液壓絞車設(shè)計課件

1、河北科技學院2016屆本科生畢業(yè)論文（設(shè)計）目 錄摘 要IAbstractII1. 緒 論31.1. 液壓傳動系統(tǒng)概論31.1.1. 傳動類型及液壓傳動的定義31.1.2. 液壓系統(tǒng)的組成部分31.1.3. 液壓系統(tǒng)的類型31.1.4. 液壓技術(shù)的特點42. 卷揚機構(gòu)的方案設(shè)計42.1. 常見卷揚機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案及分析42.1.1. 非液壓式卷揚機構(gòu)方案比較42.1.2. 液壓卷揚機構(gòu)的分類62.1.3. 液壓式行星齒輪傳動卷揚機構(gòu)布置方案62.2. 本設(shè)計所采用的方案82.3. 卷揚機構(gòu)方案設(shè)計注意事宜93. 卷揚機構(gòu)組成及工作過程分析93.1. 卷揚機構(gòu)的組成93.2. 卷揚機構(gòu)工作過程分析9

2、3.2.1. 卷揚機構(gòu)的工作周期93.2.2. 載荷升降過程的動力分析104. 卷揚機卷筒的設(shè)計和鋼絲繩的選用124.1. 卷揚機卷筒的設(shè)計124.1.1. 卷揚機卷筒組的分類和特點124.1.2. 卷筒設(shè)計計算124. 2 鋼絲繩的選擇165. 液壓馬達與平衡閥的選擇165.1. 液壓馬達的選用與驗算165.1.1. 液壓馬達的分類及特點165.1.2. 液壓馬達的選用165.1.3. 馬達的驗算175.2. 平衡閥的選用195.2.1. 平衡閥的功能簡介195.2.2. 平衡閥的選用196. 制動器的設(shè)計與選用206.1. 制動器的作用、特點及動作方式206.2. 制動器的設(shè)計計算216.

3、2.1. 制動轉(zhuǎn)矩的計算216.2.2. 制動盤的設(shè)計選用226.2.3. 制動盤有效摩擦直徑計算226.2.4. 制動器散熱的驗算236.2.5. 全盤式制動器設(shè)計計算257. 離合器的設(shè)計與選用257.1. 離合器的功用、特點與分類257.2. 圓盤離合器主要性能參數(shù)的計算267.2.1. 離合器的計算轉(zhuǎn)矩267.2.2. 圓盤摩擦片的主要尺寸關(guān)系277.2.3. 摩擦式離合器的摩擦轉(zhuǎn)矩287.2.4. 圓盤摩擦離合器壓力的計算288. 軸的設(shè)計298.1. 軸的材料298.2. 軸的工作能力的計算298.3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計328.3.1. 擬定軸上零件的裝配方案338.3.2. 根據(jù)軸向

4、定位要求確定軸的各段直徑和長度338.3.3. 軸上零件的周向定位339. 結(jié)束語35參考文獻36致謝37摘 要本次畢業(yè)設(shè)計是通過分析液壓絞車的工作原理、特點及環(huán)境，結(jié)合實踐，并在進行仔細考查后，對液壓絞車的整體結(jié)構(gòu)進行了設(shè)計，對各組成的元件進行了選型、計算和校核。液壓絞車由進口液壓馬達、平衡閥、常閉多片式制動器、離合器、卷筒、支承軸和機架等部件組成，可根據(jù)需要要求，設(shè)計閥組直接集成于馬達配油器上，如帶平衡閥、高壓梭閥、調(diào)速換向閥或其它性能的閥組。液壓絞車結(jié)構(gòu)上具有緊湊、體積小、重量輕、外型美觀等特點，而在性能上則具有安全性好、效率高、啟動扭矩大、低速穩(wěn)定性好、噪音低、操作可靠等優(yōu)良特點，在提

5、升和下放工作中運轉(zhuǎn)相當平穩(wěn)，帶離合器的絞車可實現(xiàn)自由下放工況，廣泛適用于鐵道機車和汽車起重機、船舶、油田鉆采、地質(zhì)勘探、煤礦、港口等各種起重設(shè)備中。關(guān)鍵詞：液壓絞車；計算；校核；閥組IAbstractThe graduation project is carried out by the principle of a hydraulic winch work environment and the characteristics of the analysis, combined with practical and conducting careful observation of the

6、overall structure of the hydraulic winch has been designed for the constituent elements were selection, calculation and check. Hydraulic winch from imported hydraulic motor, balance valve, normally closed multi-disc brakes, clutch, reel, supporting shaft and rack and other components, according to t

7、he needs of requirements, design valve with integrated directly on the motor oil, such as with balancing valve, high pressure shuttle valve, governor valve manifold or other properties. With a compact, small size, light weight, good looks and so on hydraulic winch structure, but in terms of performa

8、nce it has a good safety, high efficiency, high starting torque, low-speed stability, low noise, reliable operation, and other fine features, the lifting and lowering of the work is quite smooth operation, winch with clutch free fall conditions can be achieved, is widely used in railway locomotive a

9、nd truck cranes, ships, oil drilling, geological exploration, coal mines, ports and other lifting devices.Key words :窗體頂端Key words : Hydraulic winch; computing; check; Manifolds;II窗體底端1. 緒 論1.1. 液壓傳動系統(tǒng)概論1.1.1. 傳動類型及液壓傳動的定義一部完備的機器都是由原動機、傳動裝置和工作機組成。絞車，用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備，又稱卷揚機。絞車是可單獨使用，也可作起重、筑路

