JTP-12×12礦用提升絞車設(shè)計(jì)計(jì)算書

JTPJTP—1.2×1.2礦用提升絞車設(shè)計(jì)計(jì)算書耒陽市湘發(fā)環(huán)保機(jī)械制造有限公司批準(zhǔn)：審核：設(shè)計(jì)：JTP-1.2×1.2礦用提升絞車設(shè)計(jì)計(jì)算書設(shè)計(jì)參數(shù)鋼絲繩最大靜張力30KN提升速度1.4～2m/s卷筒直徑1200mm卷筒寬度1000mm；1200mm鋼絲繩直徑dk=20mm最大提升高度或斜長(zhǎng)Lk=549m二、減速器及電機(jī)選型根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，選用ZQ-850減速器，傳動(dòng)比為31.5，對(duì)應(yīng)高速軸許用功率范圍162～88KW，減速器效率η減=0.96。其他傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率為：齒輪聯(lián)軸器效率η齒=0.99、柱銷聯(lián)軸器效率η柱=0.995、主軸軸承效率η滾=0.98，故提升絞車總效率為η=η減·η齒·η柱·η滾=0.96×0.99×0.995×0.98=0.9269取η=0.92配套電機(jī)轉(zhuǎn)速：6極電機(jī)時(shí)S=980r/min；8極電機(jī)時(shí)S=730r/min，電機(jī)效率η電=0.935。低速度S低=m/s負(fù)載產(chǎn)生的扭矩N·m電機(jī)功率kw選用55kw-8極電機(jī)電機(jī)通過減速器輸出的轉(zhuǎn)矩N·mN·m＞N·m高速度m/s負(fù)載產(chǎn)生的扭矩N·m電機(jī)功率kw選用75kw-6極電機(jī)電機(jī)通過減速器輸出的轉(zhuǎn)矩N·mN·m＞N·m默認(rèn)（標(biāo)準(zhǔn)）配置：減速器傳動(dòng)比31.5，電機(jī)功率75kw，提升速度1.95m/s制動(dòng)力矩計(jì)算eq\o\ac(○,1)已知條件卷筒直徑D=1.2m鋼絲繩最大靜張力W=30KN制動(dòng)平均摩擦半徑R=685mm安全系數(shù)S=3盤式閘數(shù)（摩擦面）n=4摩擦系數(shù)μ=0.35液壓系統(tǒng)工作壓力取P液=5Mpa盤式閘油缸直徑D缸=150mm（R缸=75mm）盤式閘活塞桿直徑D桿=65mm（R桿=32.5mm）制動(dòng)器直接對(duì)主軸裝置制動(dòng)eq\o\ac(○,2)三倍轉(zhuǎn)矩N·meq\o\ac(○,3)單個(gè)摩擦面所需的軸向推力Neq\o\ac(○,4)單盤式閘開啟力（油壓泄壓后碟簧對(duì)制動(dòng)盤的作用力）考慮Yx油封阻力為（兩個(gè)Yx密封圈）最大殘壓MpaN單個(gè)摩擦面所需的軸向推力F=56308.65N＜單盤式閘開啟力K=63238.3NJTP-1.2×1.2提升絞車設(shè)計(jì)計(jì)算書(主軸部件)計(jì)算的目的及說明JTP（B）-1.2×1.2礦用提升絞車是標(biāo)準(zhǔn)型JTP（B）-1.2×1.0礦用提升絞車的滾筒加寬型礦用提升絞車，是為了解決礦山絞車選型時(shí)所遇到標(biāo)準(zhǔn)型礦用提升絞車的提升能力足夠而容繩量不足的實(shí)際問題而設(shè)計(jì)的。該型絞車與標(biāo)準(zhǔn)型絞車相比，設(shè)計(jì)上是對(duì)主軸部件作了加寬和加強(qiáng)處理，但其基本結(jié)構(gòu)形式不變，絞車的其它配置，比如電機(jī)、減速器、制動(dòng)系統(tǒng)、聯(lián)軸器等不變，故本設(shè)計(jì)主要是驗(yàn)算主軸的工作強(qiáng)度和筒殼的穩(wěn)定性。計(jì)算公式及其結(jié)果主軸的工作強(qiáng)度核算主軸工作強(qiáng)度的判別主軸的工作強(qiáng)度的判別分為兩個(gè)方面，一方面是主軸在其工作時(shí)的撓度不大于L/3000；其二是主軸工作時(shí)的危險(xiǎn)斷面的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)n≥1.5，兩個(gè)方面同時(shí)滿足要求，判定為主軸合格。