多绳摩擦式提升机机械

摘要矿井提升机是矿山井下生产系统和地面工业广场相联接的枢纽，是矿山运输的咽喉。因此，矿井提升机在煤炭运输行业占有极其重要的地位。其中多绳摩擦式提升机式现在使用最多的提升设备。多绳摩擦式提升机是由安装于提升机摩擦轮(主导轮)筒壳上的摩擦衬垫来驱动钢丝绳，它是提升载荷的一个非常重要的零件，其摩擦性能的好坏，直接影响着提升机的工作能力、工作效率和安全性等。因此摩擦衬垫的选择主要应该有以下特点：一是摩擦性能要好，即与钢丝绳对偶的摩擦系数要高而稳定；二是不能损伤钢丝绳，即衬垫的硬度应低于钢丝绳。围绕这两个特点，选用聚氯乙烯为摩擦衬垫。摩擦提升机是靠摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来传递动力,由此可能出现滑动事故。因此必须进行防滑验算。制动系统是提升机不可缺少的重要组成部分,是提升机最后一道也是最关键的安全保障装置,制动装置的可靠性直接关系到提升机的安全运行。本文对制动器进行设计。摩擦轮是多绳摩擦式提升机的主要承载部件，在这次设计中采用经验公式对摩擦轮壳进行验算与校核。制动器是这次设计中的一个重要工作。关键词：摩擦轮；制动器；防滑；摩擦衬

ABSTRACTMinehoistismineproductionsystemandthegroundindustrialsquareconnectedhub,isthethroatoftheminingtransport.Therefore,minehoistincoaltransportationindustryoccupiesanextremelyimportantrole.Theropefrictiontypehoisttypenowusemostliftingdevices.Moreropefrictiontypehoistisinstalledintheascensionmachinebyfrictionwheel(leadingwheel)andfrictioncylinderlinertodrivethewirerope,itistopromotetheloadofaveryimportantparts,thefrictiontheperformance,thedirectimpactonthemachineworkability,improveworkefficiencyandsafety,etc.Sothechoiceoffrictionpadmainshouldhavethefollowingcharacteristics:africtionperformanceisbetter,thatis,thefrictioncoefficientandwireropedualtohighandstable;2itisnotdamagewirerope,namelythepadshouldbebelowthehardnesssteelrope.Aroundthetwocharacteristics,useofpolyvinylchlorideforfrictionliner.Frictionhoistisbyfrictionfrictionbetweenthepadandwireropetodeliverthepower,mayappearslidingaccident.Sotopreventslipperychecked.Hoistbrakesystemisanimportantandindispensablepart,istopromotethemachineafinalalsothemostessentialsecuritydevice,brakingequipmentreliabilitydirectlyrelatedtoimprovethesafetyoperationofthemachine.Inthispaper,thedesignofthebrakes.Frictionwheelismorefrictiontypehoistropeofthemainbearingparts,inthedesignwithexperienceformulainthefrictionwheelshelllinkandchecking.Thebrakeisthedesignofanimportantjob.Keywords：Frictionwheel;Brakes;Preventslippery;Frictionlining

目录1概述 11.1提升机简介 11.2提升机的类型 11.2.1缠绕式提升机 11.2.2摩擦式提升机 11.3摩擦式提升机的发展概况 21.4多绳提升机的优点 31.5摩擦式提升机的主要结构及其作用 41.5.1主轴装置 41.5.2减速器 41.5.3深度指示器 41.5.4车槽装置 51.5.5制动装置 51.5.6导向轮装置 61.5.7防过卷装置 61.6提高防滑安全系数的措施 72总体设计 72.1设计总则 72.2主要设计参数 72.3主轴的设计 82.4对轴进行受力分析 92.5轴的疲劳强度安全系数校核 102.6轴静强度的安全系数校核 112.7光轴的一阶临界转速校核计算 132.8按弯扭合成强度校核轴的强度 153圆柱面过盈连接设计计算 163.1圆柱面过盈连接 163.2主轴与摩擦轮之间螺栓的设计 214螺栓受力分析 235提升机的制动装置的功用、类型 265.1制动器的选择与设计 275.1.1制动器的选择与设计步骤 275.1.2摩擦材料 285.1.3提升机制动装置的结构设计 295.1.4确定制动器数量 335.2碟形弹簧的计算 336液压缸主要技术性能参数的计算 376.1常用液压缸 386.1.1活塞式液压缸 386.1.2柱塞式液压缸 386.2其它形式液压缸 396.2.1伸缩液压缸 396.2.2齿条活塞液压缸 396.2.3增压缸(增压器) 396.2.4增速缸 396.3.1液压缸的特征尺寸 406.3.2液压缸工作压力的确定 416.3.3活塞杆 416.3.4缸筒 426.4液压缸的校验 466.4.1缸筒壁厚验算 466.4.2活塞杆强度验算 486.4.3液压缸的稳定性验算 486.5缸体组件及连接形式 496.5.1缸体组件 496.5.2缸体组件的连接形式 496.6活塞组件及连接形式 506.6.1活塞组件 506.6.2活塞组件的连接形式 506.6.3密封装置 516.6.4形密封圈 516.6.5Y形密封圈 526.6.6确定回路方式 537液压系统各元件概述 557.1液压执行元件的选择 557.2液压控制元件的选定 557.3泵的选型 557.4系统中管路的选定 577.5电机的选用 578液压泵的设计选型 578.1液压泵的分类 578.2液压泵选择 588.3齿轮泵分类与工作原理： 598.4外啮合齿轮泵结构组成 599泵站电机的选型 609.1泵的驱动功率 609.2泵站电机的安装 609.2.1泵站电机的选型 609.2.2电动机的安装形式 619.2.3联轴器 619.2.4泵组底座 619.2.5管路附件 61参考文献 62翻译部分 63英文原文 63中文翻译 73致谢 811概述1.1提升机简介矿山提升机是矿山大型固定机械。