【正文】 間：正反轉(zhuǎn)各4小時。167。，負荷試車先在假井口進行，假井口距實際井口停車點和井底停車點各80m左右，并相應調(diào)整深度指示器指示部分和深度指示器傳動裝置，以及鋼絲繩、卷筒擋繩板上的減速、停車、過卷點的標記。 機器的負荷試車，可將鋼絲繩和提升容器掛上，調(diào)整鋼絲長度，同時相應的將深度指示器部分做出減速、停車等有關(guān)標記，并最終確定深度指示器的減速二級制動極限過卷、限速等正確位置。，正反方向各4小時，全面檢查各部件是否有異狀并排除之。、二級制動極限和限速過卷訊號的正確作用。，運轉(zhuǎn)應平穩(wěn)，不得有周期性沖擊聲，各軸承溫升不超過2000C，各密封處不得滲油。產(chǎn)品空運轉(zhuǎn)試驗時不掛鋼繩和容器。 機器的調(diào)整167。，按減速器裝配圖中明細欄逐步清點各零部件數(shù)量，完成上述各項工作后即可總裝減速器，總裝減速器時應先里后外，先上后下，以不影響下道裝配工序為原則，秩序漸進，精心安裝。復查與減速器相連的設備，確認滿足安裝規(guī)定后，均勻地擰緊各地腳螺栓，其擰緊程度應適當，并可采用通過敲擊調(diào)整墊鐵聲音的方法確定各地腳螺栓擰緊程度是否均一。，使主軸回轉(zhuǎn)中心線與減速器出軸的回轉(zhuǎn)中心線的標高。167。擴孔加工時應從半聯(lián)軸器外圓定心，以保證安裝時主電機和減速器的同心。 電動機，安裝用的底架，地腳螺栓由現(xiàn)場自備。，實際的平均摩擦半徑不得小于設計的平均的摩擦半徑RP?！?。167。，并用扭力扳手按圖紙規(guī)定的擰緊力矩緊固。 卷筒。)。177。50mm。 主軸裝置主軸裝置就位時與安裝基準線的位置偏差應符合下列要求：。：IP20。%。，相對濕度在最高溫度+400C時不超過50%，在較低溫度時，允許有較高的相對濕度（如在+200C時為90%），應考慮由于溫度變化而可能偶然發(fā)生的凝露。 機器的安裝要求若采用光電傳感器測速系統(tǒng)和數(shù)字直流電控設備，則安裝場地應符合以下條件：，超過1000m需要特殊設計。 受扭轉(zhuǎn)力矩鉸制孔螺栓強度計算單個螺栓剪切應力τ螺栓材料的許用剪應力所以即選用的螺栓合格。 高強度螺栓平面摩擦聯(lián)接校核螺栓所能傳遞的力矩所需要傳遞的動力矩螺栓的預拉力一個螺栓的擰緊力矩：即所以選用的螺栓合格。第7章 螺栓聯(lián)接的計算和校核167。 右軸承軸承代號：23092。性能參數(shù)： 外形尺寸（mm）： d=400 D=600 B=148 額定負荷（kN）： 靜負荷 C0 4570 動負荷 C 2100 極限轉(zhuǎn)速（r/min）： 脂 540 油 670 重量 165kg左軸承合格。第6章 軸承壽命計算軸承壽命計算公式：式中：C－已選定的軸承的額定動負荷，N； n－軸承的工作轉(zhuǎn)速 r/min， P－修正后的當量動負荷， P0軸承所受的動負荷，N； fp－負荷系數(shù)，見LYC軸承樣本表44，一般可取fp=；167。 工況一:提升開始撓度合成:167。 P f a bL圖5—5 撓度計算示意圖當a＜b時 當a＞b時 式中： P－主軸在垂直或水平面內(nèi)各節(jié)點上的作用力，N； E－主軸材料的彈性模數(shù)，E＝105MPa； J－主軸的慣性矩，cm4； 式中：L－主軸兩支點間長度，m； li－第i段階梯軸的長度，m； di－第i段階梯軸的直徑，cm。 主軸撓度校核由于作用于主軸上的載荷不對稱，主軸的最大撓度并不發(fā)生在主軸的中點，但分析指出，用主軸中點的撓度代替最大撓度誤差很小，故以下計算只計算主軸中點的撓度。Ⅲ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。取許用安全系數(shù)[S]=——，其校核計算如下：(7)Ⅱ截面處疲勞強度安全系數(shù)計算抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)合成彎矩扭矩因為應力為對稱循環(huán)應力: 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭剪應力幅 扭剪平均應力 彎曲、剪切疲勞極限 彎曲、扭轉(zhuǎn)的等效系數(shù) 絕對尺寸系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù) 彎曲時配合邊緣處和鍵連接處的有效應力集中系數(shù)分別為： 扭轉(zhuǎn)時配合邊緣處和鍵連接處的有效應力集中系數(shù)分別為： 計算取較大值，即 受彎矩作用時的安全系數(shù)受扭矩作用時的安全系數(shù)安全系數(shù)D截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。