【正文】 起重機設(shè)計規(guī)范的規(guī)定，卷筒的卷繞直徑（即計算直徑）Do 不能小于規(guī)定的值，即，根據(jù)[3] P53， (3)0minDhd?式中： 按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑(mm)0minh 與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，見[3] P44 表 32，取 h=18d 鋼絲繩直徑（ mm）,由已選定的鋼絲繩可知 d=16mm則， = 1816mm=288mm0minDhd?卷筒直徑 D（槽底直徑）按下式計算，即 =(181)16=272mmd)1(??設(shè)計時，取 Do=300mm ，D=284mm 卷筒長度的計算雙聯(lián)卷筒的長度（見示意圖）計算公式如下： (4)??0123Lll??圖 雙聯(lián)卷筒由于計算中某些參數(shù)無法確定，故，參照衛(wèi)華集團調(diào)研所得圖紙中設(shè)計方案的長度數(shù)據(jù)為初始數(shù)據(jù)，選卷筒長度 L=875mm，L3=58mm 。 卷筒壁厚的計算卷筒壁厚可先按經(jīng)驗公式初步確定，然后進行強度校核。對于鋼卷筒： ≈d=16mm?鑄造卷筒考慮工藝要求，其壁厚不應(yīng)小于 12mm，故，選用鋼卷符合要求。 卷筒強度的校核卷筒在鋼絲繩的拉力作用下，產(chǎn)生彎曲、扭轉(zhuǎn)和壓應(yīng)力。其中壓應(yīng)力最大，它是由鋼絲繩纏繞箍緊所產(chǎn)生的。這三種應(yīng)力并不是在任何情況下都需要校核。1) 卷筒長度 L 3D?彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應(yīng)力一般不超過壓應(yīng)力的 10% ~ 15% ，允許只計算壓應(yīng)力。由于本卷筒長度 L 小于三倍卷筒直徑 D，所以只需計算壓應(yīng)力。2) 卷筒長度 L3D還需計算有彎曲力矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力由于本卷筒 L=875mm3D=3272mm=816mm，故，按 2）來校驗卷筒強度，參照[2] P217 卷筒強度校驗方法校驗如下，當(dāng) L3D 時，應(yīng)驗算由彎矩和扭矩產(chǎn)生的換算應(yīng)力 ??MW???換換（kg/cm178。） (5)式中： 換 換算力矩（㎏㎝） ，2M??換 彎 扭 ?????????????A彎 ..7D扭其中, max???故得, =（㎏㎝）M換W 卷筒斷面抗彎模數(shù)（cm179。） ，其值為，（cm179。）??????????內(nèi)式中：D 卷筒繩槽底徑（ cm）– 卷筒內(nèi)徑（cm）內(nèi)于是解得： ?????換[σ] 許用應(yīng)力（ kg/cm178。）對于鋼，[σ] ≈σs/ （σs 為屈服強度）對于鑄鐵，[σ] ≈σb/6（ σb 為抗拉強度）本設(shè)計采用的是鑄鋼卷筒，材料為 Q235，許用應(yīng)力 [σ]=235/=94MPa，因為，σ 換=﹤[σ]=94MPa ，所以，強度校驗合格。 卷筒穩(wěn)定性校驗對于大尺寸卷筒（D≥1200mm，L＞2D）尤其是鋼板焊接的大尺寸薄壁卷筒，需對卷筒進行穩(wěn)定性驗算。由于本卷筒直徑小于 1200 毫米，且是鑄造卷筒，故不進行卷筒的抗壓穩(wěn)定性驗算。 電動機選擇與校核 電動機靜功率的計算參照[3] P123 式（61）電動機靜功率 ， jP (6)10jQV??A??Kw式中： —起升載荷（N）及起升速度（m/s）QVA—機構(gòu)總效率，?zcte????為滑輪組效率，見[3] P50 表 33，取 = z為導(dǎo)向滑輪效率，因無導(dǎo)向滑輪，取 =1d d為卷筒效率， ≈ ，取 =1t?d?tt為傳動效率，參照[1] P9 表（11） ，大致取 = e?則, = = kW?10QvPj?)1(.9670,? 電動機功率的選擇電動機的穩(wěn)態(tài)平均功率 PW 為， （kW） (7)η10QvGPw?式中：G— 穩(wěn)態(tài)負(fù)載平均系數(shù)，見[3] P124 表（63） ，于[3] P124 表（64）選擇 JC(%)=25,CZ=150,G=G2于[3] P124 表（63） ，選擇 G=G2=則， =?10QvPw???由 = kW , JC(%)=25,CZ=150 ,參照[4] P233 表 261，選擇CD1,MD1 型電動葫蘆用錐形轉(zhuǎn)子電動機：ZD514, 額定功率 13 kW , 額定轉(zhuǎn)速1400r/min,最大轉(zhuǎn)矩 倍，堵轉(zhuǎn)電流 180A，效率 81% 功率因素 ，靜制動力矩 m，轉(zhuǎn)動慣量為 ㎡。 電動機過載能力的校驗參照[4] P42 電動機起升機構(gòu)的過載校驗，校驗如下：校驗公式為， 10QNTHGVPm???? (8)式中： 基準(zhǔn)接電持續(xù)率時，電動機的額定功率（ Kw）QG 起升載荷（N）V 物品起升速度（m/s）η 機構(gòu)總效率T? 基準(zhǔn)接電持續(xù)率時，電動機轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)H 系數(shù)（繞線轉(zhuǎn)子異步電動機為 ，籠型異步電動機為 ，直流電動機為）m 電動機個數(shù) ???????故，電動機過載校驗合格。 電動機發(fā)熱校驗參照[4] P42 發(fā)熱校驗的簡易法：認(rèn)為 K=，這樣對應(yīng)所需 CZ 值，即可查出允許輸出功率值 P，當(dāng) P≥Ps 時，電動機發(fā)熱校驗合格。