（毕业设计全套）JK21.5型矿井提升机的主轴装置设计（打包下载）

为了避免运算上的繁琐，也可用下面的较简单的公式般情况下式与式之差约为。

.筒壳强度的计算基于上面的分析可以看出，由于引入了影响区的概念，可以不必把“梁”筒壳看成个整体，而可把它分为若干区域自由筒壳不受支撑影响的区域，故可把此区域的“梁”作为无穷长梁来处理支轮区受支轮支撑影响的区域支环区受支环支撑影响的区域。

下面分别讨论各区筒壳应力的计算．自由区筒壳应力的计算由于不受支撑的影响，故无弯曲应力，仅受压缩应力，其值为式中作用在筒壳上的均布载荷，自由区钢绳张力降低系数，按或式计算。

.支轮处筒壳应力的计算由于支轮结构的不同，故所造成的支撑条件亦不同，大致有如下三种类型接近铰支的接近固定的接近弹性支撑的。

端点支轮处的弯曲应力为．支坏处筒壳应力的计算支环与筒壳系刚性固定，由于支环不是绝对刚性的，所以在缠绕绳圈作用下筒壳与支环同时产生变形，显然它们的变形量挠度相等，即支环处简壳的挠度等于支环的挠度。

矿井提升机的运转实践证明，木衬对筒壳能起到定的保护作用。

卷筒在具有新木衬的情况下运转，其特性是稳定的。

使用段时期，当木衬已经磨损时，卷筒就开始发响，筒壳的有些地方被压进去，甚至发生裂缝和裂口。

.多层缠绕时筒壳的计算特点多层缠绕与单层缠绕相比，是载荷增大了。

如前所述，单层缠绕时筒壳所受的均布载荷，则多层缠绕时筒壳所受的均布载荷为称为缠绕系数，随缠绕层数而变化。

此外，由于缠绕多层后，钢绳对卷筒挡板产生侧压，使筒壳产生纵向拉力。

如缠绕的层数不太多例如不超过层，这种现象所造成的应力远小于径向载荷所造成应力，故可略去不计。

以下仅讨论由径向载荷所造成的筒壳应力。

显然，在多层缠绕时，筒壳外载荷的计算可归结为求缠绕系数。

当外载荷求出后，其它的计算与单层缠绕时相同。

图双层缠绕计算示意图双层缠绕时三层缠绕时筒壳的许用应力如下当材料为或时，当材料为时，许用应力比高。

型提升机筒壳强度计算已知条件.型提升机钢绳最大静张力，钢绳直径刚生弹性模量.钢绳金属断面面积.卷筒半径缠绕层数轮毂半径缠绕节距滚筒壳厚度圆盘厚钢的弹性模量.筒壳及圆盘材料，筒壳强度的计算及校核计算与校核过程如下集中力的影响区长在影响区内钢丝绳缠绕圈数取的计算如下查表表距第圈的距离.自由筒壳区钢绳张力降低系数计算两层缠绕时的缠绕系数计算筒壳强度自由筒壳区筒壳均布载荷筒壳压缩应力在支撑处如认为此处钢绳张力降低系数弯曲应力压缩应力各应力值均在极限应力值内，满足强度要求。