10、和礦井提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應(yīng)用。主要運用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖。卷揚機的卷揚機構(gòu)一般由驅(qū)動裝置、鋼絲繩卷繞系統(tǒng)、取物裝置和安全保護裝置等組成。驅(qū)動裝置包括電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、卷筒等部件。鋼絲繩卷繞系統(tǒng)包括鋼絲繩、卷筒、定滑輪和動滑輪。取物裝置有吊鉤、吊環(huán)、抓斗、電磁吸盤、吊具掛梁等多種形式。安全保護裝置有超負載限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保護開關(guān)等，根據(jù)實際需要配用。1.1.2. 液壓系統(tǒng)的組成部分液壓傳動與控制的機械設(shè)備或裝置中，其液壓系統(tǒng)大部分使用具有連續(xù)流動性的液壓油等工作介質(zhì)，通過液壓泵將

11、驅(qū)動泵的原動機的機械能轉(zhuǎn)換成液體的壓力能，經(jīng)過流量、壓力、方向等各種控制閥，送至執(zhí)行機器（液壓缸、液壓馬達或擺動液壓馬達）中，轉(zhuǎn)換為機械能去驅(qū)動負載。1.1.3. 液壓系統(tǒng)的類型液壓系統(tǒng)可以按多種方式進行分類， 見表1-1表1-1液壓系統(tǒng)的分類1.1.4. 液壓技術(shù)的特點液壓傳動與其它傳動控制方式相比較，液壓技術(shù)的特點如下。 （1） 優(yōu)點 1）單位功率的重量輕。 2）布局靈活方便。 3）調(diào)速范圍大。 4）工作平穩(wěn)、 快速性好。 5）易于操縱控制并實現(xiàn)過載保護。 6）易于自動化和機電一體化。 7）易于操縱控制并實現(xiàn)過載保護。 8）液壓系統(tǒng)設(shè)計、 制造和使用維護方便。 （2） 缺點 1）不能保證定

12、比傳動。 2）傳動效率低。 3）工作穩(wěn)定性易受溫度影響。 4）造價較高。 5）故障診斷困難。2. 卷揚機構(gòu)的方案設(shè)計卷揚機方案設(shè)計的主要依據(jù)：機構(gòu)的驅(qū)動方式；安裝位置的限制條件和機型種類與參數(shù)匹配等。2.1. 常見卷揚機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案及分析2.1.1. 非液壓式卷揚機構(gòu)方案比較 根據(jù)卷揚機構(gòu)原動機和卷筒組安裝相對位置不同，卷揚機構(gòu)結(jié)構(gòu)布置方案的基本型有并軸式和同軸式兩種。而這兩種基本型中又有單卷筒和雙卷筒之分。下面介紹幾種常見的卷揚機構(gòu)結(jié)構(gòu)方案。 圖 2-1 并軸布置單卷筒卷揚機構(gòu)圖 2-1 所示為并軸式單卷筒卷揚機構(gòu)， 他們的卷筒軸與原動機軸線并列平行布置， 結(jié)構(gòu)簡單、 緊湊。 為了提高取物裝置

13、在空載或輕載時的下降速度， 有的卷揚機構(gòu)設(shè)置了重力下降裝置（圖 2-1b）。 在卷筒上裝有帶式制動器和內(nèi)漲式摩擦離合器。圖 2-1（a）、（b） 所示方案， 它們是把卷筒安裝在減速器輸出軸的延長部分上， 從力學觀點看，屬于三支點的超靜定軸，減小了軸承受的彎矩。但是，這種結(jié)構(gòu)對安裝精度要求很高， 而且使的卷筒組和減速器的裝配很不方便， 減速器也不能獨立進行裝配和試運轉(zhuǎn)， 更換軸承也較困難。圖 2-2 并軸布置雙卷筒卷揚機構(gòu)雙卷筒集中驅(qū)動， 可減少一套液壓馬達及傳動裝置。2.1.2. 液壓卷揚機構(gòu)的分類近年來普遍采用了行星齒輪傳動的多速卷揚機構(gòu)，利用控制多泵合流和液壓馬達的串并聯(lián)或采用變量液壓馬達

14、實現(xiàn)卷揚機構(gòu)的多種工作速度，從而實現(xiàn)輕載高速、 重載低速，提高工作效率，以滿足各種使用要求。由于選用的液壓馬達的形式不同，液壓傳動的起升機構(gòu)可分為下列幾種形式：高速液壓馬達傳動和低速大扭矩馬達傳動。高速液壓馬達傳動需要通過減速器帶動起升卷筒。雖然低速馬達本身體積和重量較大，但不用減速器，使整個液壓起升機構(gòu)重量減輕，體積減小。并使傳動簡單、零件少，起動性能和制動性能好，對液壓油的污染敏感性小。殼轉(zhuǎn)的內(nèi)曲線徑向柱塞式低速大扭矩馬達，可以裝在卷筒內(nèi)部，由馬達殼體直接帶動卷筒轉(zhuǎn)動，結(jié)構(gòu)簡單緊湊， 便于布置。圖 2-3 液壓卷揚機構(gòu)布置方案(一)2.1.3. 液壓式行星齒輪傳動卷揚機構(gòu)布置方案液壓多速卷