矿山提升机从最初的蒸汽机拖动的单绳缠绕式提升机发展到今天的交—交变频直接拖动的多绳摩擦式提升机和双绳缠绕式提升机，经历了170多年的发展。矿井提升的任务是沿井筒提升煤炭、矸石和矿石，下放材料，升降人员和设备。矿井提升设备是联系井下与地面的主要运输工具，其性能和提升能力是决定矿井生产能力的重要因素。随着科学技术的发展及生产机械化和集中化，目前，提升机的运行速度已达20-25m/s,一次提升量达到50t，电动机容量已超过10000kW,因此，矿井提升设备在矿山生产全过程中占有极其重要的地位。矿井提升设备是一个动力消耗很大的设备，其运转的经济技术合理性对节约能源、降低成本具有很大意义。矿井提升设备是一大型的综合机械—电气设备，在新矿井的设计和老矿井的改建设计中，确定合理的提升系统时，必须经过多方面的技术经济比较，结合矿井的具体条件，保证提升设备在选型和运转俩个方面都是合理，即要求矿井提升设备具有经济性。1.2提升机的类型1.2.1缠绕式提升机缠绕式提升机是将两根提升钢丝绳的一端以相反的方向分别缠绕并固定在提升机的两个卷筒上；另一端绕过井架上的天轮分别与两个提升容器连接。这样，通过电动机改变卷筒的转动方向，可将提升钢丝绳分别在两个卷筒上缠绕和松放，以达到提升或下放容器，从而完成提升任务的目的。它是较早出现的一种，它工作可靠，结构简单，但仅适用于浅井及中等深度的矿井，且终端载荷不能太大。对于深井且终端载荷较大时，提升钢丝绳和提升机卷筒的直径很大，从而造成体积庞大，重力猛增，使得提升钢丝绳和提升机在制造、运输和使用上都有诸多不便。因此在一定程度上限制了单绳缠绕式提升机在深井条件下的使用。以前，单绳缠绕式提升机在我国矿山中使用较为普遍。1.2.2摩擦式提升机摩擦提升就其工作原理来看,与缠绕提升是有显著区别的,钢丝绳不是缠绕在卷筒上,而是套在主导轮(摩擦轮)上,两端各悬挂一个提升容器,借助于安装在主导轮上的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来传动钢绳,使提升容器移动,进而完成提升或下放重物的任务。多绳摩擦式提升机不论塔式与落地式,均可采用低速或高速电动机拖动。选择低速电动机时,可采用直联方式;而选用高速电动机时,则需经过减速器后传动。它在一定程度上解决了单绳缠绕式提升机在深井条件下所出现的问题。但是，摩擦提升一般均采用尾绳平衡，以减小两端张力差，提高运行的可靠性。因此,在容器与提升钢丝绳连接处的钢丝绳断面上，静应力将随容器的位置变化而变化。矿井越深，静应力的波动值越大，因此，摩擦提升在深井的使用亦受到一定的限制，一般限制H<1400m。1.3摩擦式提升机的发展概况 由于矿井深度和产量的不断增加，缠绕式提升机的卷筒直径和宽度也随之加大，使得提升机卷筒体积庞大而笨重，给制造、运输、安装等带来很大的不便。为了解决这个问题，1877年法国人戈培提出将钢丝绳搭在摩擦轮上，利用摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来带动钢丝绳，来实现提升容器的升降，这种提升方式称之为摩擦提升。多绳摩擦提升运动学与动力学计算基本上与单缠绕式提升相同，不同点是摩擦提升动力的传递是依靠摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来实现的，其工作的可靠性取决于提升钢丝绳与摩擦衬垫之间是否有足够的摩擦力。但是，单绳摩擦式提升机只解决了提升机卷筒宽度过大的问题，而没有解决卷简直径过大的问题。因为全部终端载荷由一根钢丝绳承担，故钢丝绳直径很大。从而摩擦轮直径也很大(D＝80d)，因此就出现了用多根钢丝绳代替一根钢丝绳的多绳摩擦提升机。这样，由于终端载荷由n根钢丝绳共同承担，使得每根钢丝绳直径变小，从而摩擦轮直径也随之变小。多绳提升机又称“多绳摩擦轮提升机”，是在单绳摩擦轮提升机基础上，为了适应矿井向深部发展，以及年产量日益增大的需要逐渐发展起来的。摩擦提升机的钢丝绳不是缠绕在卷筒上，而是套在主导轮（摩擦轮）上，两端各悬挂一个提升容器，借助于安装在主导轮上的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来传动钢丝绳，使容器移动，从而完成提升或下放重物的任务。随着科学技术的发展，提升机的控制和调节系统也日趋完善，使得多绳提升机能够取代缠绕式单绳提升机。从1938年开始使用第一台多绳提升机，到1948年以前，全世界总共有六台多绳提升机在运转，到1959年末，已经有240台。而近几十年来，使用多绳提升机的国家，已经发展到20多个。在西德：GHH公司和DEMAG公司所制造的750多台提升机中，有一半以上是摩擦轮式提升机。瑞典ASEA公司从1938年开始，共制作出上千台摩擦轮式提升机，供应23各国家使用，其中：四绳的占57%；1969年开始供应六绳的，占10%;1972年以后供应八绳及十绳的占5%。截止1974年为止，估计全世界大约有6000多台多绳提升机在运转。根据一些统计资料表明，国外使用的多绳提升机，能够反映出现有技术水平的有以下的技术特征：摩擦轮直径:0.95-9米，以西德最大；钢丝绳直径：12.7-65毫米，以瑞典最多；钢丝绳数目：2-10根，以瑞典为多；提升速度：0.71-25.0米，以西德为高；功率：11-14573千瓦，以南非为大；有效负荷：136-50000牛，以瑞典最大；多绳提升机现在不仅用在竖井，在国外也用在斜井。例如：奥地利的Wodzyki煤矿的斜井，就采用了双绳摩擦轮式提升机。此外，如：西德、法国等，都有在斜井使用多绳提升机的是例。西德EPR公司生产一台四绳落地式摩擦轮式提升机，直径9米。习惯上，多绳提升机一般都安装在井塔上，目前的实际情况也是如此。但是，也有一些矿井，将多绳提升机安装在地面上。例如：赞比亚的一台直径为3.36米、四绳的多绳提升机（西德GHH公司制造），就是安装在地面上的。西德DEMAG公司从1901年开始，生产了很多落地式提升机。西德EPR公司生产一台落地式摩擦轮式提升机，直径9米，这是世界上最大的摩擦轮式提升机。1.4多绳提升机的优点提升容器时由数根提升钢丝绳共同悬挂的，钢丝绳同时拉断的概率很小，因此，安全可靠性较高，不需要再在提升容器上装设断绳防坠器。多绳提升机是由数根提升钢丝绳共同担负荷重，因而，每根钢丝绳只担负绳端荷重的1/n（n—提升钢丝绳的根数），这样就可以使用直径较细的钢丝绳，使主导轮的直径相应减小。随着主导轮直径的减小，在同样的提升速度时，多绳提升机可以采用高转速的电动机。因此，多绳提升机具有：外形尺寸小、传递力矩小、电动机功率小、设备重量轻、价格便宜、建设投资省、运行中的电耗较小、成本低等。多绳提升机安装在井塔上，简化了提升系统及井口地面的布置，减少了占地面积，也改善了井塔建筑的受力情况，井塔无斜向的拉力，因此，无需设置为抵消斜向拉力的支撑腿，从而节约钢材，使用钢筋混凝土作井塔的建筑材料创造了有利条件。提升钢丝绳绳数为偶数，因而可以用相同数量的左捻和右捻钢丝绳，这样，提升钢丝绳在运行中产生的扭力可以相互抵消，从而减轻了提升容器因钢丝绳扭力而产生的对罐道的侧向拉力，降低了运行中的摩擦阻力，又可减轻罐耳与罐道间的单向磨损，延长了罐道和罐耳的使用寿命。