【文章內(nèi)容簡介】 揚機構帶載作變速運動（起動或制動）時，作用在機構上的載荷除靜力外，還有作加速運動（或減速運動）質量產(chǎn)生的動載荷。 （ 1）、 起升起動過程 卷揚機構帶載提升時，載荷從靜止狀態(tài)加速到穩(wěn)定運動速度 v 的瞬時過程稱為起升起動過程。此時，懸掛載荷的鋼絲繩拉力（圖 ）為： QgS P P?? 式中 QP — 起升載荷； gP — 由加速運動質量產(chǎn)生的慣性力。 在起升起動時，慣性力方向與起升載荷方向相同，使鋼絲繩拉力增加。 山東科技大學學士學位論文 12 圖 重物升降過程的動力分析 （ a）起升起動；（ b）起升制動；（ c）下降起動；（ d）下降制動 （ 2）、 起升制動過程 卷揚機構由勻速運動制動減速到靜止的過程稱為起升制動過程。此時，懸掛重物的鋼絲繩拉力 QgS P P??（圖 ）。由于減速運動質量產(chǎn)生的慣性力 gP 的方向與起升載荷 QP 的方向相反，故使鋼絲繩拉力減小。 （ 3） 、下降啟動過程 將載荷從靜止狀態(tài)加速下降到勻速的過程稱為下降起動過程（圖）。此時，慣性為 gP 的方向與載荷 QP 的方向相反，使鋼絲繩拉力減小，即 QgS P P?? （ 4） 、下降制動過程 卷揚機驅動懸吊載荷以勻速下降時，將制動器上閘，使載荷由勻速下降減速到靜止狀態(tài)的過程稱為下降制動過程（圖 ）。此時因慣性力 gP 的山東科技大學學士學位論文 13 方向與起升載荷 QP 的方向一致，故使鋼絲繩拉力增加，即 QgS P P??。 綜上分析可得如下結論：起升起動和下降制動是卷揚機構最不利的兩個工作過程，起升起動時原動機要克服的阻力距是靜阻力矩與最 大慣性阻力矩之和。因此，原動機的起動力矩 qM 必須滿足 maxq j gM M M?? 下降制動是制動器最不利的工作過程，所以，卷揚機構支持制動器的制動力矩 ZM 應滿足下面條件： maxZ j gM M M?? 才能將運動的物品在規(guī)定的時間內(nèi)平穩(wěn)的停住。 式中 jM —— 卷揚機構驅動載荷勻速運動時的靜阻力矩； maxgM—— 卷揚機構起、制動時的最大慣性阻力矩。 顯然，上述兩種工作過程是決定卷揚機原動機和制動器性能以及對機構的零部件進行強度計算的依據(jù)。 山東科技大學學士學位論文 14 第 3 章 鋼絲繩的選用和卷揚機卷筒的設計 鋼絲繩設計計算 根據(jù)卷揚機工作狀況和起升載荷確定卷揚機起升機構的工作級別，根據(jù)表查得汽車、輪胎、履帶、鐵路起重機，安裝及裝卸用吊鉤 式，利用等級 T5，載荷情況 L2，工作級別 M5。 鋼絲繩直徑可用鋼絲繩最大靜拉力確定 d=C S d— 鋼絲繩最小直徑， C— 選擇系數(shù) mm/N1/2， S— 鋼絲繩最大工作靜拉力。 查機《機械設計手冊》表 8115，取鋼絲繩公稱抗拉強度 σ=1850MPa。 C=，安全系數(shù) n=6（按比工作級別高一級別取），暫不考慮鋼絲繩自重。 代入公式得 d=，取 d=。 查《礦用小絞車》表 23，暫取 GB110274繩 6 37股（ 1+6+12+18） 表 鋼絲繩的技術特征 繩直徑 鋼絲直徑 鋼絲總 斷面積 參考質量 破斷壓力總和 （ kg/100m） 140140N 鋼絲繩安全系數(shù)驗證 考慮鋼絲繩的自重和絞車在工作過程對應的拉力最大 S=PQ+PG 山東科技大學學士學位論文 15 PQ— 起升載荷， PG— 慣性力， S=PQ+PG= +2 104 +（ +2 104 ） = 105N 安全系數(shù) K= SFs =2210001401400 =6=n ∴符合安全系數(shù)要求； 選用鋼絲繩 GB110274繩 6 37 股（ 1+6+12+18） 卷揚機卷筒的設計 卷揚機卷筒組的分類和特點 卷筒是起升機構中卷繞鋼絲繩的部件。常用卷筒組類型有齒輪連接盤式、周邊大齒輪式、短軸式和內(nèi)裝行星齒輪式。 齒輪連接盤式卷筒組為封閉式傳動，分組性好，卷筒軸不承受扭矩，是目前橋式起重機卷筒組的典型結構。缺點是檢修時需沿軸向外移卷筒。 