15、揚機構(gòu)有多種布置方案， 如：1、 液壓馬達、制動器和行星減速器分別布置在卷筒的兩側(cè)， 即對稱布置 （圖 2-3）。 2、 液壓馬達和制動器分別布置在卷筒的兩側(cè)，行星減速器裝在卷筒內(nèi)部 （圖 2-4）。 圖 2-4 液壓卷揚機構(gòu)布置方案(二) 圖 2-5 液壓卷揚機構(gòu)布置方案(三)3、 液壓馬達、制動器布置在卷筒同一側(cè)，行星減速器裝在卷筒內(nèi)（圖 2-5） 4、 液壓馬達、制動器和行星減速器均裝入卷筒內(nèi)部（圖 2-6）。圖 2-6 液壓卷揚機構(gòu)布置方案(四)方案二和方案三屬于同一類型，因為行星減速器裝在卷筒內(nèi)，所以體積小，結(jié)構(gòu)較緊湊，但會使卷筒內(nèi)的空間位置受到限制，提高了安裝精度，零件加工工藝復雜

16、，軸承的選擇較困難，維修不方便。它們的不同處是制動器的安裝位置，方案二顯得對稱性好。 方案四顯然比方案二和方案三的外形尺寸更小，結(jié)構(gòu)更加緊湊。但是它除了有二、三方案中的問題外，還存在制動器和液壓馬達的散熱性極差，檢修調(diào)試也很不方便。圖 2-7 液壓卷揚機構(gòu)布置方案(五)2、 三、 四方案均屬同軸式布置， 液壓馬達和卷筒軸需要在同一中心線上，總成組裝時要保證規(guī)定的同心度。5 液壓馬達、制動器和行星減速器都布置在卷筒的同一側(cè)（圖 2-7）。這種布置形式，機構(gòu)的軸向尺寸較大，不便于維修，同時也會給總體布置帶來一定困難。但它易于加工和裝配，總成分組性較好。2.2. 本設(shè)計所采用的方案本設(shè)計由于給出的馬

17、達的排量為520ml/r，工作壓力為16.5MP，因此選用低速大扭矩馬達， 采用低速方案，不選用減速器。 傳動方案根據(jù)比較選用如（圖 2-8） 所示，多片盤式制動器安裝在馬達上，聯(lián)軸器內(nèi)置于卷筒內(nèi)。 此方案整體體積小， 結(jié)構(gòu)較緊湊。圖 2-8 本設(shè)計所采用的方案2.3. 卷揚機構(gòu)方案設(shè)計注意事宜卷揚機構(gòu)的方案的設(shè)計除認真考慮以上問題外，還要酌情處理好以下事宜。 1、分配機構(gòu)總傳動比時，級差不宜過大，一般可采取從原動機至卷筒逐級降低傳動比的分配方法。 2、卷筒直徑盡量選取最小許用值，因為隨著卷筒直徑的增加，扭矩和傳動比也隨之增大，引起整個機構(gòu)的尺寸膨脹。但在起升高度大的情況下，為了不使卷筒長度過

18、大，有時采用加大直徑的辦法來增加卷筒的容繩量。 3、對于具有多種替換工作裝置的機械，卷筒的構(gòu)造應(yīng)能提供快速換裝的措施， 如制成剖分組合式卷筒等。 4、滑輪組的倍率對機構(gòu)的影響較大。因此，滑輪組的倍率不宜取得過大。一般當起升載荷PQ50kN時，滑輪組的倍率宜取2，PQ250kN時，倍率取36，載荷量更大時，倍率可取 8 以上。 5、卷揚機構(gòu)的制動器是確保工作安全可靠的關(guān)鍵部件。支持制動器一般應(yīng)裝在扭矩最小的驅(qū)動軸上，這樣可減少制動器的尺寸。但是若采用制動力矩大、體積小結(jié)構(gòu)簡單的鉗盤式制動器時，可將其裝在卷筒的側(cè)板上， 以提高卷揚機構(gòu)的可靠性。 對于起吊危險物品的卷揚機構(gòu)應(yīng)置兩套制動裝置。3. 卷

19、揚機構(gòu)組成及工作過程分析3.1. 卷揚機構(gòu)的組成根據(jù)選用的低速方案分析卷揚機由液壓馬達、長閉多片盤式制動器、離合器、卷筒、支承軸、平衡閥和機架等部件組成。3.2. 卷揚機構(gòu)工作過程分析3.2.1. 卷揚機構(gòu)的工作周期卷揚機構(gòu)是周期性作業(yè)。一個工作周期為：啟動加速（0a）、 穩(wěn)定運動（ab） 和制動減速（bc）三個過程（圖 2.1）。載荷由靜止狀態(tài)被加速到穩(wěn)定工作速度（穩(wěn)定運動）時，所經(jīng)歷的時間稱為啟動時間，從a到b經(jīng)歷的時間稱為工作時間，從 b 點的穩(wěn)定運動減速到靜止狀態(tài)時所經(jīng)歷的時間成為制動時間。起動和制動時間直接影響卷揚機的工作過程，設(shè)計時可通過計算選取較為適合的時間。圖 3-1 卷揚機構(gòu)