多绳提升机安装在井塔上，提升钢丝绳承受的弯曲次数减少，对于无导向轮的多绳提升机尤其显著，因此，可以延长提升钢丝绳的使用寿命。同时，由于提升钢丝绳只在井筒中运行，不与室外接触，因而几乎不受气候变化的影响。多绳提升机的提升钢丝绳未在主导轮上缠绕，对主导轮的宽度无缠绕要求，因而主导轮的宽度较单绳提升机较小，并且缠绕位置是固定的，可以说是与井深无关。使得多绳提升机能适应深井和载荷较大的矿井实际需要，这是多绳提升的最大优点。主导轮宽度较小，轴的跨度也小，改善了主轴的负载性能。1.5摩擦式提升机的主要结构及其作用 多绳提升机由主轴装置、制动装置、减速器、深度指示器、车槽装置以及导向轮等部件组成。1.5.1主轴装置多绳摩擦提升机主轴装置由主导轮、主轴和两个轴承及锁紧器组成。主导轮和制动盘选用16Mn钢板焊接而成。对于JKMD-2.8/4以上的提升机，主导轮还带有支环，以增加主导轮的刚度。由于各种提升机能力（最大静张力差）的大小不同，提升机选用盘形闸的副数不同，因此一个主导轮上有焊接一个制动盘的，也有焊接两个制动盘的。主轴选用45号钢锻造后加工而成，其极限强度＝4.2～5.6Mpa,它与减速器采用刚性联轴器连接。主轴与铸钢轮毂采用热压配合连接。主轴承采用滚动轴承，与滑动轴承相比有效率高、宽度小、维护简单、使用寿命长等优点。摩擦衬垫是多绳摩擦提升机的重要零件，它承担者提升机钢丝绳上的全部载荷，并且还必须具有足够的摩擦系数，以防止提升过程中的滑动。因此，摩擦衬垫材质的优劣对摩擦提升的工作性能、使用范围、工作安全等有着直接的影响。目前，国内多采用热塑性塑料和聚氯乙稀衬垫，利用梯形槽固定法、即靠圆周方向的推力将衬块推入，故增加了主导轮的强度，延长了使用寿命。为了更换提升钢丝绳摩擦衬垫、检修盘制动器的方便和安全，在一侧的轴承梁上（或地平上）还装有一个锁紧主导轮用的锁紧器。1.5.2减速器多绳摩擦提升机采用共轴减速器。这种减速器的入轴和出轴在同一中心线上，功率为两路传递，在中间齿轮的轮缘和轮毂间设有弹簧，用以消除由于齿轮加工误差引起的负荷分配不均，并减少减速器在起动和停止时的冲击负荷。为了使减速器质量和结构尺寸较小，在起重运输机械及矿井提升机中，已开始采用行星齿轮减速器，这种减速器体积小，重量轻，传动效率高。刚性基础减速器为单级双入轴圆柱圆弧齿轮减速器，主要由两侧的高速轴、齿轮和中间的低速轴、齿轮以及减速器箱体等组成。该减速器传动齿轮采用圆弧齿轮，但各种减速器的轴承有所不同。1.5.3深度指示器为了防止因钢丝绳滑动伸长及蠕动等原因所产生的偏差，一般都有调零机构，以消除提升容器在每次运行后，由于上述原因所引起的容器实际停车位置与深度指示器指针预定零位之间的误差,使用多绳摩擦式深度指示器。当提升钢丝绳未发生滑动伸长及蠕动时，则调零电动机不运转，所以与它连接的螺杆，涡轮也不转。此时提升机主轴和齿轮使差动轮系的圆锥齿轮转动，再通过轴和齿轮带动圆锥齿轮转动。当丝杆转动时，深度指示器的指针便向上或向下移动，指示提升容器在井筒中的位置。指针称为粗针。为了更精细准确地反映容器在停车前的位置，则经过几级齿轮传动带动一根精针，并在井筒中距离提升容器卸载位置前10m处安装一个控制电磁离合器地磁感断电器。当容器在井筒中经过磁感断电器时，则电磁离合器合上使齿轮和轴连接上。于是当容器提升到距离卸载位置10m处时，则精针开始转动。精针刻度盘上有刻度，每柱表示1m的提升高度，这样就能精确地反映容器在停车前的位置。1.5.4车槽装置多绳摩擦式提升机在开始运转前，为了增加钢丝绳与摩擦衬垫的接触面积，必须在衬垫上车出绳槽；同时提升机在运转中由于各衬垫磨损不均匀，使各绳槽直径产生误差，为保证几根提升钢丝绳上的负荷分配均匀，当绳槽直径误差达到一定值时，还必须对衬垫进行调整车削，为此设置了车槽装置。车槽装置是摩擦式提升机必备的装置，对新安装的提升机要开设绳槽。运行中衬垫有了磨损，各绳槽间磨损程度不均，而使摩擦半径有差异，致使每根提升绳张力不均匀。当绳槽直径误差大于1.5～2mm时，即应对衬垫上的钢丝绳槽进行车削调整，以保证各条提升钢丝绳的张力平衡。 车槽装置安装在主导轮下，每根钢丝绳绳槽都有一个单独进刀的车刀装置，它通过支承架固定在车槽架上。车刀用合金工具钢制成碗状。车削时要调整好车刀，使车刀到头的刀面与主轴中心线平行，转动手轮即可进刀与退刀，进刀量大大小可以从刻度盘上看出。1.5.5制动装置制动系统是提升机不可缺少的重要组成部分,是提升机最后一道也是最关键的安全保障装置,制动装置的可靠性直接关系到提升机的安全运行。制动力矩不足是导致提升设备过卷、放大滑等事故的直接因素。对于摩擦式提升，安全制动时的减速度不应使钢丝绳滑动。制动装置由工作机构及传动机构组成。工作机构是直接作用于制动轮上的部分，按结构分为盘式和块式制动器；传动机构则是使工作机构产生和消除制动力的部分。制动装置的要求：1是制动器必须给出一个恰当的制动力矩；2是安全制动必须能自动、迅速和可靠地实现。盘闸制动器的制动力矩是闸瓦沿轴向压制动盘时产生的摩擦力矩。为了使制动盘不产生附加变形，主轴不承受附加轴向力，盘闸都成对使用，每一对叫做一副制动器。制动力靠碟形弹簧产生，松闸靠油压。当压力油充人油缸，推动活塞压缩碟形弹簧，并带动调整螺栓、螺钉及柱塞右移时，筒体和闸瓦在回复弹簧和缸紧螺栓的作用下一起右移，闸瓦离开制动盘，呈松闸状态。当油缸内油压降低，碟形弹簧回复其压缩变形，推动活塞5向左移动，同时带动调整螺栓，螺钉，柱塞推动筒体左移，使闸瓦压向制动盘，达到制动的目的。1.5.6导向轮装置当主导轮的直径大于两个提升容器或提升容器与平衡重锤之间的距离时，则需要采用导向轮系统来改变两根钢丝绳之间的中心距离。有时也可以利用导向轮来增加钢丝绳对主导轮的围包角，提高摩擦轮提升机的防滑安全系数。 导向轮时由数根辐条组成的轮子，轮子的个数与钢丝绳的根数相同。其中一个是固定导向轮，轮子用键与轮轴连接在一起，其余均为游动轮。轮毂内压有耐磨的铸铁套，该套采用动配合套在轮轴上，可以相对轮轴自由转动，其目的是消除提升钢丝绳的相对误差。另外各导向轮之间留有轴向间隙，以保证各个轮子相对运动时互不干扰影响。导向轮轮轴的支承采用滚动轴承，轴承座采用整体形式，使其重量轻结构简单。1.5.7防过卷装置多绳摩擦提升机的防过卷装置共分为三个部分：一是安装在深度指示器上的终点开关；二是安装在井塔上的过卷开关；三是设置在井塔和井底的两套楔形罐道装置。 提升容器过卷时，首先是深度指示器上的终点开关动作，使提升机立即进行安全制动，防止发生过卷事故。要想保证容器过卷高度不超过0.5m即进行安全制动，就必须依靠安装在井塔上的过卷开关。 井塔上的一对罐道小头向下，而井底的一对则小头向上。容器上、下头的罐耳制成喇叭口形。当提升容器过卷冲入罐道时，罐耳对罐道只产生挤压和摩擦两种作用，从而吸收主导论上升和下降侧容得全部能量，而实现过卷安全停车。图1-1 塔式摩擦式提升机1.6提高防滑安全系数的措施1.研制摩擦系数高于0.2的衬垫材料。这是最理想的解决办法，但实行起来遇到不少困难，迄今为止仍未获得满意的结果。2.增加围包角α0实际上围包角α是不能随意增加的，因为一般导向轮的设置是为了使两提升容器保持一定的中心距，它只是附带地起到增加围包角的作用。通常α可增至190°～220°，有的报导主张不要超过195°，否则将会缩短钢丝绳的寿命。3.采用平衡锤单容器提升。