单绳缠绕式提升机主轴的设计与计算.主轴的结构与强度计算主轴是提升机承载的主要部件，提升机的主要工作构件如滚筒轴承离合器以及联轴器等均安装在主轴上。

有些小型提升机的主轴还装有减速的末级大齿轮。

电动机通过主轴驱动滚筒。

主轴也是传动的主要部件。

提升机主轴应能承受工作过程中的外负荷而不发生残余变形和过量的弹性变形，同时要保证定的使用寿命。

主轴往往是提升机中重量最大的个零件，其尺寸和传递的力矩也较大。

因此，在结构上除应满足强度和刚度要求外，还应重视工艺和安装方面的问题。

主轴的结构设计应考虑如下几点要便于起吊拆装和加工。

零件在轴上要求定位准确，工作中不发生移动。

例如，为了便于安装找正，提升机主轴目前般做成两支点。

为了便于加工，主轴轴向尺寸不宜过长．以免需要大型工装及需要大型炉进行热处理等。

现代提升机上已普遍采用滚动轴承代替原来的滑动轴承，这样可减小主轴轴向尺寸为便于安装，主轴结构应作相应考虑。

滚筒在轴上的固定方法可用切向键也可用静配合，但不论用何种方法都应使连接可靠，不允许在运转中出现松动现象。

对键连接应有防迟装置。

双滚筒提升机每个滚筒仅在个支轮轮毂处固定就可以了。

对于活滚筒，为了避免因多次调绳操作后轴上磨出构槽，所以在其右轮毅与主轴问加设衬套。

轴的结构应尽量使轴受力合理，避免或减轻应力集中，以保证铀的疲劳强度。

轴径变化处过渡圆角半径不应过小。

根据需要和可能对主轴进行表面强化处理如喷九该压等以提高其疲劳强度。

主轴是主要承载部件且受交变应力，故对其工艺要求较高。

主轴锻造后必须进行探伤试验及机械性能试验，当有裂纹及其他缺陷存在时，此轴的寿命会受到影响。

主轴加工后要进行热处理，热处理方法有用正火也有用调质的。

主轴材料般采用优质中碳钢，最常用的是碳素结构钢。

这种材料价廉对应力集中敏感性小加工性能好，通过调质热处理，可获得强度耐磨性和冲击韧性都比较好的综合机械性能。

般不采用合金钢，因为碳钢与合金钢的弹性模量相差很小，用合金钢虽可提高主轴强度，但对提高主轴刚度意义不大。

提升机主轴的强度计算步骤和计算内容如下根据结构及工艺要求，绘制出主轴结构草图，并初定主轴的尺寸。

主轴的直径可以根据它们传递的扭矩进行初算，也可以根据经验估计。

计算主轴的正常载荷。

根据最大正常载荷，计算主轴危险断面的安全系数，对于对称循环应力，般取疲劳安全系数．对于非对称循环应力，疲劳安全系数。

按正常载荷校核主轴的刚度。

主轴的最大挠度应满足，式中为规定的跨度。

计算主轴的非常载荷按卡罐断绳情况。

根据非常载荷计算主轴危险断面的应力，此应力应小于材料的屈服极限，以保证主轴在非常载荷下不产生残余变形。

提升机主轴强度计算，可按机械零件中轴的计算方法进行，只是主轴的外载荷应根据提升机具体工作持点确定。

.主轴的力学模型和受力分析把主轴简化成受几个集中载荷的无重轴，只有滚筒的左轮毂右轮毂处和联轴器处传递扭矩。

安装在主轴上的各零部件及主轴的自重主要有滚筒调绳离合器和齿轮联轴器。

它们的重量可认为集中加于各自轮毂的中心主轴可认为是均布载荷，用加在各轮毂中心及支座亡的集中力来代替。

因此，把主轴分成段点。

比如滚筒的重量可以认为是加在两轮毂点上的两个集中力，其中应力的大小各自等于该滚筒自重的半。

其两轮毂之间的轴重也认为是加在两轮毅处，而各自等于此段轴重的半此项载荷在提升过程中，对于各点来说大小不变且方向垂直向下，对轴产生垂直方向的弯矩。

缠绕在滚筒上的钢丝绳重量。

由于缠在滚筒上的钢绳圈数随提升过程而发生变化，所以此项载荷在提升过程中大小是变化的，绳圈重量认为是作用在两轮毂点上的集中力，方向向下，对主轴产生垂直方向的弯矩。

钢绳的拉力在主轴上产生的集中力。

钢绳的拉力是作用在滚筒半径上的，它对主轴的作用可视为个集中力和个力偶矩的合成。

般集中力的方向与水平面成个角度，故在计算过程中，应把它分解成水平力和垂直力。

在提升过程中，该集中力的作用点和大小是随提升过程而变化但力偶矩的作用点不变的，故使轴产生水平和垂直两个方向的弯矩。

主轴的正常载荷安装载荷安装载荷包括主轴卷简调绳装置轮毂半联轴器以及已缠绕在卷筒上的钢丝绳等的自重。

卷筒包括木讨自重认为平均分配在各轮毂上，并集中于轮毂长度的中心调绳装置轮毂和半联助器的自重认为集中加于各自轮毂的中心主轴自重所产生的均匀载荷可用加于各轮毂中心和支座上的集中力来代替，其各力的大小按相邻轴段自重之半来计算。

这些载荷方向始终垂直向下，大小不变。

缠绕在卷筒上的钢丝绳除非工作部分的自重不变外，其工作部分自重在整个提升过程中随缠绕在卷简上钢丝绳数量的变化而变化，故应根据实际工况分配到各轮毂上。

工作载荷工作载荷是由钢丝绳张力而产生的弯矩和钮矩。

作用在卷筒上的钢绳张力分别为上升绳的张力下放绳的张力考虑到出绳角的影响，钢绳的张力可分为垂直方向及水平方向的分力。

由于出绳角般为正值即出绳高于水平，故垂直分力方向向上，与安装载荷的方向相反。

当校核已知出绳角的提升机主轴强度时，应按实际的出绳角进行计算，但在新设计提升机时，从较危险的工况出发，出绳角按水平计算。

钢丝绳张力在各轮毂上的分配，是根据钢丝绳在卷筒上的位置及卷筒的结构尺寸，按杠杆比例关系即简支梁求反力的关系将其分配各点上。

当提升机工作时，在次提升过程中钢丝绳张力作用在卷筒上的位置是变化的，对于不平衡提升系统其大小也是变化的，要想在开始计算时，就判别出哪种工况最危险是不容易的，但又不可能对运行中的所有各点均进行计算。