20、工作過程曲線3.2.2. 載荷升降過程的動力分析卷揚機構(gòu)帶載作變速運動（起動或制動）時，作用在機構(gòu)上的載荷除靜力外，還有作加速運動（或減速運動）質(zhì)量產(chǎn)生的動載荷。 1起升起動過程 當卷揚機構(gòu)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 3.2a） 為： S=PQPg式中 PQ起升載荷； Pg由加速運動質(zhì)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。圖 3. 2 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(gòu)由勻速

21、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S=PQ-Pg（圖 3-2b）。 由于減速運動質(zhì)量產(chǎn)生的慣性力Pg 的方向與起升載荷PQ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 3-2c）。 此時， 慣性為Pg的方向與載荷PQ 的方向相反，使鋼絲繩拉力減小，即 S=PQ Pg4、下降制動過程 卷揚機驅(qū)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 3-2d）。此時因慣性力Pg的方向與起升載荷PQ 的方向一致， 故使鋼絲繩拉力增加，即S=PQPg。 綜上分析可得

22、如下結(jié)論： 起升起動和下降制動是卷揚機構(gòu)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距之和。 因此， 原動機的起動力矩Mq 必須滿足：Mq Mj Mgmax下降制動是制動器最不利的工作過程， 所以， 卷揚機構(gòu)支持制動器的制動力矩Mz 應(yīng)滿足下面條件： Mz MjMgmax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 Mj 卷揚機構(gòu)驅(qū)動載荷勻速運動時的靜阻力矩； Mgmax 卷揚機構(gòu)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(gòu)的零部件進行強度計算的依據(jù)。4. 卷揚機卷筒的設(shè)計和鋼絲繩的選用4.1. 卷揚機卷

23、筒的設(shè)計4.1.1. 卷揚機卷筒組的分類和特點卷筒是起升機構(gòu)中卷繞鋼絲繩的部件。 常用卷筒組類型有周邊大齒輪式、齒輪連接盤式、短軸式和內(nèi)裝行星齒輪式。 周邊大齒輪式卷筒組多用于傳動速比大、 轉(zhuǎn)速低的場合， 一般為開式傳動，卷筒軸只承受彎矩。 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(jié)構(gòu)。缺點是檢修時需沿軸向外移卷筒。 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。由于本設(shè)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

24、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(gòu)緊湊，但鋼絲繩磨損加快，工作級別M5 以上的機構(gòu)不宜使用。4.1.2. 卷筒設(shè)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(gòu)的工作級別，查表得汽車、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。1 卷筒名義直徑 D D (e1) d式中 e 卷筒直徑比， 由表選取; D 卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）（mm） ; D 鋼絲繩直徑(mm); e 根據(jù)卷揚機工作級別 M5 選用 e =25， 根據(jù)已知得d

25、=8mm,把數(shù)值代入式中得 D =（25-1）* 8=192mm 根據(jù)所得的數(shù)據(jù)選卷筒名義直徑 D =200mm。 卷筒最小直徑的計算： Dmin = hd 式中 Dmin 按鋼絲繩中心計算的滑輪的最小直徑 mm: D 鋼絲繩直徑 mm; H 系數(shù)值； 根據(jù)機構(gòu)工作級別為 F Dmin = 188 = 144 D Dmin 所以卷筒直徑符合條件。2 卷筒長度 L 確定由于采用多層卷繞卷筒 L， 由下式 式中 l多層卷繞鋼繩總長度（mm）數(shù)值為27m； 把數(shù)據(jù)代入式中得取多層卷繞卷筒長度 L=200mm。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

26、采用標準槽。當鋼絲繩有脫槽危險時（例如起升機構(gòu)卷筒，鋼絲繩向上引出的卷筒）以及高速機構(gòu)中，采用深槽。多層卷繞卷筒表面以往都推薦做成光面，以減小鋼絲繩磨損。但在使用中，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，導致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(shè)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(yīng)設(shè)擋邊，以防止鋼絲繩脫出筒外，檔邊高度應(yīng)比最外層鋼絲繩高出(1 1.5)d 。( 1 )繩槽半徑 R 根據(jù)下式 R=(0.53 0.56)d 取 R=0.5d 把數(shù)值代入得 R=0.

27、58=4.4mm 繩槽節(jié)距 P=d+（24） mm 取 P=8+2=10mm 繩槽深度 h=（0.250.4） d 取 h=0.35d=0.358=2.8 圖 4. 1 繩槽的放大示意圖 （2） 卷筒上有螺旋槽部分長L0式中D0 D0 = D + d ，卷筒計算直徑，由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑（mm）； Z1Z1 1.5 ，為固定鋼絲繩的安全圈數(shù)。 取Z1=2； 把數(shù)據(jù)代入式中得 由此可取 0L =170mm。(3)繩槽表面精度： 2 級Ra值 12.5。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： = 0.02D + (610) mm把數(shù)值代入式中有 = 0.02D

28、+ 8 = 12 mm故選用 = 12 mm5、 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(cè)的角度推薦不大于3.5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2，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5，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(zhuǎn)剪應(yīng)力，其中壓縮應(yīng)力最大。當L3D時，彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應(yīng)力不超過壓縮應(yīng)力的10% 15% ，只計算壓應(yīng)力即可。當L3D時，要考慮彎曲應(yīng)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(shè)計的卷筒直徑 D =200mm

29、， L=200mm，L3D。 所以只計算壓應(yīng)力即可。 卷筒筒壁的最大壓應(yīng)力出現(xiàn)在筒壁的內(nèi)表面壓應(yīng)力按下式計算： 式中 卷筒壁壓應(yīng)力（MPa）； Smax 鋼絲繩最大靜拉力（N）； A1 應(yīng)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A1 = 0.75 A2 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繩， 使各層繩圈的緊度降低， 鋼絲繩拉力減小， 筒壁壓應(yīng)力不與卷繞層數(shù)成正比A2按表取值； 許用壓應(yīng)力， 對鑄鐵 =b5 ， b為鑄鐵抗壓強度極限， 對鋼=g ， g為鋼的屈服極限。 取A1 =0.75，A2按表取A2=1.

