毕业设计（论文）-矿用提升机的设计（全套图纸） .doc

邵阳学院毕业设计（论文）前 言随着生产的不断发展，在现代的工矿企业、车站港口、建筑工地、林区农场、食品加工和国民经济各部门，越来越广泛地使用各种起重运输机械，进行装卸、运转、输送、分配等生产行业。例如一个年产上千万吨钢的钢铁联合企业，仅运进物了就有两千万吨；再加上生产作业过程中的运转设备，没有现代化、高效率的起重运输机械是无法进行生产的。在起重运输机械中有些是不可缺少的运转设备，但更多的起重运输机械，其作用早已超出单纯的辅助设备范围，它们被直接应用于生产工艺过程中，成为生产作业线上主体设备的组成部分。钢铁联合企业如此，其他国民经济部门也是如此。为促进社会主义建设事业的发展，提高劳动生产率，充分发挥起重运输机械的作用是具有重要意义的。为了对起重设备进行更深入的学习，在这次毕业设计中，我准备了矿用提升机构设计。设计的主要内容有：矿用提升机的主要零部件（钢丝绳、吊钩、制动装置、卷筒、齿轮、行星架、轴和电动机等）的构造，工作原理及主要机构的组成和设计计算。由于本人水平、能力有限，文中难免会出现错误和遗漏，恳请各位老师批评指正。全套cad图纸，加1538937061 提升机驱动系统的设计1.1 设计方案的确定1.1.1、设计参数： 调度重量7.5吨； 容绳量300m。 此矿用提升机构一般的起重机构，选取滚筒速度为40m/min1.1.2、设计方案的确定方案一：采用蜗杆减速器开式齿轮传动。蜗杆减速器均装在滚筒外，电机和滚筒轴线不同轴。这种方案的特点是构造简单，但结构不紧凑，占地面积大。（见图1.1） 图1.1 方案一图方案二：采用行星轮、内、外齿轮传递运动和动力。行星轮、内、外齿轮装在滚筒及行星架内。这种方案的优点是具有重量轻、体积小、传动比大和效率高，因此广泛应用于矿山冶金等工业部门。（见图1.2） 图1.2 方案二图综上比较两种方案一、所以择优选方案二。方案二在各个方面都优于方案一。1.2 电机的选择电动机已经标准化、系列化。电动机有交流电机和直流电机之分。一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型的绕型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。目前应用最广的是y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。在经常需要起动、制动和正、反转的场合（如起重机），则要求电动机转动惯量小、过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机yz型（笼型）或yzr型（绕线型）。提升机为一般起重设备，电动机的工作载塔为中级，启动反转频繁，工作环境较差。故采用y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。1.2.1、电动机的容量已知条件：卷筒刊径d=300mm，卷筒运转速度v=40,/min，高度重量f=7.5t。电动机输出功率p0=pw/=fv/1000w =7.51030.67/（10000.960.9730.992）=5.79kw额定功率p.=（11.3）p0=(11.3) 5.79=5.797.53kw查资料取p.为7.5kw。1.2.2、卷筒的转速 nw=60v/（d）=600.67/（300）=42.68t/min查机械课程设计手册可得电动机的型号为y160m-6。 nm=970r/min。