因此，实际上所采用的方法是找出几个典型工况，并认为最危险的工况就是共中之。

对于双筒提升机单层缠绕时通常按四种工况进行计算。

同时，由于平衡提升时，钢丝绳张力对主轴所产生的弯矩比较大扭矩比较小，而不平衡提升时则相反。

因此，对于成批生产的大型提升机，应按两种提升系统分别进行计算，亦即对于双筒提升机单县缠绕时需要计算八种工况。

显然，对于多层缠绕时提升机主轴的计算将更加复杂。

根据安装载荷和工作载荷，可求出作用于主轴上的垂直分力和水平分力，从而可求出主轴各断面由正常载荷产生的垂直弯矩，水平弯矩及合成弯矩，它使主轴产生交变弯曲应力。

主轴的事故载荷钢丝绳断裂时对主轴造成事故载荷。

当提升容器在井筒中的任何位置时，由于各种原因都可能发生断绳。

最可能的原因是全速上升的容器突然被卡住．由于钢丝绳的弹性，整个系统的其它运动部分并不立刻停止，而因惯性继续运动。

因此除上升容器以外的整个系统的惯性力都作用在上升钢丝绳上，使其张力大大增加，从而引起钢丝绳很大的变形直至断裂。

担升机主轴的强度计算，按机械零件中所阐述的方法进行。

首先计算出各种工况下主轴各断面在垂直面上和水平面上的弯矩，同时绘出相应的弯矩图，并求出合成弯矩其次计算出各种工况下各段轴所承受的扭矩，并绘出相应的扭矩图。

综合分析弯矩和扭矩的计算结构，确定危险截面。

然后根据应力集中载荷性质等因素，校核主轴各危险断面的安全系数。

.主轴及附属部件的设计计算本设计参数卷筒直径卷筒宽度钢丝绳最大静张力载物钢丝绳最大静张力差载物钢丝绳最大直径钢丝绳最小破断拉力总和.提升速度.提升高度最大扭矩主轴的直径可以根据它们传递的扭矩进行初算，亦可以根据经验估计。

通常取式中滚筒名义缠绕直径。

代入计算得取固定滚筒处采用过盈连接，安排两个轮毂处轴径轴承是标准件所以两个轴承处轴径均取，以便于选择轴承。

由于主轴主要受径向载荷且受定的轴向载荷，所以选用调心滚子轴承。

右端连接联轴器处轴径取由于是低速重载且受定的冲击，所以用切向键连接。

除去联轴器联接部位处外，在主轴上不再另开键槽，主轴与支轮的装配采用无键过盈联接，很好的避免了主轴与支轮之间传递扭矩时有的冲击，同时也保证了主轴的强度及主轴的刚性，极大的提高了主轴的安全性和延长了使用寿命。

支轮采用材质。

卷筒支轮与主轴采用过盈配合，保证卷筒不发生轴向窜动，保证盘形闸闸瓦间隙，提高制动安全性。

卷筒采用钢板焊接而成，经高温回火处理，耐磨，抗变形。

制动盘采用板材制成，抗变形，耐磨。

轴承采用滚动轴承，运行可靠，维护量小。

计算些必要数据主轴全长左右轴承中心线之间的距离轴的重量根据提升机设计的经验确定出挡绳板的厚度为，制动盘的厚度为，支撑板厚为，个滚筒上的木衬重量为由于轮毂外径是内径的.倍，可以计算出轮毂的重量.主轴的校核综合所有.型提升机已知条件为图主轴受力示意图卷筒直径卷筒宽度钢丝绳最大静张力载物钢丝绳最大静张力差载物主轴全重卷筒左轮毂重卷筒右轮毂重卷筒筒壳重卷筒上的木衬重钢丝绳直径次提升总量提升加速度.略去联轴器重及周边不平衡力。

固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力主轴自重作用于轮毂上的力主轴单位长度为主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，计算如下附加于点点卷筒轮毂等自重作用于轮毂上的力，计算如下附加于点点合成的固定静载荷两种工况下的值为钢绳张力分配于主轴上各轮毂作用点上的力钢绳张力及其位置的计算分两种工况计算卷筒提升开始卷筒上的钢绳张力距右挡板的距离卷筒提升结束卷筒上的钢