其中,???????? ?≤13Kw (9)故，電動機發(fā)熱校驗合格。4 變速器的設(shè)計計算 計算變速器傳動比變速器傳動比 的計算公式為， (10)pi 1ptni?式中： 電動機額定轉(zhuǎn)速（r/min ）1n 卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）t其中： (11)D60ant???式中：a 滑輪組倍率v 起升速度（r/s） 卷筒卷繞直徑（m）0則， = = （r/min）D6an0t????? 選取變速器的傳動類型和傳動簡圖根據(jù)改進設(shè)計思想：減速器要能適應(yīng)短期間歇工作，且要結(jié)構(gòu)緊湊，體積和質(zhì)量較小，傳動比較大，傳遞效率較高。據(jù)[5] P5 表 14 中的各傳動類型的工作特點可知，環(huán)錐行星無級變速器傳動較適于短期間歇的工作方式，且結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大，可實現(xiàn)在轉(zhuǎn)速的連續(xù)變化和在任意傳動位置下的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)等特點。其傳動原理為：電動機通過輸入軸將動力傳遞給太陽輪 1，再借滾動副處的牽引力，經(jīng) z 個均布裝在浮動轉(zhuǎn)臂 H 上的行星錐 外環(huán) 4 驅(qū)動太陽輪 3，最后傳給花鍵軸將動力輸出。調(diào)速時，經(jīng)蝸桿、蝸輪、齒輪、驅(qū)動齒條帶著外環(huán) 4 作軸向移動，以改變外環(huán) 4 和行星錐正錐的接觸半徑，由于力平衡的條件同時也改變了主動輪和弧錐部分的接觸半徑，從而達到無級變速的目的。其傳動簡圖如下所示： 圖 3ZI 型行星齒輪傳動 按最大傳動能力設(shè)計行星錐環(huán)無級變速器步驟 確定安裝的錐數(shù)根據(jù)[6]表 1 可以選取錐高系數(shù) 181。=，頂錐角 2α=130176。，從而查表得出安裝的最多錐數(shù) ，為了使摩擦傳動更加平穩(wěn)，傳遞更大的力，取 N=?N 行星錐環(huán)無級變速器最大傳動能力計算1） 行星錐環(huán)無級變速器受力分析下圖 1 在軸向截面內(nèi)，輸入輪 A，輸出輪 B，調(diào)速環(huán) E 在接觸點分別以力作用在行星輪上，三力匯交。其矢量方程為ebQ、a （1）0??eba?由圖 2 力的多邊形可以看出 （2） ebeQ?，a（2）式表明在傳動中，調(diào)速環(huán)和行星錐接觸點 E 處產(chǎn)生的正壓力最大。用正玄定理表達各力之間的關(guān)系為 （3）)90sin()sin()90sin( ????????eba2） 調(diào)速環(huán)和行星錐之間的最大接觸應(yīng)力和最大正壓力行星錐的運動可視為剛體繞定點轉(zhuǎn)動?？梢宰C明，當(dāng)調(diào)速環(huán)位置確定時行星錐和調(diào)速環(huán) E 的接觸點 X 在速度瞬心軸上，即 X 點的速度為 0。X 點從行星錐小端移向錐大端，B 輪輸出的轉(zhuǎn)速由大到小，輸出的轉(zhuǎn)矩由小到大。因此，調(diào)速環(huán)在行星錐大端接觸時，X 點的正壓力 最大。eQ根據(jù)彈性力學(xué)理論的分析，行星錐和調(diào)速環(huán)初始接觸為點接觸，加載傳動時，其接觸點變成為一橢圓面，橢圓中心接觸應(yīng)力最大。其表達式為 （4）ba2/3max???式中 a、b 為接觸區(qū)橢圓的長、短軸半徑。 （5）?????3/121)](4/)(3[BAKQne (6) ??221/)(E?? (7)??????? ??)11(2 ]2cos)1)(([2 1212?? ???? ?RRBA R式中： ——調(diào)速環(huán)接觸點處主平面內(nèi)最大曲率半徑 ：1 e1? ——調(diào)速環(huán)接觸點處主平面內(nèi)最小曲率半徑；?1R ——行星錐接觸點處主平面內(nèi)最大曲率半徑 →∞；2 2R ——行星錐接觸點處主平面內(nèi)最小曲率半徑, ? （8）??tg/12HR?當(dāng)接觸點在錐大端時，有表達式：=18/cos65= （9）cos/x1ma將 、 、 、 和 代人（7）式，得1R?2?R?90?? （10）???? ?????21122121111 ])(cos)cs()[(2 ?????????? tgRHtgRHABttg初始選定 =10 得：?1=55176。)arcos(BA????m、n 由[6]表 2 求出，m=, n= 對于鋼質(zhì)調(diào)速環(huán)和行星錐，其彈性模量 ，泊松比221m/06NE?。?? 由（6）式得 (11)61221 0*4.???EK??將（10） 、 （11）式代人（5）式，并使 （12）321119]cos67[ab????? RtgHtRtQmne???將（12）代人（4）式得最大接觸應(yīng)力表達式 （13）321911max ]0*657[23???? tttneX?用許用接觸應(yīng)力[ ]代替最大接觸應(yīng)力 并整理得最大正壓力表達式max? （14）321110 ][)(cos(*4 ??????? nRtgHtRQX ???3）行星錐環(huán)無級變速器最大傳動能力 由式（3）得 （15）??cosaeQ? 在保障調(diào)速環(huán)和行星錐接觸點 E 處不打滑且滿足接觸強度條件下 A 軸輸入的最大功率為 (16)SwfRNWa?將（15）式代人（26）式得：