1.2.3、计算总传动比，分配各级传动比（1）总传动比 i=nm/nw=970/42.68=22.73（2）分配各级传动比 取ib=5.54, ig=i/ib/22.73/5.54=4.1（3）计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速 ni=970r/min niii=ni/ib=970/5.54=175.09 niii=nii/ig=175.09/4.1=42.68各轴的功率pi=pm=7.5kw piii=7.50.990.97=7.2kwpiii=7.20.990.97=6.92kw各轴的转矩ti=9550 7.5/970=73.84n.m tiii=95507.2175.09=392.7 n.mtiii=95506.9242.69=1549.5 n.m最后，将所度算的结果填入下表1.1： 参 数轴 名电动机iii轴滚筒轴(iii)转速n（r/min）970970175.0942.68功率p/kw7.57.57.26.92转矩（n.m）73.8473.84392.71549.5传动比i5.544.11效率0.970.990.99表1.1轴的工况表2 提升机传动系统的设计2.1 电动机轴齿轮的设计2.1.1、齿轮传动是应用最广泛的一种机械传动，它是依靠齿轮齿廓直接接触来传递运动和动力的，具有传动比恒定，效率高，使用帮助长，适用范围广及承载有力高等优点。在生产实践中，对齿轮传动的要求是多方面的，但归纳起来不外乎下列两项基本要求：（1）传动要准确平稳 即要求齿轮传动在工作过程中，瞬时传动比要恒定，且冲击、振动小。（2）承载能力高 即要求齿轮传动能传递较大的动力，且体积小，重量轻，寿命长。2.1.2、选定齿轮的传动类型、精度等级、材料、热处理方式，确定许用应力。为提高齿轮的承载能力和传动平稳性，采用高变位齿轮传动。考虑上减速器的功率较大，故齿轮选用硬齿面，齿轮的材料为20cr钢渗碳淬火，硬度为5662hrc（查表）齿轮按7级精度制造（查表）。ohiim=1500mp（查图）， ofiim=460mp(查图)sf=1（查表），sh=1， yx=1.0（查图），故 oh=o hiim/sh=1500/1=1500 mp。of=o fiimyx/sf=4601=460 mp。2.1.3、按轮齿弯曲疲劳强度设计 计算齿轮的模数由公式 m2kt1yfsy /dz12o f1/3 mp。 确定公式内各计算数值（1）初步选定齿轮参数 设齿数比为u=4, z1=24，故z2=uz1=424=96 d=0.7（查表）（2）计算小齿轮的名义转矩 t1=9550p/n1=95507.5/970=73.84n.m=0.7384n.mm（3）计算2载荷系数k ka=1（查表） v=3m/s， v z1/100=324/100=0.72 kv=1.15（查图） a=1.88-3.2（1/z1+1/z2）cos=1.88-3.2（1/24+/96）1=0.2448ka=1.1（查图） k=1.19 （查图）k=kakvkak=11.151.111.19=1.5（4）查取复合齿形系数yfs并比较yfs/ of yfs1=4.25， yfs2=3.98 （查图） yfs1/ o f1=4.25/460=0.0092 yfs2/ o f2=3.98/460=0.0057（5）计算重合度系数 y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.71=0.6886（6）设计计算 m2kt1yfsy2/dz12of1/3 =21.50.73841050.00920.6886/0.92421/3=1.52 将模数圆整为标准值，取m=22.1.4、几何尺寸的计算 d1=mz1=242=48mm d2=mz2=296=192mm a=m/2（z1+z2）=2/2（24+96）=120mm b=dd10.948=43.2mm，取b2=45mm b1=b2+（510）=5055mm，取b1=55mm2.1.5、校核齿面接触疲劳强度 o h=zezhz2kt1（u+1）ubd121/2 式中 ze=189.8mpa zh=2.5 z=（4- a）/31/20-（4-1.71/3）1/2=0.87 oh=zezhz2kt1（u+1）/ubd121/2 =189.82.50.8721.50.7384105105(4+1)/4548241/2=674.64mpao h=1500mpa 接触疲劳强度足够。