下，使卷筒產(chǎn)生壓應力、彎曲應力和扭曲應力。 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 20 卷筒節(jié)徑設計 查機械設計手冊，選取標準卷筒節(jié)徑 0D =3500mm 卷筒的長度設計 查機械設計手冊， 選取標準卷筒長度為 1500mm 卷筒壁厚設計 本設計為了延長鋼絲繩的壽命，用鑄鐵卷筒，對于鑄鐵卷筒可按經(jīng)驗公式初步確定，然后進行強度驗算。 卷筒繩槽的確定 查機械設計 手冊知，卷筒繩槽槽底半徑 R，槽深 c 槽的節(jié)矩 t 其尺寸關系為： R=（ ~） d（ d 為鋼絲繩直徑 ） 太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)設計說明書 19 繩槽深度：標準槽： 1c =（ ~） d （ mm） 深槽： 2c =（ ~） d （ mm） 繩槽節(jié)距：標準槽： 1t ＝ d＋（ 2～ 4） （ mm） 深槽： 2t ＝ d＋（ 6～ 8） （ mm） 卷筒槽多數(shù)采用標準槽，只有在使用過程中鋼絲繩有可能脫槽的情況才使用深槽，本設計選用標準槽，鋼絲繩直徑選用 38mm， R=（ ～ ） d mm=～ 21mm 取 R=20mm c=（ ~） d mm =~14mm 取 c=12mm t＝ d＋（ 2～ 4） mm=40mm 卷筒的確定 卷筒按照轉矩的傳遞方式來分．有端側板