30、8， 根據(jù)已知卷筒底層拉力 1100kgf， 可算得Smax=1100 9.807=10787.7N ， 把各數(shù)代入式中： 根據(jù)所計算的結(jié)果查得卷筒的材料為球墨鑄鐵QT8002， 其抗壓強度極限b800MP，b5 160MP，=121.36MPb5，因此材料選用合格。4. 2 鋼絲繩的選擇在腐蝕性環(huán)境中應(yīng)采用鍍鋅鋼絲繩。鋼絲繩的性能和強度應(yīng)滿足機構(gòu)安全和正常工作的要求。鋼絲繩的直徑為已知 d=8mm。5. 液壓馬達和平衡閥的選擇5.1. 液壓馬達的選用與驗算5.1.1. 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。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

31、式。液壓馬達在使用中并不是泵的逆運轉(zhuǎn)，它的效率較高，轉(zhuǎn)速范圍更大，可正、反向運轉(zhuǎn)，能長期承受頻繁沖擊，有時還承受較大的徑向負載。因此，應(yīng)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(jié)構(gòu)型式、 規(guī)格和連接型式等。5.1.2. 液壓馬達的選用根據(jù)已知液壓馬達的工作壓力為16.5MP，總排量 520ml/r，初選液壓馬達的型號為JMQ23型低速大扭矩葉片馬達，參數(shù)見（表 51）。表 5-1 YM630 型葉片馬達參數(shù)型 號排量（ml/r）壓 力（Mp）轉(zhuǎn) 速 （r/min）效 率轉(zhuǎn)矩 (N/m) JMQ-23604額定最高額定最高容積 效 率總效率 1440 1620754000

32、.950.855.1.3. 馬達的驗算(1)滿載起升時液壓馬達的輸出功率Pw式中 起升載荷動載系數(shù)， 因液壓馬達不具有電動機的過載能力而馬達 工作壓力又受系統(tǒng)壓力限制， 一般取 =1.151.3； Q 額定起升載荷（N）V 物品起升速度（m/s） 機械總效率， 初步計算時， 取=8 0.80.85。額定起升載荷Q根據(jù)下式計算 Q=S m 式中 S 鋼絲繩自由端拉力（N）； m 滑輪組倍率。 根據(jù)已知 S =10787.7N。 一般當起升載荷PQ50kN時， 滑輪組倍率宜取 2，PQ250kN時， 倍率取 36， 載荷量更大時， 倍率可取 8 以上。 因此，m=2把數(shù)值代入到式子中得： Q =1

33、0787.7 2=21575.4 N 物品提升速度按下式計算 式中 v0 鋼絲繩線速度（m/min） v0 由已知得v0=60m/min， 把數(shù)值代入得：v= 0.5m/s 根據(jù)需要選取 =1.3， 機械總效率取 =0.85， 卷筒機械效率m=0.97，v= 0.5m/s ， Q =21575.4N， 把數(shù)據(jù)代入式中得：(2)滿載起升時液壓馬達輸出扭矩 式中 i 減速器傳動比； z 鋼繩在卷筒上的卷繞層數(shù)。 其余符號同以前式子。因為馬達為大排量馬達，故選用低速方案。因此不采用減速器，所以i =1。又由已知卷筒鋼絲繩卷繞三層，故z =3。 把所有數(shù)值代入式子中得： 所選用的馬達的額定轉(zhuǎn)矩為 Tm

34、=1440 Nm， 因為 T Tm， 所以選用的馬達轉(zhuǎn)矩符合要求。 (3)計算液壓馬達的轉(zhuǎn)速nm和輸入油量 Qm根據(jù) 式中各符號同以前的式子。 把數(shù)值代入式中得： 計算馬達的輸入油量用下式 式中 液壓馬達的排量（ml/r）； 液壓馬達容積效率。 馬達的排量根據(jù)已知得 =520 ml/r， 根據(jù)下式計算： 式中 液壓馬達總效率； 液壓馬達機械效率。 根據(jù)表查得 取 0.85 ， 取 0.9。 把數(shù)代入式中得： =0.95把所計算的數(shù)據(jù)代入式中得：選用的液壓馬達轉(zhuǎn)速范圍為 2 400 r/min， 由于計算得nm =88.5 r/min， 所以馬達的轉(zhuǎn)速符合要求。5.2. 平衡閥的選用5.2.1.

