【正文】 值內(nèi)，滿足強度要求 37 第六章 提升絞車 主軸的設計 主軸是液壓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(lián)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末級大齒輪。電 動機通過主軸驅(qū)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。 主軸的結構設計 主軸裝置是一個完整的結構，包括軸承、端蓋、離合器、聯(lián)軸器、支輪等多個部件，而有根據(jù)主軸的應用場合不同，具體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、液壓馬達、端蓋、制動輪轂等部件，本例中主軸的結構簡圖如 61 圖所示： 圖 61 主軸結 構簡圖 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： （ 1）要便于起吊、拆裝和加工。零件在軸上要求定位準確，工作中不發(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(xiàn)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 61 所示滾筒主軸，考慮到安裝上的方便，安裝調(diào)整環(huán)，以便在裝配時修正。 （ 2）滾筒在軸上的 固定方法可用切向鍵也可用靜配合， 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(zhuǎn)中出現(xiàn)松動現(xiàn)象。對鍵連接應有防墜裝置。 （ 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(jù)需要和可能對主軸進行表面強化處理（如噴丸、滾壓等）以提高其疲勞強度。 （ 4）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 38 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(diào)質(zhì)的。 （ 5）主軸材料一般采用優(yōu)質(zhì)中碳鋼，最常用的是 45 鋼碳素結構鋼。這種材料價廉、對應力集中敏感性小、加工性能好，通過調(diào)質(zhì)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(jīng)過鍛造、正火處理機械性能不低于下表數(shù)值： 表 61 機械性能 b?（公斤力∕ 2mm ） s? （公斤力∕ 2mm ） s?（ ℅） k?（公斤力 .米∕ 2cm ） HB 要求 ? 58 ? 29 ? 15 ? 180～ 217 （ 6）必須進行材料質(zhì)量探傷檢查，不得有降低機械強度和使用性能缺陷。 （ 7）軸頸的表面光潔度不低于 ，非配合面和 圓角光潔度不低于 ，且用樣板檢查其圓角。 主軸尺寸的確定及軸承的選擇 絞車滾筒部件具有嚴格的對稱性，因此，在其主軸結構上也具有對稱性。在設計軸的開始估算軸的最小直徑 dmin。 所選軸的材料仍為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 由 30 nPAd ? )126~103( 3 ?? A0 ——由材料的許用扭轉(zhuǎn) 應力所確定的系數(shù)，其值為 A0=103~126； P 主 ——主軸的功率，其值為 P 主 =45η=45=； n ——主軸的轉(zhuǎn)速，其值為 m i n/ rD vn ?? ????? ? 利用上式估算軸徑時，應注意以下幾點： （ 1）對于外伸軸，由上式求出的直徑，為外伸軸段的最小直徑；對于非外伸軸，計算 39 時應取較大的 A值，估算的軸徑可作為安裝齒輪處的直徑。 （ 2）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。 （ 3）外伸軸段裝有聯(lián)軸器時，外伸段的軸徑應與聯(lián)軸器轂孔直徑相適應；外伸軸段用聯(lián)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。 對于該液壓絞車的滾筒制動輪轂與主軸的聯(lián)接方式采用過盈配合聯(lián)接。其特點是結構簡單，無鍵槽不削弱主軸強度，輪轂定心好，聯(lián)接可靠，承受重載、沖擊和震動的性能較好。但配合尺寸的制造精度要求較高，裝配工藝復雜。 由于液壓絞車的工作條件的限制，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(jù)手冊《機械零件設計手冊》吳宗澤主編 機械工業(yè)出版社 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。 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(zhuǎn)中產(chǎn)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(zhuǎn)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(jù)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。 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。 綜上，選擇雙列調(diào)心滾子軸承，其參數(shù)、簡圖（ 62）及其安裝尺寸如下表所示： 表 62 基本尺寸 安裝尺寸 計算系數(shù) 基本額定 載荷 極限轉(zhuǎn)速 軸承代號 d D B da Da ra e Y1 Y2 Y0 Cr Co 脂潤滑 油潤滑 圓柱孔 mm mm KN r/min 110 200 53 122 192 698 755 1200 1600 97522E 40 圖 62 軸承尺寸及安裝圖 其余結構設計根據(jù)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。 