JTP-12×12矿用提升绞车设计计算书

JTPJTP—1.2×1.2矿用提升绞车设计计算书耒阳市湘发环保机械制造有限公司批准：审核：设计：JTP-1.2×1.2矿用提升绞车设计计算书设计参数钢丝绳最大静张力30KN提升速度1.4～2m/s卷筒直径1200mm卷筒宽度1000mm；1200mm钢丝绳直径dk=20mm最大提升高度或斜长Lk=549m二、减速器及电机选型根据设计参数，选用ZQ-850减速器，传动比为31.5，对应高速轴许用功率范围162～88KW，减速器效率η减=0.96。其他传动件的传动效率为：齿轮联轴器效率η齿=0.99、柱销联轴器效率η柱=0.995、主轴轴承效率η滚=0.98，故提升绞车总效率为η=η减·η齿·η柱·η滚=0.96×0.99×0.995×0.98=0.9269取η=0.92配套电机转速：6极电机时S=980r/min；8极电机时S=730r/min，电机效率η电=0.935。低速度S低=m/s负载产生的扭矩N·m电机功率kw选用55kw-8极电机电机通过减速器输出的转矩N·mN·m＞N·m高速度m/s负载产生的扭矩N·m电机功率kw选用75kw-6极电机电机通过减速器输出的转矩N·mN·m＞N·m默认（标准）配置：减速器传动比31.5，电机功率75kw，提升速度1.95m/s制动力矩计算eq\o\ac(○,1)已知条件卷筒直径D=1.2m钢丝绳最大静张力W=30KN制动平均摩擦半径R=685mm安全系数S=3盘式闸数（摩擦面）n=4摩擦系数μ=0.35液压系统工作压力取P液=5Mpa盘式闸油缸直径D缸=150mm（R缸=75mm）盘式闸活塞杆直径D杆=65mm（R杆=32.5mm）制动器直接对主轴装置制动eq\o\ac(○,2)三倍转矩N·meq\o\ac(○,3)单个摩擦面所需的轴向推力Neq\o\ac(○,4)单盘式闸开启力（油压泄压后碟簧对制动盘的作用力）考虑Yx油封阻力为（两个Yx密封圈）最大残压MpaN单个摩擦面所需的轴向推力F=56308.65N＜单盘式闸开启力K=63238.3NJTP-1.2×1.2提升绞车设计计算书(主轴部件)计算的目的及说明JTP（B）-1.2×1.2矿用提升绞车是标准型JTP（B）-1.2×1.0矿用提升绞车的滚筒加宽型矿用提升绞车，是为了解决矿山绞车选型时所遇到标准型矿用提升绞车的提升能力足够而容绳量不足的实际问题而设计的。该型绞车与标准型绞车相比，设计上是对主轴部件作了加宽和加强处理，但其基本结构形式不变，绞车的其它配置，比如电机、减速器、制动系统、联轴器等不变，故本设计主要是验算主轴的工作强度和筒壳的稳定性。计算公式及其结果主轴的工作强度核算主轴工作强度的判别主轴的工作强度的判别分为两个方面，一方面是主轴在其工作时的挠度不大于L/3000；其二是主轴工作时的危险断面的疲劳强度安全系数n≥1.5，两个方面同时满足要求，判定为主轴合格。（参见《机械工程手册》第11卷）主轴计算的已知条件a、绞车提升时的最大静张力FZ=30KNb、卷筒的容绳量（三层）549m钢丝绳的直径φ20mm钢丝绳的单位重量1.43kg/m钢丝绳的总重量G绳=785kgc、主轴装置上的安装载荷（各部分的重量）制动轮G制=441.7kg轮圈的重量G轮=491.4kg筒壳及支承环的重量G壳=371.9kgd、主轴的总重量G主=388.7kg主轴的总长度L长=2186mm（单位长度重量为q=0.18kg/mm）e、主轴材料45井锻钢调质（3）主轴受力的计算假定eq\o\ac(○,1)主轴按均布重量计算；eq\o\ac(○,2)出绳为水平出绳（此为主轴最不利的安装情况）A、主轴在垂直面的受力情况kgfkgfkgfkgfB、主轴在水平方向受力由于主轴在水平方向的受力为工作载荷，即钢丝绳的拉力，工作时载荷是不允许大于其最大静张力的，故取F为最大静张力。该力的工作点可在滚筒上仍一点，故取滚筒的中点及左、右两端三个点，计算水平方向受力情况。eq\o\ac(○,1)载荷在滚筒中点时，主轴受力的计算kgfkgfkgfkgfeq\o\ac(○,2)载荷点在滚筒左端时kgfkgfkgfeq\o\ac(○,3)载荷点在滚筒右端时kgfkgfkgfC、主轴的挠度的计算按叠加法计算如下：1>垂直面的挠度计算cm式中E为钢材的弹性模量45井kgf/cm2J为主轴的惯性矩cm4cmcm2>水平挠度计算（中点时为最大，按中点时计算）cmcm水平挠度为：cm3>主轴的总挠度cm主轴的许用挠度cm（mm）＜结论：故主轴挠度合格。D、主轴的危险断面的疲劳强度计算1>主轴的弯矩的计算 eq\o\ac(○,1)主轴在垂直面的弯矩计算：KN·cmKN·cmeq\o\ac(○,2)主轴在水平面的弯矩计算：在左边时KN·cmKN·cm在右边时KN·cmKN·cm相比较，载荷点在右边时弯矩较大（因垂直面时的最大弯矩在右边）危险截面在右边eq\o\ac(○,3)静张力在右边时，危险截面上的合成弯矩为：KN·cm 此处直径为φ170循环弯曲应力KN/cm2式中W1为抗弯模数cm32>主轴的扭矩的计算主轴扭矩来源于工作载荷KN·cm扭矩应力KN/cm2式中W2为抗扭模数cm33>安全系数的计算eq\o\ac(○,1)最大弯曲应力和扭转应力KN/cm2KN/cm2eq\o\ac(○,2)最小弯曲应力和扭转应力KN/cm2KN/cm2应力幅KN/cm2KN/cm2平均应力eq\o\ac(○,3)弯矩作用时的实际安全系数式中——弯曲时的应力集中系数取——材料系数取——尺寸系数取——材料许用疲劳强度45井正火KN/cm2eq\o\ac(○,4)扭转作用的实际安全系数式中——扭矩时的应力集中系数，取——抗扭等效系数，取——尺寸系数，取——材料许用疲劳强度45井正火KN/cm2eq\o\ac(○,5)危险断面安全系数＞=1.5结论：工作载荷时，主轴疲劳强度合格结论:根据以上两方面的验算,主轴的工作强度满足其工作要求。筒壳稳定性验算（1）已知条件最大静张力F=3000kg钢丝绳的直径φ20mm筒壳厚度mm筒壳半径R=1098/2=549mm 滚筒加一道支环，支环之间距离为600mm（2）判定方法通过公式计算筒壳的临界稳定长度Ly大于支环的支承长度，即为稳定（参考《机械工程手册》第11卷）。（3）计算mm式中——筒壳单位面积上的压力kgf/cm2——筒壳稳定性安