周邊大齒輪式卷筒組多用于傳動速比大、 轉速低的場合，一般為開式傳動，卷筒軸只承受彎矩。 短軸式卷筒組采用分開的短軸代替整根卷筒長軸。減速器側短軸采用鍵與過盈配合與卷筒法蘭盤剛性連接，減速器通過鋼球或圓柱銷與底架鉸接；支座側采用定軸式或轉軸式短軸，其優(yōu)點是構造簡單，調(diào)整安裝比較方便。 內(nèi)裝行星齒輪式卷筒組輸入軸與卷筒同軸線布置，行星減速器置于卷筒內(nèi)腔，結構緊湊，重量較輕，但制造與裝配精度要求較高，維修不便，常用于結構要求緊湊、工作級別為 M5 以下的機構中。 根據(jù)鋼絲繩在卷筒上卷繞的層數(shù)分單層繞卷筒和多層繞卷筒。由于本山東科技大學學士學位論文 16 設計的卷 繞層數(shù)為三層，因此采用多層卷筒。根據(jù)鋼絲繩卷入卷筒的情況分單聯(lián)卷筒（一根鋼絲繩分支繞入卷筒）和雙卷筒（兩根鋼絲繩分支同時繞入卷筒）。單聯(lián)卷筒可以單層繞或多層繞，雙聯(lián)卷筒一般為單層繞。起升高度大時，為了減小雙聯(lián)卷筒長度，有將兩個多 層繞卷筒同 軸布置，或平行布置外加同步裝置的實例。 多層卷筒可以減小卷筒長度，使機構緊湊，但鋼絲繩磨損加快，工作級別 M5以上的機構不宜使用。 卷筒設計計算 （ 1）卷筒名義直徑 D=hd 式中： h— 與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)。 d— 鋼絲繩直徑。 由 絞車工作級別為 M5，查《機械設計手冊》表 8174 得 h=18， ∴ D=hd=855mm，取 D=850mm. （ 2）卷筒長度 L 確定 由于采用多層卷繞卷筒 L，由下式 ()lpL n D nd? ?? ? ( ~ )pd?? 式中 l —— 多層卷繞鋼繩總長度（ mm）， l =Hmax α=50m， Hmax—— 提升高度， α—— 滑輪組倍率， n— 卷繞層數(shù)， n=3. 把數(shù)據(jù)代入式中得 山東科技大學學士學位論文 17 L= ）（π 5 03 ??? ???? =307mm 取多層卷繞卷筒長度 L =350mm。 （ 3）、繩槽的選擇 單層卷繞卷筒表面通常切出導向螺旋槽，繩槽分為標準槽和深槽兩種形式，一般情況都采用標準槽。當鋼絲繩有脫槽危險時（例如起升機構卷筒，鋼絲繩向上引 出的卷筒）以及高速機構中，采用深槽。 多層卷繞卷筒表面以往都推薦做成光面，為了減小鋼絲繩磨損。但實踐證明，帶螺旋槽的卷筒多層卷繞時，由于繩槽保證第一層鋼絲繩排列整齊，有利于以后各層鋼絲繩的整齊卷繞。光面卷筒極易使鋼絲繩多層卷繞時雜亂無序，由此導致的鋼絲繩磨損遠大于有繩槽的卷筒。 帶繩槽單層繞雙聯(lián)卷筒，可以不設擋邊，因為鋼絲繩的兩頭固定在卷筒的兩端。多層繞卷筒兩端應設擋邊，以防止鋼絲繩脫出筒外，檔邊高度應比最外層鋼絲繩高出 (1~)d 。 1）繩槽半徑 R 根據(jù)下式 (0 .53 ~ )Rd? 取 R= 把數(shù)值代入得 R=26mm 繩槽節(jié)距 P=d+（ 2～ 4） mm 取 P=+=50mm 繩槽深度 h=（ ～ ） d 取 h== = mm，取 h=15mm. 山東科技大學學士學位論文 18 圖 2）卷筒上有螺旋槽部分長 0L 0 1()3 lLpZd?? 式中 0D —— 0D = Dd? ，卷筒計算直徑，由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑（ mm）； 1z —— 1z ? ，為固定鋼絲繩的安全圈數(shù)。取 1Z? 2； 把數(shù)據(jù)代入式中得 30 2 7 1 0( ) 1 03 2 8L ????? ? ?= 由此可取 0L =30mm。 3）繩槽表面精度： 2級 —— aR 值 。 （ 4）、卷筒壁厚 ? 初步選定卷筒材料為鑄鐵卷筒，根據(jù)鑄鐵卷筒的計算式子： 0 . 0 2 (6 ~ 1 0 )D? ??mm 把數(shù)值代入式中有 ? =+8=25mm12mm 山東科技大學學士學位論文 19 故選用 ? =25mm。 （ 5）、鋼絲繩允許偏角 鋼絲繩繞進或繞出卷筒時，鋼絲繩偏離螺旋槽兩側的角度推薦 不大于。 對于光面卷筒和多層繞卷筒，鋼絲繩與垂直于卷筒軸的平面的偏角推薦不大于 2186。，以避免亂繩。 布置卷繞系統(tǒng)時，鋼絲繩繞進或繞出滑輪槽的最大偏角推薦不大于 5186。，以避免槽口損壞和鋼繩脫槽。 （ 6）、卷筒強度計算 卷筒在鋼絲繩拉力作用下，產(chǎn)生壓縮，彎曲和扭轉剪應力，其中壓縮應力最大。當 3LD? 時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的10%~15% ，只計算壓應力即可。當 3LD? 時，要考慮彎曲應力。對尺寸較大，壁厚較薄的卷筒還需對筒壁進行抗壓穩(wěn)定性驗算。 由于所設計的卷筒直徑 D =200mm， L =200mm， 3LD? 。所以只計算壓應力即可。 卷筒筒壁的最大壓應力出現(xiàn)在筒壁的內(nèi)表面壓應力 c? 按下式計算： m a x12 []ccSAA p????? 式中 c? —— 卷筒壁壓應力（ MPa）； maxS —— 鋼絲繩最大靜拉力（ N）； 1A —— 應力減小系數(shù)，在繩圈拉力作用下，筒壁產(chǎn)生徑向彈性變形，使繩圈緊度降低，鋼絲繩拉力減小，一般取 1 ? ； 2A —— 多層卷繞系 數(shù)。多層卷繞時，卷筒外層繩圈的箍緊力壓縮下層鋼絲山東科技大學學士學位論文 20 繩，使各層繩圈的緊度降低，鋼絲繩拉力減小，筒壁壓應力不與卷繞層數(shù)成正比 2A 按表取值， 2A =. []c? —— 許用壓應力，對鑄鐵 []c? /5b?? ， b? 為鑄鐵抗壓強度極限，對鋼[]c? /2s?? ， s? 為鋼的屈服極限。 取 1 ? ， 2A 按表取 2 ? ，根據(jù)已知卷筒底層拉力 1100kgf，可算得m a x 1100 ? ? ?，把各數(shù)代入式中： σc= 2 ?? = 根據(jù)所計算的結果查得卷筒的材料為球墨鑄鐵 QT800— 2，其抗壓強度極限 []b? 800MP? a， /5b? 160MP? a， c? = /5b? ,因此材料選用合格。 容繩量的驗算 . l =π D= 850=2669mm l — 滾筒一圈的容繩量； n1=dL = = 取 n1=7 式中 n1— 滾筒容繩圈數(shù) l 1=l n=2669 7=18683mm. n2= 18683100050? = 取 n2=3 合格 . 山東科技大學學士學位論文 21 第 4 章 液壓馬達和減速器的選擇 液壓馬達的選用與驗算 液壓馬達的分類及特點 起重機的常用液壓馬達分為高速液壓馬達和低速液壓馬達。高速液壓馬達的主要性能特點是負載速度低、扭矩小、體積緊湊、重量輕，但在機構傳動中需與相應的減速器配套使用，以滿足機構工作的低速重載要求，其他的特點與同類的液壓泵相同，較多應用的有擺線齒輪馬達，軸向柱塞馬達。低速液壓馬達的負載扭矩大、轉速較低、平穩(wěn)性較好，可直接或只需 一級減速驅動機構，但體積和重量較大。內(nèi)曲線徑向柱塞或球塞馬達和軸向球塞式馬達是較常用的型式。 液壓馬達在使用中并不是泵的逆運轉，它的效率較高，轉速范圍更大，可正、反向運轉，能長期承受頻繁沖擊，有時還承受較大的徑向負載。因此，應根據(jù)液壓馬達的負載扭矩、速度、布置型式和工作條件等選擇液壓馬達的結構型式、規(guī)格和連接型式等。 液壓馬達的選用 M=F 2D = 105 =85000 N m 式中 M— 卷筒負載力矩， D=850mm Vn= 60rn2π ∴ n= r/min Vn—— 絞車卷筒轉速， r/min。 本設計要求采用行星齒輪減速器，單級行星齒輪減速器傳動比 i =2~12，傳動效率 ~，此處 i =6（大功率馬達選用單級行星齒輪減速器）。 M1=M/i =14166 N m. 山東科技大學學士學位論文 22 n1=n i = 6=23 r/min. 液壓馬達輸出轉矩 M1=△ PVm ηm/2π ∴ Vm=2πM1/△ Pηm. △ P— 系統(tǒng)工作壓力，取 △ P=20MPa. ηm=， Vm— 液壓馬達理論排