主軸裝置零部件變位質(zhì)量計算 由理論力學可知，旋轉(zhuǎn)剛體對于回轉(zhuǎn)軸的切向扭矩 M 按下式計算 ?JM? 式中 2mRJ? J——剛體的慣性矩； m——剛體的質(zhì)量； R——剛體的回轉(zhuǎn)半徑； ω——剛體的旋轉(zhuǎn)角加速度。 因而，只要知道 2mR 和 ? ，便可求出物體旋轉(zhuǎn)時所需要的扭矩。所以我們將絞車所有旋轉(zhuǎn)運動和直線運動部分的實 際重量都變位到提升鋼絲繩纏繞圓周切線處。使纏繞處的變位質(zhì)量在相同角加速度時，產(chǎn)生與原質(zhì)量在原位置時相同當量的扭矩。 液壓絞車主軸裝置的變位質(zhì)量計算。 iz mm ?? 22DDGm iii ? 式中 mz——主軸裝置的變位質(zhì)量， kg； mi——主軸裝置某一部件 i 的變位質(zhì)量， kg； 41 DI——零件 i 的慣性回轉(zhuǎn)半徑， m； GI——零件 i 的實際質(zhì)量， kg； D——滾筒直徑， m。 確定滾殼變位質(zhì)量 滾殼簡圖尺寸如圖 63 圖 63 滾殼尺寸 根據(jù)設計的圖紙，滾殼的質(zhì)量為： ])()[(])([ 22322211 ????????? lrrm ???? == 3G 則滾殼的重量為： 1G = 1m g=? = 滾殼的慣性回轉(zhuǎn)直徑為： mDDDk 222221 ????? 滾殼的變位質(zhì)量為： kgDDGmkk 22221 ???? 42 確定支輪變位質(zhì)量 支輪的作用主要是支撐滾筒，支輪的剛度直接影響到傳 遞的效率和準確性，因此計算支輪的質(zhì)量和半徑對整體的作用很有必要。下面將對支輪的變位質(zhì)量和尺寸計算如下，首先將給出的是支輪的結構和尺寸。 如圖 64 所示： 1 輪 2 圈 3 環(huán) 4 筋 圖 64 支輪的結構 按經(jīng)驗取支輪的材料為 16Mn，重量為 GZL=420kg，將支輪分解為 4 部分，請參看圖 64；根據(jù)零件的尺寸，計算出相應的體積以及查表的到的密度，可計算出的結果如下： 輪 1 的質(zhì)量 GZL1=； 圈 2 的質(zhì)量 GZL2=； 環(huán) 3 的質(zhì)量 GZL3=； 筋 4 的質(zhì)量 GZL4=。 部件 4 的慣性回轉(zhuǎn)直徑和變位質(zhì)量分別進行計算，如下： 43 mDDDZL 94..02 2222211 ????? mDDD ZL 2224232 ????? mDDD ZL 2225233 ????? mDzl ? kgDDGm ZLZLZL 2 222 111 ????kgDDGm ZLZLZL 2 222 222 ????kgDDGm ZLZLZL 2 222 333 ???? kgDDGm ZLZLZL 2 222 444 ???? kgmmmmm ZLZLZLZLZL ????????? 。 確定輪轂的變位質(zhì)量 首先我們應該知道制動的結構和作用，制動輪與制動轂配合使用，下面將給出制動輪轂的結構簡圖及其尺寸如圖 65 所示： 44 圖 65 制動輪轂結構尺寸 按經(jīng)驗取支輪的材料為 ZG45 號鑄鋼，制動輪轂的材料為 45 鋼，制動輪和制動輪轂的重按經(jīng)驗選取，其兩者的質(zhì)量取為 2G =595kg；支輪與輪轂兩者的重質(zhì)量取為 1G =265kg。 同理，木襯的質(zhì)量為 4G =95kg ；主軸的質(zhì)量為 520kg；滾筒變位質(zhì)量為 925kg；摩擦圈及試驗鋼絲繩重 75kg。 主軸強度和剛度計算及校核 作用在主軸上的正常載荷主要有： （ 1）安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、軸承、支輪、盤形閘、聯(lián)軸器等。它們的重量可以認為集中作用于兩支輪的輪轂中心。而由主軸自重引起的近似均布荷重可以認為作用于各輪轂中心及支座上集中力來代替。 （ 2）纏繞于滾筒上的鋼絲繩的繩重，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過程中鋼絲繩長 度是不段變化的。 （ 3）由鋼絲繩拉力引起的彎矩和扭矩，經(jīng)支輪輪轂傳遞給主軸。因為在纏繞過程中鋼絲繩長度不斷變化，鋼絲繩還要沿滾筒寬度移動，因此，通過各支輪輪轂傳遞給主軸的載荷大小在整個提升過程中也是不斷變化的。既然在提升過程中載荷是變化的，那么究竟是按哪一種工況進行工作的強度校核呢？這個問題與許多因素有關，本次設計中，鋼絲繩只 45 能在滾筒上纏滿一層，第二層僅纏約 14（實際是 ）圈，故本次設計只對前兩種工況進行計算。下面就對設計中的主軸進行校核。 首先分析其受力狀況，如圖 66 所示： 根據(jù)主軸的結構特征以及工作時的受力情況，在進行強度校核時可以將其視為等徑直桿以便于計算，下面將對主軸的受力進行詳細的說明和計算： 固定靜載荷分配于主軸各輪轂作用點上的力 液壓絞車作用于主軸上的固定靜載荷包括兩部分； (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。 (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(shù)量的變化而變化。 各個零件在主軸上布置的位置如圖 67 所示： Fr Gg1 20 Gg2 圖 66 主軸受力示意圖 Ft RB P2 P1 RA 46 圖 67 主軸結構尺寸 ① 主軸自重分配于各輪轂處的力 主軸單位長度重量 kglGq ZZ ??? 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。 NllqP z )2 ()2( 321 ??????? ； NllqP z )2 ()2( 432 ???????； ② 滾筒各零部件重量分配于各輪