2.1.6、齿轮的实际圆周速度 v= d1n1/（601000）=48970/（601000）2.44m/syfs2/f2=3.95/220=0.018y =0.25+0.75/a=0.25+0.75+1.71=0.69所以 f=2kt1yfsy/bd1m=21.5840.0721054.250.69/(56482)=85.25mpa f1im=220mpa合适（7）验算齿轮的实际速度v=d1n1/（601000）=48421/（601000）=1.06/s3 m/s合适。（8）图见零件图。2.3 行星齿轮的设计2.3.1、选定齿轮的传动类型、精度等级、材料、热处理方式、确定许用应力。由所设计的传动方案选直齿圆柱齿轮传动，因它所传递的功率罗大，所以齿轮选用硬齿面，材料为20cr，渗碳淬火，硬度为5662hrs，齿轮的制造精度为8级。查表取h1im=1500np，f1im=460mp2.3.2、按齿面接触疲劳计算 由公式d12kt1（u+1）/(ze+zh+z/h)21/3（2）确定公式内各参数的值 因滚动轴承对称分布，做 d=0.5 因此齿轮为减速传动，故 u=2.35（2）计算齿轮的名义转矩t3=9550p3/n3=95506.92/42.7=15.18knm（3）初步选定齿轮参数z1=17 z2=ui=2.3517=40（4）计算载荷系数k及其它参数 ka=1， kv=1.2， ka=1.2, k=1.1k=kakvk a k=11.21.21.1=1.584ze=189.8， zh=2.5， z=（4-1.71）/31/2=0.903v=3m/s，v z1/100=417/100=0.68m/s所以 d12kt1（u+1）/du （ze+zh+z /h21/3=（21.58415.481000002.35/0.51.35(189.82.50.903/1500)1/3=111.68mm取 d1=112mm m=d1/z1=112/17=6.59 取m=7（5）确定齿轮的几何尺寸 d1=mz1=717=119mm d2=m22=740=280mm a=m（z1+z2）/2=7（17+40）/2=199.5mmb2=b=0.5119=59.5mmb1=59.5+（510）=64.569.5 b1=68a=200， ha*=1， c*=0.25da1=133mm， df1=101.5mm da2=294mm， df2=262.5mm（6）校核齿轮弯曲疲劳强度 of=2kt1yfsy /bd1m yfs1=4.25，yfs2=3.95， y=0.25+0.75/1.792=0.668f=2kt1yfsy/bd1m=21.58415.481000004.250.69/59.51197=290.16mpf=450mp（7）验算齿轮的实际速度v=d1nl/601000=11942.7/601000=0.27m/sv=4m/s合适。（8）其图见零件图。2.4 轴的设计及轴承的选择2.4.1、轴的结构设计原则轴的结构主要取决于：轴上载荷的性质、大小、方向及分布情况：轴上零件的类型、数量、尺寸、安装位置、定位及固定方式：轴的加工及装配工艺等。由于影响思想因素很多，具体情况各异，所以轴没有标准的结构形式。轴的结构设计就是在满足工作能力要求的前提下，针对不同情况，综合考虑上述各种因素，合理确定轴的结构形状和全部尺寸。其应遵循的一般原则是：（1）轴的受力合理，有利于提高轴的强度和刚度；（2）轴上零件相对于轴、轴、相对于机架，应定位准确，固定可靠；（3）轴便于制造，轴上零件便于装拆和调整；（4）尽量减小应力集中，并节省材料、减轻重量。