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1、 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：JTP1.2 1.2JTP-1.21.2 矿用提升绞车设计计算书一、设计参数钢丝绳最大静张力 30 KN提升速度 1.42 m/s卷筒直径 1200 mm卷筒宽度 1000 mm；1200 mm钢丝绳直径 dk=20 mm最大提升高度或斜长 Lk=549 m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16288KW，减速器效率 减 =0.96。其他传动件的传动效率为：齿轮联轴器效率 齿 =0.99、柱销联轴器效率 柱=0.995、主
2、轴轴承效率 滚 =0.98，故提升绞车总效率为 = 减 齿 柱 滚=0.960.990.9950.98=0.9269 取 =0.92配套电机转速：6 极电机时 S=980 r/min；8 极电机时 S=730 r/min，电机效率 电=0.935。低速度 S 低 = m/s46.12.605.317负载产生的扭矩 Nm80负M电机功率 kw9.5.94.选用 55 kw-8 极电机电机通过减速器输出的转矩Nm8.19427305.9205.3195电Nm Nm8.42电M8负M高速度 m/s.6高S负载产生的扭矩 Nm10230负电机功率 kw895.95.1选用 75 kw-6 极电机电机通
3、过减速器输出的转矩Nm21908935.0.9605.31975 电MNm Nm2电 875.1滚齿负 M默认（标准）配置：减速器传动比 31.5，电机功率 75 kw，提升速度 1.95 m/s三、制动力矩计算已知条件 1卷筒直径 D=1.2 m钢丝绳最大静张力 W=30 KN制动平均摩擦半径 R=685 mm安全系数 S=3盘式闸数（摩擦面） n=4摩擦系数 =0.35液压系统工作压力取 P 液 =5 Mpa盘式闸油缸直径 D 缸 =150 mm （R 缸 =75 mm）盘式闸活塞杆直径 D 杆 =65 mm （R 杆 =32.5 mm）制动器直接对主轴装置制动三倍转矩 2Nm540123
4、.0iSWM单个摩擦面所需的轴向推力 3N54638.0.3FnR单盘式闸开启力（油压泄压后碟簧对制动盘的作用力） 4考虑 Yx 油封阻力为 （两个 Yx 密封圈） 1.0.5(10465)FPDh最大残压 Mpa5.0PN2 0()()6328.KR缸 杆单个摩擦面所需的轴向推力 F=56308.65 N单盘式闸开启力 K=63238.3 N结 论 ： 电 动 机 及 减 速 器 满 足 提 升 安 全 要 求 ， 盘 式 闸 满 足 制 动 力 矩 安 全 要 求 。JTP-1.21.2 提升绞车设计计算书( 主轴部件)一、计算的目的及说明JTP（B）-1.21.2 矿用提升绞车是标准型
5、JTP（B ）-1.21.0 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。二、计算公式及其结果1、 主轴的工作强度核算（1） 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 n1.5，两个方面同时满足要求，判定为主轴合格。
6、 （参见机械工程手册第 11 卷）（2） 主轴计算的已知条件a、绞车提升时的最大静张力 FZ=30 KNb、卷筒的容绳量（三层） 549 m钢丝绳的直径 20 mm钢丝绳的单位重量 1.43 kg/m钢丝绳的总重量 G 绳 =785 kgc、主轴装置上的安装载荷（各部分的重量）制动轮 G 制 =441.7 kg轮圈的重量 G 轮 =491.4 kg筒壳及支承环的重量 G 壳 =371.9 kgd、主轴的总重量 G 主 =388.7 kg主轴的总长度 L 长 =2186 mm （单位长度重量为 q=0.18 kg/mm）e、主轴材料 45 井 锻钢调质（3）主轴受力的计算假定 主轴按均布重量计算
7、； 出绳为水平出绳（此为主轴最不利的安装情况） 1 2 A、主轴在垂直面的受力情况 L 1=297.5L 3=25. 2196RR BPcPckgf3.4161 钢壳主制 GGqGPLckgf6159219232 钢壳主轮kgf5.173212LRCBkgf4.32132PAB、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。载荷在滚筒中点时，主轴受力的计算 1 L=297.5L 3=25. 2196RARBPc1Pc Zkg
8、f5021ZcFkgfkgf91.476321 LPRCBkgf0.5BZAF载荷点在滚筒左端时 2 1=. L 3=25. 2 RBcPc kgf301cP2kgf6.4905.321965.270321 LRCBkgf4 BZAF载荷点在滚筒右端时 3 1=. L 3=25. 2 RBcPc01CPkgf32kgf24635.1965.27.3021 LRCBkgfBZAFC、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 321Lcm01.4821EJPfC式中 E 为钢材的弹性模量 45 井 kgf/cm2610.2EJ 为主轴的惯性矩 cm4 83.964dJcm0183.4
9、382322 LEPfCcm.021f2 水平挠度计算（中点时为最大，按中点时计算）cm01.4382111 LEJPfC L 3cPc2 cm014.4382322 LEJPfC水平挠度为： cm.21ff3 主轴的总挠度cm0356.2ff总主轴的许用挠度 cm （ mm）06.maxLf 189321L 总fax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 主轴的弯矩的计算主轴在垂直面的弯矩计算： 1KNcm591.4LRMAKNcm32B主轴在水平面的弯矩计算： 2在左边时 KNcm KNcm65.741LA 95.132LRMB在右边时 KNcm KNcm9RM7068相
10、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）危险截面在右边静张力在右边时，危险截面上的合成弯矩为： 3KNcm 此处直径为 17042.502循环弯曲应力 KN/cm20375.1WMnx式中 W1 为抗弯模数 cm36.4821d2 主轴的扭矩的计算主轴扭矩来源于工作载荷KNcm1806321DFTZ扭矩应力 KN/cm2.2WTx式中 W2 为抗扭模数 cm365.94132d3 安全系数的计算最大弯曲应力和扭转应力 1KN/cm2 KN/cm2 0375.x86.1x最小弯曲应力和扭转应力 2KN/cm2 KN/cm2.1x .x应力幅 KN/cm20375.xaKN/cm
11、2862x平均应力 xm0x弯矩作用时的实际安全系数 353.41maKn式中 弯曲时的应力集中系数 取 3K材料系数 取 2.0尺寸系数 取 6材料许用疲劳强度 45 井 正火 KN/cm21 15.3扭转作用的实际安全系数 4713.21maKn式中 扭矩时的应力集中系数，取 6.1K抗扭等效系数，取 .0尺寸系数，取 6材料许用疲劳强度 45 井 正火 KN/cm21 5.13危险断面安全系数 5 3275.2n =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。2、筒壳稳定性验算（1）已知条件最大静张力 F=3000 kg钢丝绳的直径
12、 20 mm筒壳厚度 mm10筒壳半径 R=1098/2=549 mm滚筒加一道支环，支环之间距离为 600 mm（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mm3.607105. 5.10.26RnqLy式中 筒壳单位面积上的压力 kgf/cm2 0 286.45.94300RtFq筒壳稳定性安全系数 n=22.5 取 2.5缠绕节距 cm （d 钢丝绳直径， 钢丝绳与钢丝绳的间隙tt mm 取 mm）325.2筒壳厚度 10 mm筒壳中心半径 722 mmRmm1200/2=600 mm3.607yL所以筒壳稳定性合格。结论：经以上计算，主轴装置是合格的，符合设计规范要求。