平衡锤单容器提升在一次提升量相同的情况下，其两绳般的拉力差仅为双容器提升时的一半，因此具有较好的防滑性能，但效率不如双容器提升高，一般多用于多水平提升。4.加重容器。在箕斗的框架上加设配重来增加容器自重，这是最常用的办法．显然也是迫不得已的办法。2总体设计2.1设计总则1、煤矿生产，安全第一；2、面向生产，力求实效，以满足用户最大实际需求；3、既考虑到运输为主要用途，又考虑到提升、调度、安全等一般用途；4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定；5、技术比较先进并要求多用途。6、环保、高效。2.2主要设计参数JKM—3.25/4(I)多绳摩擦轮提升机其技术规格如下；主导轮直径：3.25m导向轮直径：3m主钢丝绳根数：4根钢丝绳最大静张力：450kN钢丝绳最大静张力差：140kN钢丝绳最大直径：32.5mm最大提升速度：12m/s提升钢丝绳间距：300mm2.3主轴的设计QUOTE（2-1）QUOTE（2-2）QUOTEQUOTE式中QUOTEQUOTE由上述公式（2-1）和公式（2-2）得QUOTE选用40Cr作为轴的材料，调制处理。由式QUOTE计算轴的最小直径查表取A=110QUOTEQUOTE圆整取QUOTE确定各轴段的直径和长度第一段，设定轴的长度，取QUOTEL1=70mmL1=70mm,QUOTEd1=821mm第二段，设定轴的长度，取QUOTEL2=1032mmL2=1032mm，QUOTEd2=700mmd2=700第三段，选调心滚子轴承（GB/T288-1994）QUOTEL3=618mmL3=618mm，QUOTEd3=850mm第四段，查找机械设计手册，根据轴承的轴向定位QUOTEL4=149mmL4=149mm，QUOTEd4=962mm第五段QUOTEL5=700mmL5=700mm，QUOTEd5=524m第六段QUOTEL6=46mmL6=46mm，QUOTEd6=第七段QUOTEL7=360mmL7=360mm，QUOTEd7=978mm第八段，查找机械设计手册，根据轴承的轴向定位QUOTEL8=478mmL8=478mm，QUOTEd8=700mm第九段QUOTEL9=360mmL9=360mm，QUOTEd9=978mm第十段QUOTEL10=642mmL10=642mm，QUOTEd10=700mm第十一段QUOTEL11=390mmL11=390mm，QUOTEd11=500mmd主轴如图2-1所示图2-12.4对轴进行受力分析轴上只有径向力，没有轴向力，轴上的载荷为钢丝绳的重力、箕斗的重力、箕斗一次提升的载荷和轴承对它的作用力（忽略摩擦轮的重力）。这些力通过支环作用在轴上，其作用点位B、C两点，轴上还受到轴承对它的反作用力，起作用点位A、D两点。其受力图如图2-2所示。图2-2轴受力图QUOTEQUOTE由力的平衡原则得QUOTE，并根据轴的对称原则；QUOTE即QUOTEN2.5轴的疲劳强度安全系数校核轴的疲劳强度是根据长期作用在轴上的最大变载荷进行校核计算。危险截面安全系数S的校核计算公式为QUOTE式中QUOTE—只考虑弯矩作用时的安全系数；QUOTE—只考虑扭矩作用时的安全系数；QUOTE—按疲劳强度计算的许用安全系数，见表19.3-4表19.3-4许用安全系数QUOTE值选取条件1.3-1.5载荷确定精确，材料性质较均匀1.5-1.8载荷确定不够精确，材料性质不够均匀1.8-2.5载荷确定不精确，材料性质均匀度差QUOTEQUOTE式中QUOTE—对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限（MPa）选用QUOTE=255mpaQUOTE—对称循环应力下的材料扭矩疲劳极限（MPa）选用QUOTE=145mpaQUOTE、QUOTE—弯曲和扭转时的有效应力集中系数，选用QUOTE=1.72，QUOTE=1.48QUOTE—表面质量系数选用QUOTE=1.6QUOTE、QUOTE—弯曲和扭转时的尺寸影响系数选用QUOTE=0.6，QUOTE=0.6（轴段磨光）QUOTE，QUOTE—材料拉伸和扭转的平均应力折算系数选用QUOTE=0.43，QUOTE（轴段磨光）QUOTE，QUOTE—弯曲应力的应力幅和平均应力（MPa）选用QUOTE=QUOTE，QUOTEM—轴危险截面上的弯矩和转矩M=721.25kN/mW—轴危险截面的弯矩和抗转的截面系数（QUOTE）QUOTE=15.7QUOTE（QUOTE）把上述数值带入公式得QUOTEQUOTE2.6轴静强度的安全系数校核轴的静强度是根据轴的短时最大载荷（包括动载荷和冲击载荷）来计算的。校核的目的是保证轴对塑性变形的抵抗能力。危险截面安全系数的校核计算公式为；式中QUOTE只考虑弯曲时的安全系数；QUOTE只考虑扭转时的安全系数；QUOTEQUOTEQUOTE、QUOTE—材料的拉伸和扭转屈服点（mpa）QUOTE，QUOTE轴危险截面上的最大弯矩和最大转矩QUOTEQUOTEQUOTEQUOTE静屈服强度的许用安全系数，其值见表19.3-14；表19.3-14静强度许用安全系数0.45-0.550.55-0.70.7-0.9铸件1.2-1.51.4-1.81.7-2.21.6-2.5注；当最大载荷只能近似求的时，表中的[Ss]值应增大20%-50%。W、QUOTE—轴危险截面的抗弯和抗转的截面系数(QUOTE)QUOTE=93.5QUOTE（QUOTE）QUOTE=187.1QUOTE（QUOTE）把上述数值带入公式得QUOTE2.7光轴的一阶临界转速校核计算简图式中QUOTE支撑间第i个圆盘重力（N）QUOTE轴的重力N。对实心刚轴d—轴的直径（mm）L—轴的全长（mm）QUOTE、QUOTE—支撑间第i个圆盘至左右支撑的距离（mm）计算结果计算内容轴段号及结果1234567891011QUOTE/mmQUOTE/mmQUOTE/QUOTEQUOTE/N100070700004313.5700103272240031161.2850618525300275196214914333857070052436680015822.1110346507383448.697836035208021218.770047833460014433.297836035208021218.770064244940019385.270039027300011776L=4669QUOTE=146097.2QUOTE/NQUOTE/mmQUOTE/mm/N·QUOTE22500096712273167558117225000182736710115602174179118334QUOTE/mm最粗轴段长Lc=360+360=720QUOTE取QUOTE由公式得QUOTE由表QUOTE由公式QUOTE=QUOTEQUOTE轴的受力状况，如图4-3所示：图4-3轴弯矩图2.8按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数=0.6，则齿宽中点处当量弯矩当量弯矩图如下轴的材料为40Cr，调制处理。查表得QUOTE，查表得材料的许用应力由式得轴的计算应力为 所以，该轴满足强度要求。主轴的轴设计所用的公式和表参考《机械设计》和《机械设计手册》3圆柱面过盈连接设计计算3.1圆柱面过盈连接传递载荷所需的最小压强QUOTE传递转矩；