35、 平衡閥的功能簡介平衡閥是用于液壓執(zhí)行元件承受物體重力的液壓系統(tǒng)。在物體下降時，重力形成動力性負載，反驅(qū)動液壓執(zhí)行元件按重力方向或重力所形成的力矩方向運動，平衡閥在執(zhí)行元件的排油腔產(chǎn)生足夠的背壓，形成制動力或制動力矩，使執(zhí)行元件作勻速運動，以防止負載加速墜下。5.2.2. 平衡閥的選用根據(jù)已知的馬達的排量、工作壓力和計算所得的泵的流量選用3210/ 60FAFDB型平衡閥，所代表的意義和閥的外型結(jié)構(gòu)見（圖 5-1）和（圖 5-2）圖 5-1 型號所代表的意義圖 5-2 平衡閥的外型結(jié)構(gòu)1控制口； 2監(jiān)測口； 3法蘭固定螺釘； 4蓋板； 5可選擇的 B 孔； 6標牌； 7O型圈6. 制動器的設(shè)計

36、與選用6.1. 制動器的作用、特點及動作方式制動器是用于機構(gòu)或機器減速或使其停止的裝置，有時也用作調(diào)節(jié)或者限制機構(gòu)或機器的運動速度，它是保證機構(gòu)或機器安全正常工作的重要部件。 為了減小制動力矩，縮小制動器尺寸，通常將制動器裝在機構(gòu)的高速軸上，或減速器的輸入軸上。 按所需應(yīng)用制動器的機構(gòu)的工作性質(zhì)和條件，對于起重機構(gòu)的起升和變幅機構(gòu)都必須采用長閉式制動器。 卷揚機屬起重類機械的起升機構(gòu)由于工作需要，因此采用常閉式制動器。盤式制動器的工作原理是利用軸向壓力使圓盤或圓錐形摩擦表面壓緊，實現(xiàn)制動，制動輪軸不受彎曲。由于卷揚機應(yīng)用的場合和安裝制動地點的空間受限因此選用盤式制動器。其優(yōu)點是： 1制動轉(zhuǎn)矩大

37、，且可調(diào)范圍大，制動平穩(wěn)可靠，動作靈敏保養(yǎng)維修方便。 2頻繁制動時，無沖擊。由于制動襯塊（片）與制動盤接觸面積小，制動盤工作表面積大部分暴露在大氣中，散熱能力強，特別是采用有通風道的制動盤， 效果更顯著，而且制動盤對制動襯塊（片）無摩擦助勢作用，無塊式制動器的熱衰退現(xiàn)象（由于溫升制動轉(zhuǎn)矩下降），從而得到穩(wěn)定的制動性能。從安全的角度考慮，盤式制動器是最合適的制動器。 3防塵和防水性能好， 制動盤上的灰塵和水等污物易被制動盤甩掉， 當浸水 時制動性能降低， 出水后僅制動一、 二次就能很快恢復正常。 4制動盤沿厚度方向變形量比制動輪徑向變形量小的多， 易實現(xiàn)小間隙和磨 損后的制動補償，腳踏式的踏板行

38、程變化也較小。 5轉(zhuǎn)動慣量小，體積小、重量輕。 其主要缺點有：制動襯塊（片）的摩擦面積小，比壓大，對制動襯塊（片） 材質(zhì)要求較高，徑向（或軸向）尺寸稍大，價格也比較貴。 制動器按動作方式分為自動作用式、操縱式和綜合式三種。 常閉制動器在彈簧推力作用下經(jīng)常處于制動狀態(tài)，機構(gòu)工作時，用松閘裝置松閘或自動通電松閘。本設(shè)計的卷揚機鑒于外形尺寸與價格方面原因采用自動作用式制動器。自動作用式制動器當機構(gòu)斷電或油路切斷時，不依賴操作人員的意識彈簧使制動器自動抱閘；當機構(gòu)通電或油路供油時，自動松閘，自動作用式制動器保證機構(gòu)有更高的安全性。制動轉(zhuǎn)矩調(diào)定后基本不變，但用于載荷變化大的機構(gòu)時制動欠平穩(wěn)。6.2. 制

39、動器的設(shè)計計算6.2.1. 制動轉(zhuǎn)矩的計算制動轉(zhuǎn)距應(yīng)滿足以下要求： 式中Tz 制動器制動轉(zhuǎn)矩(Nm); Kz 制動安全系數(shù)， 與機構(gòu)重要程度和機構(gòu)工作級別有關(guān)； D0 卷筒卷繞直徑（mm）。 機械效率； 其他各符號同以前的式子。 Kz 按表查得 1.75，D0 根據(jù)D0=D+d計算得 D0 =208mm， 把各數(shù)值代入到式子中得： 由此可知制動器制動轉(zhuǎn)矩應(yīng)大于 1430.45 (Nm)。6.2.2. 制動盤的設(shè)計選用1選標準制動盤 根據(jù)主機的具體要求和盤式制動器的類型，查表選擇標準直徑和結(jié)構(gòu)形式的制動盤。按工作情況選擇有通風道的制動盤，選取型號為： BSP220108050BSPB 型直線通風

40、道制動盤 220外徑（mm） 30厚度（mm） 80軸孔直徑（mm） 50輪轂長度（mm）6.2.3. 制動盤有效摩擦直徑計算根據(jù)配套主機的負載所需制動轉(zhuǎn)矩Tz ， 校核制動盤的有效摩擦直徑： 式中 D 制動盤有效摩擦直徑（mm）； Z 制動塊的數(shù)目， 一對時取 2； A一個制動襯塊（片） 的設(shè)計面積（mm）； p制動襯塊（片） 的許用比壓力； d動摩擦系數(shù)， 根據(jù)摩擦材料選擇； K制動安全系數(shù)。 根據(jù)工作狀況選用摩擦材料為油浸石棉帶， 脂潤滑， 潤滑效果好， 按表選取d =0.1， p=0.6， K 取 1.5， 由于制動塊的數(shù)目有 6 對， 所以 Z 取 12， 制動片的設(shè)計面積按下式計算