2.4.2、轴承的选择 轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴类型的主要依据，一般原则是： （1）轴承受轻、中及较平衡的载荷时，宜选用球轴承；载荷大、有冲击时，则宜选用滚子轴承；（2）轴承受纯径向载荷时，可选用径向接触轴承，如深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承等；受纯轴向载荷时，一般选用轴向接触轴承，如推力球轴承、推力圆柱滚子轴承，但在高速时，可考虑用深沟球轴承或角接触球轴承来代替；（3）轴承同时受径向载荷和轴向载荷时，若轴向载荷相对较小，可选用深沟球轴承或小接触角的向心角接触轴承；若轴向载荷相对较大，则选用较大接触角的向心角接触轴承，或选用径向接触轴承和轴向接触轴承的组合，分别承担径向载荷和轴向载荷。2.4.3、轴材料的选择 由电动机功率选45钢，正火处理。查表b=600mp，b-1=55m 按扭转强度初估轴的最小直径，由表查得a=1102.4.4、轴ii的设计、计算及轴承的确定（1）da（p/n）1/3=110（7.275/302.75）1/3=31.72mm, d=35mm（2）确定齿轮和轴承的润滑，由于 v1=mzn/6010002170.74100000/601000=0.13m/s3m/s 所以齿轮采用油浴管润滑，轴承采用脂润滑。（3）轴ii各段轴向尺寸的确定 小齿轮的宽度b=48mm 又因为此轴向尺寸与轴齿轮相配合，它的轴向尺寸一般略小于传动零件的轮毂宽度。取b=46mm小内齿轮端面至卷赂内壁距离=1015mm，取=10mm又小内齿轮与轴承相配合，它的尺寸为50mm，查表选深沟球轴承，代号码为6410。所为轴承宽度b=31mm，取挡油板厚为1mm， 所以b=31+1=32mm。所以轴的总长度为l=46+32+32+10=110mm（4）轴ii的强度校核计算齿轮受力 分度圆直径 d=196mm， 转矩 t=421.35n.m 齿轮切向力ft=2t/d=24.21100000/196=4296n 齿轮径向力fr=fttan a/cos=4296tan200/=1664n 齿轮轴向力fx=fttan=on绘制轴的受力简图（见图2.1 ）计算支承反力（见图2.1） 水平平面fh1=（fxd/2+65fr）/110=651664/110=983n fh2=fr-fh1=1664-983=681n 垂直平面fv1=fv2=ft/2=4296/2=2146n绘制弯矩图（见图2.1）水平平面弯矩图，b戴面mhb=65fh1=65983=63895n.mmmhb=mhb-fxd/2=63895-0=63895n垂直平面弯矩图mvb=65fv1=652146=13949on.mm合成弯矩图mb=（m2hb+m2vb）=（638952+1394902）=2354000n.mm= mb绘制转矩图t=421.35n.m绘制当量弯矩图因轴为双向运转，所以a=0.5at=0.54.211000000=210.5n.mb截面meb= m2b+(at)2 =23540002+2105002=236339n.mmmeb=meb=236339n.mm 核校截面b因截面a只受扭矩作用，虽然健槽、轴肩及过渡配合引起应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于量小直径是按扭转强度较为宽裕的确定，所以截面a无需校核，只校核截面b。db=(meb/0.1-1) =(236339/0.155)=32.69mm考虑键槽，db=1.0532.69=34.32mm，所以实际直径为db=35mm，合适。图2.1轴的截荷分析图2.4.5、轴的设计、计算及轴承的确定(1)da(p/n) =110(6.92/42.7) =59.97mm，取d=60mm(2)轴各段轴向尺寸的确定小齿轮的宽度b=48mm又因为此轴向尺寸与轴齿轮相配合，它的轴向尺寸一般略小于传动零件的轮毂宽度。取b=47mm小内齿轮端面至卷筒内壁距离=1015mm，取=1015mm又小内齿轮与轴承相配合，它的尺寸为55mm，查表选取深沟球轴承，代号为6411。