=14.8MPa传递轴向力；

=0同时传递转矩和轴向力；

=1575460N

=15.13MPaQUOTE传递载荷所需的最小压强，MPaT—传递的转矩，QUOTEkN·mmQUOTE结合直径，取978mmQUOTE结合长度，取339mmQUOTE结合面的摩擦因数，取0.1QUOTE传递的轴向力.0QUOTE传递的复合力，零件不产生塑性变形所允许的最大压强QUOTE包容件是脆性材料；=26.664MPa=0.111111被包容件塑性材料；=50.96MPaQUOTE，QUOTE包容件、被包容件不产生塑性变形所允许的最大压强，MPaQUOTE—包容件和被包容件材料的抗拉强度极限，MPaQUOTE包容件外径，1090mmQUOTE结合直径，取978mmQUOTE—系数传递载荷所需的最小过盈量QUOTE最小计算过盈=1.219=8.93=9.32QUOTE最小计算过盈，QUOTEQUOTE包容件、被包容件材料的弹性模量，200000-235000MPaQUOTE包容件、被包容件材料的泊松比，0.3-0.31QUOTE系数考虑压平后的最小过盈温差法装配QUOTEQUOTE考虑压平后的最小过盈，QUOTE零件不产生塑性变形所允许的最大过盈量QUOTE包容件：QUOTE2.1被包容件：QUOTEQUOTE包容件和被包容件不产生塑性变形所允许的最大过盈量，QUOTE配合选择初选几倍过盈量QUOTE一般取QUOTE=3.06QUOTE基本过盈量，是选择过盈配合的基准值。基孔制时，其值等于轴的基本偏差的绝对值；基轴制时，其值等于孔的基本偏差的绝对值，QUOTE。这里选用基轴制。确定基本偏差代号按QUOTE和QUOTE由图3-1查的图3-1配合选择选定配合U7/h6校核计算过盈连接的最小传递力=5064469NQUOTE=15.13MPaQUOTE过盈量为QUOTE时结合面的压强，MPaQUOTE过盈连接的最小传递力，N连接件的最大应力包容件脆性材料被包容件QUOTE过盈量为QUOTE时结合面的压强，MPaQUOTE包容件和被包容件的最大应力，MPa胀缩装配时温度计算加热包容件当QUOTE时，可取QUOTE配的的最大间隙冷却被包容件QUOTE包容件和被包容件材料的线胀系数，取11t—装配环境温度，24ºCQUOTE被包容件外径的冷缩量，mmQUOTE装配间隙，mm直径变化量包容件外径增大量被包容件内径减小量QUOTE包容件外径增大量，mmQUOTE被包容件内径减小量，mm3.2主轴与摩擦轮之间螺栓的设计 主轴与摩擦轮之间靠螺栓联接。1.螺栓材料40Cr合金钢性能等级查表2-6选取，，精度等级9级。2.螺栓受拉应力分析及计算轴上所受的扭矩由螺栓承受，一共48个螺栓分1圈均布在圆盘上，则每个螺栓所受的扭矩 Z—螺栓数目；z=48 螺栓的扭矩是由靠螺栓压紧轮辐与法兰盘的摩擦力来传递的。 其摩擦力由 式中R—螺栓孔到轴中心的距离，R1=910mmR2=1018mm 即 螺栓所受的工作拉力 式中—摩擦因素，=0.33.初定螺栓直径 选安全系数许用拉应力 所需螺栓直径， 查有关机械设计手册选d=30mm其中4.螺栓疲劳强度校核螺栓尺寸系数螺栓材料的疲劳极限应力幅安全系数应力集中系数螺纹制造系数受力分配系数螺栓许用应力幅 螺栓应力幅 所以满足疲劳强度要求4螺栓受力分析螺栓所收的剪切力是由提升物重所提供的，即 (4-1)则 螺栓所受的剪切力总共有48个螺栓承受，则每个螺栓所受的剪切力 6.螺栓疲劳强度校核选安全系数查表2-8许用剪切应力由式2-28 螺栓的校核公式为： (4-2)则 满足疲劳强度要求主轴的螺栓设计所用的公式和表参考《机械设计》和《机械设计手册》滚动轴承计算初选轴承调心滚子轴承（GT/T288-1994）230/500型当量动载荷按下式计算P=450kN式中QUOTE当量动载荷（N）；QUOTE轴承所受径向载荷（N）；QUOTEQUOTE轴承所受轴向载荷（N）；QUOTE=0kNQUOTE径向动载荷系数；QUOTEQUOTE轴向动载荷系数；QUOTE额定寿命计算=109027hQUOTE年式中QUOTE基本额定寿命（h）；QUOTE基本额定动载荷（N）；QUOTEQUOTE当量动载荷（N）；QUOTEQUOTE转速（r/min）；QUOTEr/minQUOTE寿命指数（滚子轴承QUOTE）；额定静载荷校核计算当量静载荷QUOTE当a=0º时，径向当量静载荷为式中QUOTE径向载荷（N）；QUOTE式中QUOTE额定静载荷；QUOTEQUOTE当量静载荷；QUOTEQUOTE安全系数；QUOTE筒壳厚度计算式中F—钢丝绳最大静拉力，F=450kN；QUOTE筒壳厚度，cm；t—绳圈节距，t=300cm；C—钢丝绳拉力降低系数；C=1.2QUOTE筒壳的需用应力，16Mn钢可取QUOTE5提升机的制动装置的功用、类型提升机的安全运行,很大程度上取决于制动器的工作可靠性。从狭义可靠性理解,盘式制动器包含不可维修因素，如制动弹簧失效之后,影响制动力矩，需要更换新弹簧才能使制动器可靠性达到原有水平；闸瓦与闸盘之间摩擦系衰减，也只能靠更换新闸瓦方能维持原有可靠性水平。从广义可靠性理解,盘式制动器含有可维修因素，如闸瓦磨损后产生的间隙增大，经调整便可达到原有可靠性液压站零件发生故障，修理后也能使制动器可靠性达到设计水平。由此可知，制动器的工作可靠性是固有可靠性和使用可靠性的综合反映。固有可靠性是由制动器设计制造及材料等因素决定的，在制动器产品出厂时便已明确，使用可靠性则是装、维护及操作等因素决定的，它反映了制动器固有可靠性在实际运行中的发挥程度。因此，固有可靠性的体现,受使用可靠性的限制，固有可靠性再高，使用可靠性却较低，制动器的实际工作可靠性依然不会高。制动装置提升机(提升绞车)的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。它由两部分组成：制动器(通常称做闸)和传动装置。制动器是直接作用于制动轮或制动盘上产生制动力矩的机构，传动装置是控制并调节制动力矩的机构。制动装置的功用制动系统是提升机不可缺少的重要组成部分。是提升机最关键也是最后一道安全保障装置，制动装置的可靠性直接关系到提升机的安全运行。制动力矩不足是导致提升设备过卷、放大滑等事故的直接因素。(1)在提升机停止工作时能可靠地闸住提升机，即正常停车；(2)在减速阶段及下放重物时,参与提升机的控制，即工作制动；(3)当发生紧急事故或其他意外情况时，能迅速而合乎要求地闸住提升机，即安全制动；(4)双滚筒提升机在更换水平、调节钢丝绳长度时，能够闸住提升机的游动滚筒而松开固定滚筒。制动装置的类型制动装置中的制动器按结构分为块闸(角移式或评移式)和盘闸；传动装置按传动能源分为油压(液压)、压气(气动)及弹簧等。KJ型(Ø2~3m)和BM型提升机使用油压角移式制动装置。KJ型(Ø4~6m)和HKM3型提升机使用压气平移式制动装置。JKA型提升机使用液压综合式制动装置。XKT型、JK型、GKT型(Ø2m)、JKD型、JKM型、JKMD型提升机使用液压盘式制动装置。矿用提升绞车使用手动角移式制动器作为工作制动.