41、： 式中 d2 摩擦盤外徑（mm）； d3 摩擦盤內(nèi)徑（mm）。 按選用的標準制動盤尺寸把數(shù)值代入式子得 A =0.0132 。 把所有數(shù)值代入式子， 得： 6.2.4. 制動器散熱的驗算當制動器摩擦面溫度過高時，摩擦系數(shù)降低，擦襯墊加速磨損，不能保持制動時所需要的穩(wěn)定的制動力矩。制動器的發(fā)熱驗算在于檢驗制動器在最高許用溫度下散發(fā)的熱量是否大于制動器產(chǎn)生的熱量， 即 QsQzh 式中Qs 制動器每小時散發(fā)的熱量（J）； Qzh 制動器每小時產(chǎn)生的熱量（J）。 1、 制動器每小時的散熱量 式中C1 制動輪（盤） 制動表面的輻射系數(shù)， 可取光亮的鋼表面輻射系數(shù)，； C2 制動輪（盤） 制動表面以外

42、的表面輻射系數(shù)， 可取粗糙氧化的鋼表 面輻射系數(shù)，； 制動輪（盤） 制動表面積減去制動襯片的面積； 制動輪制動表面積以外的表面積； 制動襯片的許用溫度（ ）； 周圍環(huán)境溫度， 一般取30 35， 高溫車間取60 ；自然對流散熱系數(shù)，； 扣除制動襯片遮蓋后的制動輪（盤）外露面積； JC機構(gòu)的接電持續(xù)率； 制動輪（盤）各部分表面積的強迫散熱系數(shù)，與各部分表面積的圓周速度有關(guān)，； 相對應(yīng)的制動輪（盤）表面積； 各部分散熱面積的圓周速度（m/s）。 2制動器每小時的發(fā)熱量 起升機構(gòu)停止式制動器每小時制動的發(fā)熱量上升制動時，由于物品和吊具的重量起制動作用，制動器的發(fā)熱量很小，一般忽略不計。 下降制動時，

43、機構(gòu)的全部動能（包括旋轉(zhuǎn)運動和直線運動的質(zhì)量）和物品吊具減小的勢能轉(zhuǎn)換為制動器的發(fā)熱：式中 J 換算到制動輪軸的機構(gòu)轉(zhuǎn)動慣量（包括所有回轉(zhuǎn)和直線運動部分） 制動輪軸在制動開始時的角速度 (rad / s) ；P 平均起升重量（N） ； S 下降制動距離（m） ； 機構(gòu)傳動效率；Z0 機構(gòu)每小時下降制動次數(shù)；W 熱功當量。 把已知各量和從表中查得的各量代入式中，最后得：Qs =170.435 (kJ / h) Qzh =156.768 (kJ / h) Qs Qzh驗證發(fā)熱量合格。 圖 6-1 盤式制動器制動盤受力圖6.2.5. 全盤式制動器設(shè)計計算根據(jù)公式： 軸向推力 Fa 摩擦盤有效面直徑

44、Re 當 Ry 1.8Rn 時，可取 式中 Tj 計算制動轉(zhuǎn)矩Nm ； Ry，Rn 摩擦面的外、內(nèi)半徑cm 全盤式取Ry=（1.22.5）Rn； Fa 軸向推力 N ； n 摩擦副數(shù)目； 摩擦系數(shù)。 根 據(jù) 前 面 的 計 算 Ry =84mm ， Rn =56mm ， Ry1.8Rn ， 所 以 取把數(shù)值代入前式得：根據(jù)所計算的軸向推力 Fa 來取制動所用的電磁鐵和彈簧。7. 離合器的設(shè)計與選用7.1. 離合器的功用、特點與分類1對離合器的基本要求 離、合迅速，平穩(wěn)無沖擊，分離徹底，動作準確可靠。 結(jié)構(gòu)簡單，重量輕，慣性小，外形尺寸小，工作安全，效率高。 接合元件耐磨性高，使用壽命長，散熱條

45、件好。 操縱方便省力，制造容易，調(diào)整維修方便。 2影響離合器選擇的因素 a原動機的啟動性能 b離合器的受載特性 c 接合元件的性質(zhì) d操縱方式 e 環(huán)境條件 3離合器的選擇和工作性能參數(shù) a離合器的型式 b離合器的工作容量 c 摩擦功和溫升 d接合元件的使用壽命 e 離合器的轉(zhuǎn)速和影響性 按要求，本設(shè)計采用機械操縱式多片圓盤摩擦離合器，屬摩擦式離合器。7.2. 圓盤離合器主要性能參數(shù)的計算7.2.1. 離合器的計算轉(zhuǎn)矩對于摩擦式離合器式中Tc 離合器 T 離合器的理論轉(zhuǎn)矩， 對于摩擦式離合器可取運轉(zhuǎn)中最大工作轉(zhuǎn)矩或接 合過程中工作轉(zhuǎn)矩與慣性轉(zhuǎn)矩之和 ( Nm) ； K 工作情況系數(shù)，其值與原動