（參見《機(jī)械工程手冊(cè)》第11卷）主軸計(jì)算的已知條件a、絞車提升時(shí)的最大靜張力FZ=30KNb、卷筒的容繩量（三層）549m鋼絲繩的直徑φ20mm鋼絲繩的單位重量1.43kg/m鋼絲繩的總重量G繩=785kgc、主軸裝置上的安裝載荷（各部分的重量）制動(dòng)輪G制=441.7kg輪圈的重量G輪=491.4kg筒殼及支承環(huán)的重量G殼=371.9kgd、主軸的總重量G主=388.7kg主軸的總長(zhǎng)度L長(zhǎng)=2186mm（單位長(zhǎng)度重量為q=0.18kg/mm）e、主軸材料45井鍛鋼調(diào)質(zhì)（3）主軸受力的計(jì)算假定eq\o\ac(○,1)主軸按均布重量計(jì)算；eq\o\ac(○,2)出繩為水平出繩（此為主軸最不利的安裝情況）A、主軸在垂直面的受力情況kgfkgfkgfkgfB、主軸在水平方向受力由于主軸在水平方向的受力為工作載荷，即鋼絲繩的拉力，工作時(shí)載荷是不允許大于其最大靜張力的，故取F為最大靜張力。該力的工作點(diǎn)可在滾筒上仍一點(diǎn)，故取滾筒的中點(diǎn)及左、右兩端三個(gè)點(diǎn)，計(jì)算水平方向受力情況。eq\o\ac(○,1)載荷在滾筒中點(diǎn)時(shí)，主軸受力的計(jì)算kgfkgfkgfkgfeq\o\ac(○,2)載荷點(diǎn)在滾筒左端時(shí)kgfkgfkgfeq\o\ac(○,3)載荷點(diǎn)在滾筒右端時(shí)kgfkgfkgfC、主軸的撓度的計(jì)算按疊加法計(jì)算如下：1>垂直面的撓度計(jì)算cm式中E為鋼材的彈性模量45井kgf/cm2J為主軸的慣性矩cm4cmcm2>水平撓度計(jì)算（中點(diǎn)時(shí)為最大，按中點(diǎn)時(shí)計(jì)算）cmcm水平撓度為：cm3>主軸的總撓度cm主軸的許用撓度cm（mm）＜結(jié)論：故主軸撓度合格。D、主軸的危險(xiǎn)斷面的疲勞強(qiáng)度計(jì)算1>主軸的彎矩的計(jì)算 eq\o\ac(○,1)主軸在垂直面的彎矩計(jì)算：KN·cmKN·cmeq\o\ac(○,2)主軸在水平面的彎矩計(jì)算：在左邊時(shí)KN·cmKN·cm在右邊時(shí)KN·cmKN·cm相比較，載荷點(diǎn)在右邊時(shí)彎矩較大（因垂直面時(shí)的最大彎矩在右邊）危險(xiǎn)截面在右邊eq\o\ac(○,3)靜張力在右邊時(shí)，危險(xiǎn)截面上的合成彎矩為：KN·cm 此處直徑為φ170循環(huán)彎曲應(yīng)力KN/cm2式中W1為抗彎模數(shù)cm32>主軸的扭矩的計(jì)算主軸扭矩來源于工作載荷KN·cm扭矩應(yīng)力KN/cm2式中W2為抗扭模數(shù)cm33>安全系數(shù)的計(jì)算eq\o\ac(○,1)最大彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力KN/cm2KN/cm2eq\o\ac(○,2)最小彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力KN/cm2KN/cm2應(yīng)力幅KN/cm2KN/cm2平均應(yīng)力eq\o\ac(○,3)彎矩作用時(shí)的實(shí)際安全系數(shù)式中——彎曲時(shí)的應(yīng)力集中系數(shù)取——材料系數(shù)取——尺寸系數(shù)取——材料許用疲勞強(qiáng)度45井正火KN/cm2eq\o\ac(○,4)扭轉(zhuǎn)作用的實(shí)際安全系數(shù)式中——扭矩時(shí)的應(yīng)力集中系數(shù)，取——抗扭等效系數(shù)，取——尺寸系數(shù)，取——材料許用疲勞強(qiáng)度45井正火KN/cm2eq\o\ac(○,5)危險(xiǎn)斷面安全系數(shù)＞=1.5結(jié)論：工作載荷時(shí)，主軸疲勞強(qiáng)度合格結(jié)論:根據(jù)以上兩方面的驗(yàn)算,主軸的工作強(qiáng)度滿足其工作要求。筒殼穩(wěn)定性驗(yàn)算（1）已知條件最大靜張力F=3000kg鋼絲繩的直徑φ20mm筒殼厚度mm筒殼半徑R=1098/2=549mm 滾筒加一道支環(huán)，支環(huán)之間距離為600mm（2）判定方法通過公式計(jì)算筒殼的臨界穩(wěn)定長(zhǎng)度Ly大于支環(huán)的支承長(zhǎng)度，即為穩(wěn)定（參考《機(jī)械工程手冊(cè)》第11卷）。（3）計(jì)算mm式中——筒殼單位面積上的壓力kgf/cm2——筒殼穩(wěn)定性安