重锤—电磁铁丝杠螺母操纵的角移式制动器或重锤—电力液压推杆操纵的平移式制动器作为安全制动，但新系列JT型(Ø1.2~1.6m)JKM（JKMD制动器的设计类型盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可。我们见过的带碟刹的摩托车，就是盘式制动器最简单的应用。它的制动原理与鼓闸式、抱闸式制动器的原理相同，仍为摩擦式制动，但它却有别于老式的鼓闸式和抱闸式制动器，特别是在结合了液压系统和PLC控制之后，液压系统和PLC超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。(1)盘式制动器与其它类型制动器相比较，其优点是：因多副制动器同时使用，即使一副制动器失灵，也不是影响一部分制动力矩，故可靠性高，操作方便，制动力矩可调性好，惯性小，动作快，灵敏度高；重量轻，结构紧凑，外形尺寸小，安装维护方便；通用性大等。由于制动器具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。(2)盘式制动器的缺点：对于制动盘和制动器的制造精度要求较高；对闸瓦的性能要求较高等。(3)液压盘式制动器作为最新开发出来的一种制动器，其发展前景远大，尤其是将液压—电气控制结合在盘式制动器上，相信随着液压和电气技术的进一步发展，会更有利于盘式制动器的发展。5.1制动器的选择与设计5.1.1制动器的选择与设计步骤制动器的选择，应根据使用要求与工作条件确定。选择时一般应考虑以下几点一要考虑工作机械的工作性质和条件。对于其中机械的提升机构，必须采用常闭式制动器，对于水平行走的车辆等设备，为了便于控制制动力矩的大小和准确停车，多采用常开式制动器，对于安全性有高度要求的机械，需设置双重制动器。二要考虑合理的制动转矩。用于起重机起升机构支持的制动器。或矿井提升机的安全制动器，制动转矩必须有足够的储备，即应有一定的安全系数三要考虑安装地点的空间大小。当安装地点有足够的空间，可选用外抱式制动器，空间受限制处，可采用内蹲式或者带式，盘式制动器。选用标准制动器，应以计算制动转矩T为依据，参照标准制动器的制动转矩To，使T<To，选出标准型号后，必要时进行验算。制动力矩的确定QUOTE=420KNQUOTE静张力差制动器的发热验算对于停止式制动器和其他发热不打的制动器，可按表6-4-5的推荐值校核其压强p和pv值就可以。5.1.2摩擦材料用于制动器的摩擦材料，通常在很高的剪力和温度条件下工作。要求这类材料能吸收动能，并将动能转化为热散发在空气中。其工作温度和温升速度是影响性能的主要因素，制动器工作时，吸收的能量越大，完成制动时间越短，则温升越高。摩擦材料的工作温度如超过其许用工作温度，性能会显著恶化。对摩擦材料的基本要求如下；1摩擦因数高而稳定，具有良好的恢复性能；2耐磨性好，允许压强大，又不损伤对偶材料；3有一定的耐油，耐蚀，耐湿及抗胶合性能；4有一定的机械强度和良好的制造工艺性在摩擦面上开槽可以储集侵入的灰尘等赃物而减轻磨损摩擦材料的种类5.1.3提升机制动装置的结构设计制动装置的有关规定和要求按照《煤炭安全规程》及有关技术规范的规定，提升机(绞车)的制动装置必须达到下列要求。（1）提升机(绞车)必须装设司机不离开位置即能操纵的常用闸(即工作闸)保险闸(即安全闸)。保险闸必须能在紧急时自动发生作用。常用闸和保险闸共同使用一套闸瓦制动时，操纵部分必须分开。双滚筒提升机（绞车）的两套闸瓦的传动装置必须分开。（2）常用闸和保险闸必须经常处于良好的状态，保证灵活可靠。在工作中，司机不准离开工作岗位，也不准擅自调节制动闸。对具有两套闸瓦只有一套传动装置的旧双滚筒提升机（绞车），应加强闸瓦间隙和传动系统的检查和维护。（3）保险闸必须采用配重式或弹簧式的制动装置，除由司机操纵外，还必须具有能自动抱闸的作用，并且在抱闸同时使提升装置自动断电。常用闸必须采用可调节的机械制动装置。（4）提升机（绞车）除有（常用闸和保险闸）外，应加设定车装置，以便调整滚筒的位置（钢丝绳的长度）或修理制动装置时使用。（5）保险闸（或保险闸第一级）的空动时间（由保护回路断电时起至闸瓦刚刚接触到闸轮上的一段时间）：压缩空气驱动闸瓦式制动器不得超过0.5秒，储能压缩驱动闸瓦式制动器不得超过0.6秒，盘式制动器不得超过0.3秒。保险闸施闸时，在杠杆和闸瓦上不得发生显著的弹性摆动。（6）提升机（绞车）的常用闸和保险闸制动时，所产生的力矩和实际提升最大静载荷重旋转力之比（K），都不得小于3。（7）双滚筒提升机（绞车）在调整滚筒旋转的相对位置时（此时游动滚筒与主轴脱离连接），制动装置在各滚筒闸轮上所发生的力矩，不得小于该滚筒所悬重量（钢丝绳重量与提升容器重量之比）形成的旋转力矩的1.2倍。计算制动力矩时，闸轮和闸瓦摩擦系数根据实测确定，一般采用0.3到0.35；常用闸和保险闸的力矩应分别计算。（8）在立井和倾角以上的倾斜井巷，提升装置的保险闸发生作用时，全部机械的减速度：下放重载（设计额定的全部重量）时，不得小于1.5米每二次方秒；提升重载时，不得超过5米每二次方秒。倾角在以下是倾斜井巷，下放重载时的制动减速度不得小于0.75米每二次方秒，提升重载时的制动减速度不得大于自然减速度。=式中重力加速度，m/s²；井巷倾角，（）；绳端载荷的运动阻力系数，一般采用0.10到0.105。摩擦轮式提升装置，常用闸或保险闸发生作用时，全部机械的减速度，不得超过钢丝绳的滑动极限（上提重物加速度阶段及下放重物减速度阶段的动防滑安全系数不得小于1.25，静防滑安全系数不得小于1.75）。下放重载时，必须检查减速度的最底极限。在提升重载时，必须检查减速度的最高极限。（9）制动器的工作行程不得超过全程的四分之三，必须留有四分之一作为调整时备用。司机操纵台制动手把的移动应当灵活，在抱闸位置时，应有定位器来固定手把，防止手把从抱闸位置自动向前移动。(10)制动轮的椭圆度在使用前（新安装或大修后）不得超过0.5至1mm；使用中如超过1.5mm时，应重新车削或换新的。提升机制动器主要类型提升机的制动器包括工作装置(即制动闸)和传动装置,工作装置直接作用于制动轮，产生摩擦力矩；传动装置是工作装置产生或解除制动摩擦力的机构。因此，按工作装置装置结构区分，制动器可分为盘式制动器和块式制动器；按传动装置的动力源区分，制动器可分为液压式、气压式和弹簧式。目前，进口提升机和国产新型提升机大都采用液压盘式制动器，而旧提升机(70年代以前产品)多采用液压或气压块式制动装置，但近年也对这些制动器进行了较大规模的改造。盘式制动器盘式制动器是为了克服块式制动器的可靠性不高的缺点而发展的新型制动装置，目前国内外生产的提升机或提升绞车都使用了盘式制动器.盘式制动器具有以下：①制动力矩可在较大范围内调节，而且容易调整；②制动系统空行程小、动作快、响应速度快、灵敏度高；③重量轻，外形尺寸小，结构紧凑；④通用性好，可通过改变盘形闸的数量来满足不同绞车的制动要求；⑤安全可靠性高，多副盘形闸同时工作，其中少数部分盘形闸失灵或故障，其余完好盘闸一般仍可刹住绞车；而且传动环节(如管路破裂失、压断电等)均可自动施闸。盘式制动器都是依靠碟形的预压缩恢复张力使闸块压向制动盘，从而产生制动力矩；当松闸时，向活塞腔内注入压力油，压力油推动活塞后移并压缩碟形弹簧，带动闸瓦离开制动盘，从而实现松闸。