46、機和工作機的類型、 離合器的結(jié)構(gòu)形式等有關(guān)。通常對干式摩擦式離合器，可取較大的值，對濕式摩擦式離合器，可取較小的值； Km 離合器接合頻率系數(shù)； Kv 滑動速度系數(shù)。 根據(jù)以前求得 T =1004.85（Nm） 表取 K = 1.25 ， Km =1， Kv =1.35，把數(shù)值代入式中得：Tc=930.412 （Nm）7.2.2. 圓盤摩擦片的主要尺寸關(guān)系圖 7-1 圓盤摩擦片尺寸圖摩擦片內(nèi)徑 D1 套裝式 干式 D1 = (1.5 2)d 濕式 D1 = (2 3)d 式中d 為軸的直徑（mm） 。 由已知得 d =60mm，代入式中得 D1 = 2 55 =110mm 摩擦面外徑 D2 D

47、2 = (1.25 2) D1把數(shù)據(jù)代入式中得 D2 = 2 110 =220mm 摩擦片數(shù)目 z 式中 Kz 摩擦面對數(shù)修正系數(shù)， 對于每小時接合次數(shù)小于50次的干式和濕式離合器取 Kz =1 ，對于每小時接合次數(shù)超過50次的濕式離合器，按表查。摩擦系數(shù)；p 摩擦面的壓力 ；Kz 按表取 0.91，按表查得 =0.2， p = 0.35 ，把以前計算的各值代入式中得：z =5.45 取 z=6。7.2.3. 摩擦式離合器的摩擦轉(zhuǎn)矩離合器摩擦面上對（圖 7-2）所示的摩擦盤的摩擦轉(zhuǎn)矩為式中 A摩擦器的總摩擦面積 ； z 摩擦面數(shù)； R1 、R2 摩擦盤工作面的內(nèi)、外半徑 mm； Rv 當量摩擦

48、半徑 mm 圖 7-2摩擦盤尺寸關(guān)系根據(jù)前面計算R1=92mm，R2=136mm，z=15數(shù)值代入式中得：A = 170973 Rv = 82.5mm按表查得 =0.2， p = 0.35 N / ，把取的數(shù)據(jù)和計算的數(shù)據(jù)代入式中得：T=987.36 Nm離合器的計算轉(zhuǎn)矩通過計算得Tc=930.214 Nm ，由上式計算的摩擦轉(zhuǎn)矩T=987.36 Nm ，TTc ，因此選用數(shù)據(jù)合格7.2.4. 圓盤摩擦離合器壓力的計算a 摩擦面的壓緊力 Q 式中 m摩擦面對數(shù)， m = z - 1 （ z 為摩擦片數(shù)） 。 其他符號見以前式子。 按前面計算得 Tc = 930.412 Nm ， Rv =82.

49、5mm， =0.2，m=6-1=5，把數(shù)據(jù)代入到 式子中得： Q = 11277.7N b摩擦工作面p式中 b 摩擦面的寬度 mm， b = R2 - R1 。b 經(jīng)計算得 b = 110 - 60 = 50mm ，把各項數(shù)值代入式中得：P=0.32根據(jù) p = 0.35 ，因為 p p ，所以校驗合格。8. 軸的設(shè)計軸的設(shè)計與他零件的設(shè)計相似，包括材料的選擇，工作能力的計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計幾個方面的內(nèi)容。8.1. 軸的材料由于碳鋼比合金鋼價格低廉，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故廣泛采用碳鋼制造的軸，因此軸的材料選用45號鋼并進行正火處理。8

50、.2. 軸的工作能力的計算軸的工作能力的計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度，這時需要對軸的強度進行計算，以防止其斷裂或塑性變形。而對剛度要求高的軸（如車床主軸）和受力大的細長軸，還要進行剛度計算，以防止工作時產(chǎn)生過大的彈性變形，對高速運轉(zhuǎn)的軸 ，還需進行振動穩(wěn)定性計算，以防止發(fā)生共振而損壞。1、求出軸上的轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T 由于軸通過聯(lián)軸器和馬達直接相連，故T = Tm ， n = nm式中 Tm 馬達的額定轉(zhuǎn)矩（ N m ） ； nm 馬達的額定轉(zhuǎn)速（ r / min ） 把數(shù)值代入式中得：T = Tm = 1440N m n =

51、nm = 175r / min2、 求作用在軸上的各作用力 由于軸帶動聯(lián)軸器、卷筒轂、和離合器轉(zhuǎn)動方案見（圖 5-1），因此，軸只受扭矩作用，由于軸除受自身重力和軸上各部件的壓力外不再受徑向力作用，因此軸所受的徑向力可忽略不記.分析如圖（8-2）圖 8-1 本設(shè)計軸的裝配方案圖 8-2 軸的載荷分析圖3、初步確定軸的最小直徑根據(jù)式子式中 T扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 （ MPa ） ； T 軸所受的扭矩（ N mm ） ； WT 軸的抗扭截面系數(shù)（ ） ； n 軸的轉(zhuǎn)速（r/min） P 軸傳遞的功率（ kW ） ； d 計算截面處軸的直徑（mm） ； 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（ MPa ） 。 由上式得軸的直徑根據(jù)軸的選用材料查表得 = 40MPa ，把數(shù)據(jù)代入式中得當軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑d10mm的軸如有多個鍵槽時，應(yīng)增大10% 15% ，故d = d (1 + 12.5%) =59.03mm。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝離合器處軸的