所以轴承宽度b =33mm，取挡油板厚为1mm，所以b=33+1=34mm。所以轴承的总长度为l=47+34+34+15=130mm。同理按轴的方法校核轴的强度合适。(3)其图见零件图。3 行星架的选择1、最基本的行星轮系包括三个基本构件，即两个中心轮和一系杆。选择轮系的类型时，主要从传动比、效率、机构复杂程度及外廊尺寸等几个方面综合考虑。负号机构的效率都较高，故用于动力传动中；但负号机构的传动比较小，在动力传动中若需具有较大的传动化，可将几个负号机构串联起来，或采用负号机构与定轴轮系组成的复合轮系。正号机构的特点是传动比大，但效率低，故一般用于非动力传动或短期动力传动中。例如磨床的进给机构、轧钢机的指示器等其他仪表传动中。因行星轮的分度圆直径为161，且其中需按转安装轴承，所以采用双壁整体式结构。这种行星架的主要特点是受载后的变型小，即刚性好。这一特点有利于行星轮上的载荷沿齿宽方向的均匀分布，减少震动的噪声。为了保证刚度，通常取s=(0.160.28)a=(0.160.28)140=22.439.2mm2、各行星轮轴孔的相邻孔距差的公差f1f1是对行星轮间载荷分配均匀影响较大的因素，可按下式计算f14.5(a)/1000um=4.5(140) /1000um对行星架的技术要求有：(1)铸件无夹渣、气孔、缺肉等缺陷。(2)铸造圆角r3-r10由各处工艺结构自定。(3)正火处理。3、其图见零件图。4 提升机执行机构的设计4.1 钢丝绳的设计钢丝绳是起重机械的重要零件之一，它具有强度高、自重轻、运行平稳适于高速、弹性较好、极少突然断折等优点，广泛运用于机械、采矿等各方面。4.1.1、钢丝绳之所以易于弯曲，主要是由于采用了直径较小的细钢丝， m=eia/r上公式是将直径d的钢丝弯曲为半径为r的圆环时所需的弯矩可以看出钢丝绳直径d愈小，弯曲所需力矩m愈小，更易于弯成较小的曲率半径r。4.1.2、钢丝绳的受力分析(1)拉应力 11.2s/i(/4)d2=1.2s/(/4)d12式中：s钢丝绳的拉伸载荷；d钢丝绳的直径；i钢丝绳的钢丝总数；d1钢丝绳的直径；充满率，=i(/4)d2/(/4)d120.43(8股点接触绳) 0.47(6股点接触绳)0.47(8股点接触绳) 0.51(6股点接触绳)(2)绕上卷筒的弯曲应力当钢丝绳绕上卷筒时，钢丝受到弯曲，由于它是螺旋形，弯曲应力比直钢丝绕上圆筒时小，约为其值的40%，故w0.4ed1/d式中e=2.1105n/mm2d卷筒直径。(3)钢丝绳在挤压载荷p的作用下产生的挤压应力为=0.388(pe22)1/3式中：接触折合率；e折合弹性模数。e=2e1e2/ e1+e2 (e1=2.1105n/mm2,e2=1105n/mm2)起重机钢丝绳根据不同工作条件应有一定的安全系数。即fmaxsfp (1)fp=fo (2) 所以 fofmaxs/fmax钢丝绳最大静拉力；fo钢丝绳破断拉力综合；钢丝绳破断拉力换算系数；s钢丝绳的安全系数；由以上公式及有关数据，查起重机械可得下述型号的钢丝绳钢丝绳的直径d=14.0mm钢丝直径d=0.9mm钢丝总断面积s=40.29mm2钢丝绳参考质量m=68.50kg/100m4.2 卷筒的设计卷筒在起升机构或牵引机械中用来卷绕钢丝绳，将旋转运动转化为直线运动。它也是起重机械的重要零件之一。4.2.1、卷筒的主要尺寸卷筒的主要尺寸为：直径d、长度l、厚度b。(1)卷筒的直径d卷筒的名义直径是绳槽底的直径。卷筒直径不能低于规定的下限，即：d(e-1)de的数值查表得 e=18所以 d(18-1)14=238mm，取d=300mm(2)卷筒的长度卷筒为多层卷绕，设各层的卷绕直径分别为d1 d2 d3dn，共绕n层，每层有z圈，则总的绕绳量为mh=z(d1+d2+d3+dn)d1=d+dd2=d+3dd3=d+5ddn=d+(2n-1)d代入上式得：mh=znd+d1+3+5+(2n-1) =zn(d+nd)所以 z=mh/n(d+nd)(3)卷筒的厚度卷筒的壁厚可由经验公式确定对于铸铁卷筒 b=0.02d+(610)(mm)即：b=0.02300+(610)=1216(mm)对于钢卷筒 bd在此选铸铁卷筒，由强度核及铸造工艺要求，铸铁卷筒壁厚不宜小于12mm。