目前国内外提升机使用的盘式制动器形式多样，主要有前腔式盘形闸，后腔式盘形闸单缸双作用盘形闸，以及钳式盘形闸。盘式制动器原理如图3-2所示：图3-2盘式制动器原理图目前，国内进口的安全盘式制动器主要来自德国、法国。各国生产的盘式制动器原理上基本相同，都是碟簧上闸、液压松闸，高压油通过液压泵站产生，但是结构上有些差异，从而性能也略有不同。盘式制动器的结构及工作原理盘式制动器的布置方式盘式制动器又称盘型闸，其制动力矩是靠盘瓦沿轴向两侧压向滚筒上的制动盘而产生的。为了使制动盘不产生附加变形，主轴不承受附加轴向力，因而盘式制动器都成对地装设使用，每一对盘式制动器叫做一副，如图所示。根据所需制动力矩的大小，一台提升机可以同时布置两副四副或更多副盘式制动器。盘式制动器的布置方式如图3-3所示：图3-3盘式制动器的布置图盘式制动器的结构盘式制动器的结构如图所示。两个制动油缸3位于滚筒制动盘的两侧，均装在支座2上。支座2为整体铸钢件，一副盘式制动器通过支座及垫板1用地脚螺栓固定在基座上。制动油缸3内装有活塞5柱塞13调整螺栓6螺钉7盘式弹簧4及弹簧套筒8等。筒体9衬板11和渣瓦15一齐可沿支座的内孔往复移动。闸瓦与衬板的连接，可用铜螺钉连接或用黏结剂粘贴，但大多数是以燕尾槽的形式将闸瓦固定在衬板上。在使用中当闸瓦磨损或闸瓦与制动盘的间隙过大时，可用调整螺栓6调节筒体9的位置，使闸瓦间隙保持在1~1.5mm。柱塞13与销子14的连接采用榫槽结构，在拧动螺钉7时不致使柱塞13转动，以便调整闸瓦间隙。压向制动盘的制动力，由盘式弹簧产生。解除制动力，靠线油缸内充入油液而向右推动活塞5，压缩盘式弹簧来实现。螺钉12是放空气用的。在第一次向制动油缸3充油，或在使用中发现送闸的时间教长时，可将放气螺钉12旋松，把制动油缸中的空气排出，以免影响制动油缸的正常工作。塞头20是排油用的。在使用中制动油缸可能有微量的渗油，因而要定期将塞头20旋开排油。在排油时，应避免渗出的油玷污闸瓦及制动盘。盘式制动器的结构如图3-4所示：图3-4盘式制动器的结构图5.1.4确定制动器数量表3-4制动盘直径参数制动器直径尺寸350400410450460500560630700注：括号内为非优先选用尺寸(2)确定制动闸的数量Z工作制动闸所需要的制动力初步设定制动阀数量12个5.2碟形弹簧的计算 本设计所要求的碟形弹簧是一组合弹簧，其承受载荷为43.75kN时变形量应为10mm。（1）选择碟形弹簧系列及组合型式根据载荷初选碟形弹簧规格：碟形弹簧系列：DS=B碟形弹簧类别：DTPE=2碟形弹簧外径：D=180mm碟形弹簧内径：d=92mm碟形弹簧压力：P=37.50kN碟形弹簧厚度：t=6mm压平时厚度：h0=5.1mm自由高度：H0=11.1mm碟形弹簧表面上OM点的计算压应力：σOM=-895MPa在Ⅱ点的计算拉应力：σⅡ=1040MPa重量：Q=885.4g（2）碟形弹簧设计计算单片预加载荷：F1=43.75kN单片工作载荷：F2=45.19kN①计算压平时蝶形弹簧计算载荷值：式中：pc——压平时的蝶形弹簧载荷计算值 t——碟形弹簧厚度 D——碟形弹簧外径 h0——压平时的蝶形弹簧变形量计算值 E——材料弹性模量；取E=206000Mpa μ——泊松比；取μ=0.3 k1k4——计算系数其中：式中：c——蝶形弹簧外径与内径的比值对于无支承面碟形弹簧：k4=1则:=1.956=0.71=44361N ②计算及 由于设计采用复合组合，则单个弹簧载荷：P=43750N则： ③计算 当及时， ； ④计算f QUOTE⑤计算组合的片数取8片图3-5弹簧结构示意图碟型弹簧的三种组合方式如图3-6所示：图3-6碟型弹簧的三种组合方弹簧破坏位置的判别：C=D/d图3-7A型弹簧破坏位置的判别碟型弹簧下的应力极限如图3-8所示：图3-8碟型弹簧下的应力极限图6液压缸主要技术性能参数的计算液压缸与液压马达一样，也是将液压能转变成机械能的一种能量转换装置，同为执行元件。与液压马达不同，液压缸将液压能转变成直线运动或摆动的机械能。液压缸结构简单，工作可靠，应用广泛，种类繁多。根据结构特点分为活塞式、柱塞式、回转式三大类；根据作用方式分为单作用式和双作用式，前者只有一个方向由液压驱动，反向运动则由弹簧力或重力完成，后者两个方向的运动均由液压实现。6.1常用液压缸6.1.1活塞式液压缸双活塞杆液压缸双活塞杆缸的活塞两端都有活塞杆伸出。它主要由缸筒、活塞、活塞杆、左右缸盖、左右压盖等零件组成。缸筒与缸盖用法兰连接，活塞与活塞杆用柱塞销连接，活塞与缸筒内壁之间采用间隙密封（低压），活塞杆与缸盖之间采用了V型密封圈。因双活塞杆缸两端活塞杆直径相等，所以左右两腔有效面积相等。当分别向左、右腔输入相同的压力和流量时，液压缸左、右两个方向上输出的推力和速度相等。单活塞杆液压缸单活塞杆缸只有一端有活塞杆。它主要由缸底、缸筒、缸头、活塞、活塞杆、导向套、缓冲套、节流阀、带放气孔的单向阀及密封装置等组成。缸筒与法兰焊接成一体，通过螺钉与缸底、缸头连接。活塞与缸筒、活塞杆与缸盖之间在半剖视图上部为橡塑组合密封，下部为唇形密封。单活塞杆缸也有缸筒固定和活塞杆固定两种安装形式。两种安装方式的工作台移动范围均为活塞有效行程的两倍。单活塞杆缸因左、右两腔有效面积和不等，因此当进油腔和回油腔压力分别为和，输入左、右两腔的流量均为时，液压缸左、右两个方向的推力和速度不相同。6.1.2柱塞式液压缸活塞式液压缸的活塞与缸筒内孔有配合要求，要有较高的精度，特别是缸筒较长时，加工就很困难，但柱塞液压缸就可以解决此困难。因柱塞液压缸的缸筒与柱塞没有配合要求，缸筒内孔不需要精加工，只是柱塞与缸盖上的导向套有配合要求，所以特别适合行程较长的的场合，例如导轨磨床，龙门刨床等。为了减轻柱塞重量、减少柱塞的弯曲变形，柱塞常做成空心的，还可以在缸筒内设置辅助支承，以增强刚性。6.2其它形式液压缸6.2.1伸缩液压缸伸缩液压缸又称多套缸，它是由两个或多个活塞式液压缸套装而成的，前一级活塞缸的活塞是后一级活塞的缸筒。各级活塞依次伸出时可获得很长的行程，而当依次缩回时又能使液压缸保持很小的轴向尺寸。当液压缸当通入压力油时，活塞有效面积最大的缸筒以最低油压力开始伸出，当行至终点时，活塞有效面积次之的缸筒开始伸出。外伸缸筒有效面积越小，工作油液压力越高，伸出速度加快。各级压力和速度可按活塞式液压缸有关公式来计算。除双作用伸缩液压缸外，还有一种单作用伸缩液压缸。它与双作用不同点主要是，单作用回程靠外力，而双作用回程靠液压油作用。伸缩液压缸，特别适用于工程机械及自动线步进式输送装置。6.2.2齿条活塞液压缸齿条活塞液压缸也称无杆液压缸，其工作原理是：压力油进入液压缸后，推动具有齿条的活塞直线运动，齿条带动齿轮旋转，从而带动进刀机构、回转工作台转位、液压机械手、装载机的铲斗的回转等。6.2.3增压缸(增压器)增压缸与活塞式液压缸相类似，但不是将液压能转换成机械能，而是液压能的传递，使之增压。增压缸为活塞缸与柱塞缸组成的复合缸。当低压油推动直径为的大活塞向右移动时，也推动与其连成一体的直径为的小柱塞，由于大活塞与小柱塞面积不筒，因此小柱塞缸输出的压力要比高。6.2.4增速缸增速缸由活塞缸和柱塞缸复合而成。当压力油只经过柱塞孔进入增速缸小腔时，推动活塞快速向右移动，此时大腔需要充液，活塞输出推力较小。