圖5—4 危險截面由圖5—3及圖5—4可知，計算彎矩在D截面處最大；Ⅰ截面處計算彎矩較大，且有圓角和配合邊緣的應力集中；Ⅱ截面處計算彎矩也較大且有鍵槽的應力集中；Ⅲ截面處計算彎矩雖然不大，但其直徑最小且有圓角、鍵槽和配合邊緣多種應力集中。截面E處雖僅受轉(zhuǎn)矩,但其直徑最小,則該截面亦為可能危險截面。 工況二:提升終了,a=0, h=0.(1)主軸上作用力大小轉(zhuǎn)矩 T=Ⅲ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。取許用安全系數(shù)[S]=——，其校核計算如下：(7)C截面處疲勞強度安全系數(shù)計算 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 合成彎矩 扭矩 因為應力為對稱循環(huán)應力: 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭剪應力幅 扭剪平均應力 彎曲、剪切疲勞極限 彎曲、扭轉(zhuǎn)的等效系數(shù) 絕對尺寸系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù) 彎曲時配合邊緣處有效應力集中系數(shù)為：扭轉(zhuǎn)時配合邊緣處有效應力集中系數(shù)為：受彎矩作用時的安全系數(shù)受扭矩作用時的安全系數(shù)安全系數(shù)Ⅰ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。圖5—2 危險截面由圖5—1及圖5—2可知，計算彎矩在C截面處最大；Ⅰ截面處計算彎矩較大，且有圓角和配合邊緣的應力集中；Ⅱ截面處計算彎矩也較大且有鍵槽的應力集中；Ⅲ截面處計算彎矩雖然不大，但其直徑最小且有圓角、鍵槽和配合邊緣多種應力集中。 截面E處雖僅受轉(zhuǎn)矩,但其直徑最小,則該截面亦為可能危險截面。 工況一:提升開始,a=1m/s2,h=450m.(1)主軸上作用力大小轉(zhuǎn)矩 T=它的計算也較簡便，所以應用相當廣泛。這一理論認為引起材料屈服破壞的因素是最大切應力。在這兩種工況下，提升機主軸裝置的受力達到極限狀態(tài)，并且計算時對其主軸裝置的受力分析也采用了典型分析，這樣所計算出的數(shù)據(jù)更有意義，也更有說服力。2. 由于提升過程中外載荷是變化的，設計時都是對具體提升機選定幾種典型的工況，對這幾種工況的外載荷進行計算，然后找出各危險斷面的最大外載荷進行強度計算。鋼絲繩拉力，在提升過程中大小是變化的。主軸自重可認為是均布載荷，也可認為集中加在各輪轂處，作用于各輪轂的中心，此項載荷在提升過程中大小不變。第5章 主軸的校核167。167。m。 齒輪聯(lián)軸器長期作用于聯(lián)軸器上的最大扭矩聯(lián)軸器所需的最小允許扭矩選用的齒輪聯(lián)軸器型號為：CL17。 減速器求所需額定扭矩及最大輸出扭矩額定扭矩選用的減速器型號為：ZZL1000A—20.高速級轉(zhuǎn)速為：750r/min ；低速級轉(zhuǎn)速為：38 r/min。制動器對數(shù)為4對。性能參數(shù)為：一個制動器所產(chǎn)生的最大壓力為63kN。第4章 主要通用部件的選型計算167。軸上設計一個鍵槽，為以后安裝機械式深度指示器裝置預留接口。圖3—1 主軸設計草圖圖3—1為本設計最終選取的方案草圖。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼45，其主要機械性能如表3—2：表3—2 45鋼的主要性能參數(shù)熱處理正火 回火毛坯直徑 mm＞100～300＞300～500＞500～750硬度 HB162～217162～217156～217抗拉強度σb MPa580560540屈服強度σs MPa290280270彎曲疲勞極限σ1 MPa235225215扭轉(zhuǎn)疲勞極限τ1 MPa135130125許用靜應力[σ+] MPa238224216許用疲勞應力[σ1] MPa156～180150～173143～165167。 主軸的選擇主軸材料一般采用優(yōu)質(zhì)中碳鋼，最常用的是45碳素結(jié)構(gòu)鋼，這種材料價格便宜，對應力集中的敏感性小，加工性能好，一般不采用合金鋼。 電動機功率PN選用的電動機型號為：Z710—320直流電動機。 鋼絲繩最大靜張力差△F△F=Fjmax=167。鋼絲繩安全系數(shù)n的驗算：n=1052/=本設計滿足升降物料的要求。Q －載重量，Kg；本設計選用為6000kg。167。技術(shù)性能見表3—1：表3—1 鋼絲繩性能參數(shù)鋼絲繩公稱直徑鋼絲繩近似重量鋼絲繩公稱抗拉強度，MPa1670鋼絲繩最小破斷拉力d允許偏差合成纖維芯鋼絲繩鋼芯鋼絲繩纖維芯鋼絲繩鋼芯鋼絲繩mm%kg/100m kN36+7/0注：最小鋼絲破拉力總和=鋼絲繩最小破斷拉力（纖維芯）（鋼芯）最小鋼絲破拉力總和=86