取卷筒壁厚b=14mm。(4)钢丝绳为尾在卷筒上的固定由于钢丝绳为多层卷绕且使卷筒紧凑，采用下图所示方法将绳尾引到卷筒一侧，再用压板固定。(见图4.1)图4.1绳尾固定示意图压板的计算绳尾的压力s s=kdsmax/eau（0.12）当n=1.5时，eau=e3=3.1当n=2时，eau=e4=3.1当n=1.5时，eau=e6=3.1kd动系数 k=a+bv （a=1.11.4,a=1.2 b=0.1330.533b=0.4,v=0.8）所以k=1.52又因为smax=6yt/a=82691 n所以s=1.521054.714/4.5 =27.93kn每个压板的夹持力如下图(见图4.2) 图4.2绳尾压板示意图 s=2p (p为每个螺钉的拉力)压板数ny=ks/s1 (k安全系数，k1.52)为了安全，压板数不少于2，取ny=4。4.3 吊钩的设计4.3.1、吊钩的材料吊钩的材料的取法可以避免重大的人身及设备事故，其材料要求没有突然断裂的危险。从减轻吊钩自重的角度出发，要求吊钩的材料具有高的强度，但强度的材料通常对裂纹和缺陷很敏感，材料的强度愈高，突然断裂的可能性愈大。因此，目前吊钩广泛采用低碳钢。4.3.2、吊钩的构造吊钓钩孔的尺寸根据系物绳或专用吊具的尺寸决定。标准钓钩取的钩孔尺寸是根据容纳系物绳的尺寸决定的，单钩a=(305000)m0(t)1/2=(1012)q(kn)1/2(mm)。双钩a=(2025)m0(t)1/2=(78)q(kn)1/2(mm)，大起重量取小值。钩口a1较钩孔a小，a13a/4。从吊钩的受力情况看，吊钩的断面形状为梯形最为合理。 5 制动器的设计提升机是一种间歇动作的机械，它的工作特点是经常启动和制动。因此，制动器是一个必不可少的零件，以保证吊重能停止在空中。5.1.1、制动器的选用起升机构制动器的力矩必须大于由货物产生的静力矩，使货物处于悬吊状态时具有足够的安全裕度，故应满足下式mzhkzhmj(n.m)kzh制动安全系数 查表取kzh=1.75下降静力矩为：mj=(q1+q0)doy/2mj由于带式制动器的制动带包角很大，因而制动力矩很大，对于同样制动力矩可以采用比块式制动器更小的制动轮且它的结构紧凑，因此在此选用带式制动器。5.1.2、带式制动器的计算(1)根据制动原理，带与轮所产生的磨擦力f与带两端的张力t和t之差相等，而且必须能平衡圆周力。(见图5.1) f=t-t=p=2mz/d图5.1制动原理示意图式中d制动轮直径，按需要的制动力矩由表取d=600mm， m2300kgf.m，宽试b=110mm。根据欧拉公式，带的两端张力之间的关系为t=tea式中摩擦系数，查表取a制动带绕在制动轮上的包角(rad)。通常取25002700在此取a=2600。验算直径d，d=4mzhea/p(ea-1)1/3式中许用压力比，通常为p0.30.6n/mm2 取p=0.4n/mm2 =0.20.3，d大时取小值。取=0.25所以 d599.4mm，取d=600mm，合适所以 p=2mz/d=23001000/600=1000kgf t=pea (ea-1)=349.6kgft=p/(ea-1)=793.7kgf(2)制动带的宽度制动带的宽度b一般比制动轮的宽度b（见表）小510mm，取b=100mm计算带的绕入端张力验比压力，即qmax=t/(d/2)bq(kgf/cm2)q 许用压力比，查表得q=15kgf/cm2所以qmax=11.4kgf/cm2q=15kgf/cm2合适。(3)制动带的厚度制动带的厚度可根据最大张力端连接处危险断面的拉伸强度条件来确定，即 =t/(b-zd)1(cm)式中d连接铆钉直径，通常取d=0.40.1cm，在此取d=0.8cm。 