当压力油同时进入增速缸小腔和大腔时，活塞转为慢进，输出推力增大。采用增速缸使得执行机构获得尽可能大的运动速度，且功率利用合理。在本系统中，由于液压缸只是实现对闸门的打开与关闭，所以其中所用的三个液压缸（一个卸载液压缸，两个分配小车液压缸）选择用活塞式液压缸即可满足要求。液压缸主要参数的设计计算6.3.1液压缸的特征尺寸缸筒内径根据液压缸推力和选定工作压力，或者运动速度和输入流量，按相关公式确定缸筒内径后，然后再从GB/T3248-1993标准中选取相近的尺寸加以圆整。活塞杆直径通常先满足液压缸速度或往返速比来确定活塞杆的直径，按GB/T3248-1993标准进行圆整，然后再按其结构强度和稳定性进行校核。液压缸缸筒长度液压缸的缸筒长度由最大工作行程长度决定，缸筒的长度一般不超过其内径的20倍。液压缸最小导向长度当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度。已知活塞直径杆缸得左、右两腔同时通压力油，称为差动连接，差动连接的单活塞杆缸称之为差动液压缸。差动液压缸虽然左、右两腔压力相等，但因为左腔（无杆腔）的有效面积大于右腔（有杆腔）的有效面积。vvdDFfcFp1p2图：单活塞杆液压缸计算示意图因此使活塞向右的作用力大于向左的作用力，活塞向右运动，液压缸有杆腔排出的流量与泵的流量汇合进入液压缸的左腔，使活塞运动速度加快。6.3.2液压缸工作压力的确定根据1的参数及相关资料，由于采用两个制动器，则：液压缸负载作用力：F=43.75KN 单缸正压力:液压缸活塞行程：s=10mm选用碟型弹簧时取最大单缸正压力为则单缸最大正压力为45.0kN所以，可知道液压缸工作压力属中高压设备因此液压缸的工作压力范围为：8~16Mpa初取液压缸的工作压力为8Mpa6.3.3活塞杆单活塞杆缸只有一端有活塞杆。它主要由缸底、缸筒、缸头、活塞、活塞杆、导向套、缓冲套、节流阀、带放气孔的单向阀及密封装置等组成。缸筒与法兰焊接成一体，通过螺钉与缸底、缸头连接。活塞与缸筒、活塞杆与缸盖之间在半剖视图上部为橡塑组合密封，下部为唇形密封。单活塞杆缸也有缸筒固定和活塞杆固定两种安装形式。两种安装方式的工作台移动范围均为活塞有效行程的两倍。单活塞杆缸因左、右两腔有效面积和不等，因此当进油腔和回油腔压力分别为和，输入左、右两腔的流量均为时，液压缸左、右两个方向的推力和速度不相同。（1）活塞杆的结构杆体采用实心杆式杆内端活塞与活塞杆的连接采用轴套型连接杆外端杆头与摩擦机构的连接采用大螺栓头的链接型式；由于需要用锁紧螺母故采用长型的螺纹长度。（2）活塞杆的材料和技术要求材料选择：采用45号中碳钢。由于活塞杆主要承受推力的作用，则不必进行调质处理。活塞杆要求淬火，淬火深度为0.5mm。表面镀鉻25μm。活塞杆要在导向套中滑动，一般采用H8/f7配合。太紧了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损，其圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半。安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于0.01mm，是为了保证活塞杆外圆与活塞外圆的同轴度，以避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。安装活塞的轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，以保证活塞安装不产生歪斜。活塞杆的外圆粗糙度Ｒa值一般为0.1~0.3m.太滑了，表面形成不了油膜，反而不利于润滑。为了提高耐磨性和防锈性，活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层厚0.03~0.05mm，并进行抛光或磨削加工。对于工作条件恶劣、碰撞机会较多的情况，工作面耐先经高频淬火后再镀铬。用于低载荷和良好环境条件时，可不做表面处理。活塞杆内端的卡环槽、螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴线的同心，特别是缓冲柱塞，最好与活塞杆做成一体。卡环槽取动配合公差，螺纹则取较紧的配合。 （3）活塞杆的计算活塞杆是液压缸传递力的重要零件，它承受拉力、压力、弯曲力和震动冲击力等多种作用力，必须有足够的强度和刚度。对与无速比要求，活塞杆长度小于10倍缸径D时，实心杆可按下式计算： 式中：d——活塞杆直径 Fd——液压缸推力 σp——活塞杆的许用应力，对于中碳钢，σp=40Mp则： QUOTEGB/T2348—1993将活塞杆直径圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得 d=65mm6.3.4缸筒（1）缸筒结构通常根据缸筒与端盖的连接型式选用，而连接型式又取决于额定工作压力、用途和使用环境。由于法兰连接的结构简单、易于加工、易装卸等优点。故选择法兰连接。 （2）缸筒材料材料的选择：由于缸筒需要足够的强度和冲击韧性，对焊接后的缸筒要求有良好的焊接性能。故选用35号钢，调质处理。 （3）对缸筒的要求 ①有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态试验压力而不致产生永久变形。②有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲。③内表面与活塞密封件及导向环的磨擦作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公有效期等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。④需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊性，以便在焊上法兰或管头后不至于产生裂纹或过大的变形。总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、缸底、油口等零件构成密封的容腔，用以容纳压力油液、同时它还是活塞的运动“轨道”。设计液压缸缸筒时，应该正确确定和部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力、运动速度和有效行程，同时还必须具有一定的强度，能足以承受液压力、负载力和意外的冲击力；缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级、表面粗糙度和形位公差等级，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。（4）缸筒计算①缸筒直径：当液压缸的理论作用力Fl及供油压力p为已知时，则有活塞杆腔的缸筒内径D为： 式中：D——缸筒内径 Fl——液压缸的理论作用力 p——供油压力液压缸的理论作用力Fl，按下式确定： 式中：Fl——液压缸的理论作用力 F——液压缸在工作阶段的总机械负载 Ψ——负载率，一般取Ψ=0.5~0.7则：=136.16kN=130mmGB/T2348—1993将缸筒内径