z为每排铆钉数值：取z=6 1带的拉伸许用应力，钢带的材料常用a3、a5和45钢， 1=8001000kgf/cm2；取1=900落千丈kgf/cm2根据制动的厚度与宽度的关系查表得： =6mm（4）制动带比压力带式制动器的比压力分布是不均匀的，如下图，在最大张力smzx处比压力p也最大。（见图5.2） 图5.2制动带比压力分布图 p=pmax=2smax/db=282691/（6001000）=2.76kn式中d制动轮直径，b制动带宽度。（5）验算制动力矩 mzh=（smax-smin）d/2根据柔性带的摩擦公式，当制动轮转动时 smax=smin eha式中a包角，单位为孤度； 摩擦系数 smin=smax/ea =36588.9n mzh=smaxd(1-1/ea)2由于smax=dbp2所以mzh=d2bp(1-1/ea)/4=d3p（1-1/ea）/4 =0.2560030.4(1-1/e0.182600/36002) =302.4 kgf.mmzh=300 kgf.m合适（6）上闸力上闸力的p大小为 p=smina/1=2mzh a/d1（ea-1） 23000000（2600/36002）/6000.95 (e0.182600/36002-1450=42n 杠杆效率 =0.95（7）松闸间隙和松闸行程带式制动器的最小松闸间隙可取为min=0.03d0.03600=18mm磨损后的最大松闸间隙可取为 max=1.5min=1.518=27mm上闸力p的着力点的最大行程为（见图5.3） 图5.3制动器最大行程示意图h=maxa1/b 1=（d/2+）a-da/2=a =（1827）（2600/36002）=40.6860.12mm取1=60mm 所以b=104mmh=maxa1/b=27（26000）/36002）450/104=264m为了保证各处松闸间隙均匀，在圆周上分布若干限制退程的调整顶螺顶钉（见图5.4） 图5.4制动器调整顶螺钉示意图（8）起动和制动时间的验算起动时间 机构起动时电动机必须发出较大的力矩，即起动力矩，便原来静止的质量开始运动。这时起动力矩除了克服静阻力矩外，还有一部分使运动质量加速。这部分力矩越大，加速的时间就越短。电动机轴上的力矩平衡方程为 mq=mj+mg 式中 mj静力矩，即稳定运动时的阻力矩； mg在加速过程中运动质量引起的贯性力矩。 由mgg=j/tq=jnd/30tq=jnd/9.55tq 起动时间为 tq=jnd/9.55（mq-mj） （s） 式中 mq起动力左（n/m）查表取mq=（0.80.9）mmax。 对于一般起升速度不太大的起重机，tq=0.52s，对于起升速度大于0.5m/s的装卸起重机，tq=34s小起重量的起重机起动时间应短些；起重最大的可梢长。因提升机为一般起升速度不太大的起重机，取tq=2s。制动时间制动时，制动器的制动力矩促使运动质量减速，下降制动时制动时间长，其公式为tzh=jnd/9.55（mzn-mj） （s） (j)=1。15ja+（q+q0）d02/4gm2i2满载下降时电动机的转速，通常nd2n0-nd制动时间大约等于起动时间。所以tzh=tq=2s。（9）为了防止制动带从制动轮上滑脱，可将制动轮做成具有轮缘的结构。为增大制动带与轮接触表面的摩擦系数，在钢带的表面用埋头铆钉或螺钉固定一层石棉带或木块作为复面，带的两端用特制的连接件连接，其中一端作刚性固接，另一端用可调的螺纹连接，以便可按带与轮的松开间隙调节带的长短。6 润滑与密封因滚动轴承速度较底，所以采用脂润滑。脂润滑的结构简单，易于密封，一般每隔半年左右补充或更换一次润滑脂。润滑脂的装填量不应超过轴承空间的1/31/2。可通过轴承座上的注油孔及通道注入，为防止箱内的油侵入轴承与脂混合，并防止脂流失，应在箱体内侧装挡油环。减速器的密封部位有许多，一般有轴处、轴承室内侧、