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1、斜坡卷扬主要部件的分析与改进我车间8T 斜坡卷扬台车是由JT800600-23A型单筒卷扬机驱动的，该斜坡卷扬的设计是根据现场所有厂房依山坡而建，故利用卷扬机牵引轨道上的台车（如图一）所有设备、材料、备件等全部由卷扬台车上下运输，物体置于台车的平板车上。 图1 斜坡卷扬示意图刹车机构不灵便使台车不能准确停止，平板车车轮无法进入平板车轨道，滚筒运行状态不稳，导致台车上的平板车多次发生翻车。这些都严重影响了车间生产、检修工作进行，甚至有时造成现场生产作业陷于停顿，以前的两次大修主要集中于台车检修、轨道检修、钢丝绳及一些小型零部件的更换。但主要问题仍没有解决；因此，车间决定再次检修，在检修之前，我们
2、对其主要部件进行了理论分析，根据分析结果制定了检修和改进方案，依据方案成功进行了检修。一、 主要技术参数：1、 卷筒直径：800mm2、 电机：30kw 750n/m3、 斜坡倾角：17314、 钢绳拉力：1500kg5、 承载能力：采用单绳牵引，每次台车上承载不能超过4000kg,采用双绳牵引，即一端固定于坡道上端，另一端由卷扬牵引时承载可达8000kg二、 滚筒的分析与改进经过长期运行，造成了滚筒外壁局部发生磨损，筒壳与支轮，支环焊接处焊缝经常发生开裂，而几次焊修、加固效果均不太好，筒体圆柱度降低，最后只得减荷使用。1、 滚筒壁的最大应力计算：最大应力分析如图二所示：滚筒体是一个由钢板卷焊
3、的厚壁筒，在运行过程中，由牵引钢丝绳拉力P对筒壁造成的载荷有弯矩M弯，扭矩M扭，以及缠紧的钢丝绳对筒壁的外压力P1。在这几种载荷中M弯、M扭、相对于P1来说对筒壁产生的压缩力可忽略不计。 图2 滚筒体上的外载荷由于轮辐在两边加强的作用，所以压缩应力的最大点发生在滚筒中段内壁表面的切向应力tmax为最大。根据材料力学厚筒壁的公式，外压力P1引起的tmax为tmax = P12P筒D筒D内D筒、D内为滚筒体的外径,内径。设筒体壁厚为,以D内=D筒2代入上式tmax P1*2D筒D筒（D筒2） P1*2D筒4D筒4 P1*2D筒4（D筒） D筒D筒 原式 P1*2D筒4D筒 P1*D筒2由此推出，最
4、大压应力取决于滚筒的外径和筒壁厚度。2、 钢丝绳缠绕滚筒的强度的校核我车间的滚筒为单绳缠绕，为了进行强度校核，在滚筒体上分离出一条宽度为S=D绳+1mm的半圆环，在这个分离半圆环上力的平衡条件如下图3所示。 由图可知，两端钢绳的拉力P与环对钢绳的反力P1垂 直分力相平衡，根据微积分求解半圆环上的力P12P 01/2* D筒*S*P1*Sin*dD筒*S* P1P1/2( D筒*S* P1)P12P D筒*S而P1P1（作用力与反作用力）代入推出的应力公式tmaxP*S kg/cm我车间滚筒直径为800mm，壁厚15mm，材料为A3钢，钢绳直径为28mm，钢绳最大牵引力为1500kg首先对承载能
5、力进行如下校核。根据斜坡倾角1731，承载4000kg物体加台车、平板车重量900kg,则（4000+900）*Sin1731=1457kgtmax=358 kg cm所以，现滚筒壁在抗外压力方面的强度是足够的。3、 滚筒表面结构的改进：由上面分析得出，滚筒筒体开焊、局部磨损及塌陷并非由于材料强度不够所造成的。消除了许多人认为滚筒强度不够造成现状的错误认识，因此说，更换新滚筒没有必要，对现滚筒的检修也不应只从加固筒壁，焊缝堆焊，筒比校正等单方面入手。在进一步分析中发现，滚筒由于多次开焊后，重新焊接，对接口出现偏差，偏差累积导致滚筒圆柱度降低，而筒壳木衬安装在其表面后不能紧密贴合（原滚筒木衬厚1
6、50 mm，宽200 mm，按滚筒周长均布，它只能衬托钢丝绳在其表面排列，对承受圆周径向力作用不大），同时，木衬弹性太小，不能弥补木衬与筒外壁的间隙，从而导致了木衬在滚筒表面由于受到钢丝绳外压力的作用而在局部出现相对滑动，木衬极易损坏，造成钢丝绳与滚筒接触引起磨损，塌陷，上述原因使钢丝绳卷绳和放绳过程中蠕动速度不一，造成台车运行状态不稳，也是滚筒陷入了焊缝不断开裂的恶性循环之中。那么如何改善滚筒的表面受力状态是解决问题的主要途径之一。我们从分析结果入手对表面木衬进行改进，将原来的木衬设置为两层木质和一层橡胶组成的组合衬板。如图4，橡胶衬板厚20 mm ，紧贴筒壳，中间层为80mm厚的落叶松木衬
7、板，宽为200 mm，长以筒壳宽度为准；最外层为50 mm厚的硬质榆木，宽度与中间层相等。在加工过程中，在内外侧面加工出弯曲半径。 为提高衬板的强度和弹性，橡胶板层没有使用运输皮带，而使用了弹性较好的纯橡胶带，中间和外层衬板因木料含水分较多，若晒干则会出现裂缝，故采用了油煮脱水处理的办法，即将木料放在40#机械油中煮沸3h4h，油温控制在100130，煮好后在通风良好的室内干燥。该组合衬板在安装时，首先对筒壁进一步进行校正，然后铺垫好橡胶衬板，中间衬板连橡胶衬板逐块用螺栓固定在筒壳上，衬板与衬板间（即板的侧面）不能留间隙，越紧密越好，其次在最外层衬板上钻孔，孔径比螺钉小1 mm，再钉在中间层衬
8、板上，排列时，如图5所示，最外层与中间层两块衬板错缝排列，最外层一条衬板上的螺钉钉在中间层两块衬板上。安装之后，经使用观察，效果良好，滚筒承受的圆周径向力使木衬板向心挤压，导致木衬板整体收缩；由于木衬板安装时排列紧密，橡胶层有良好的弹性，在挤压下内侧间隙完全被填补或补偿，而木材经脱水处理，本身变形已很小，同时由于中外两层衬板是用螺钉交错固定，切向拉力引起的微小变形通过多个中外层衬板连接螺钉消除，避免了过去木衬与筒壁间的相对滑动，这样，组合衬板在筒壳上受力均匀，整体性强，并富有弹性，缓冲了承载时圆周径向力和切向拉力，减小了对滚筒造成的损害，原来滚筒在缠绕和放绳过程中，引起牵引绳忽紧忽松地不稳定现
9、象，也因此而被消除，台车运行状态趋于平稳。筒壳体也未再见异常。三、 刹车机构的分析与改进刹车机构的任务是刹住或刹慢被台车带动的滚筒，达到控制台车下坡速度以及刹住台车的目的。因此要求，刹车机构要灵活、省力、轻便、安全可靠。它是卷扬机一个最重要的部件，但也是较为薄弱的部件。我车间刹车机构示意图如下（图5），其刹车由50#弹簧钢制成，刹带上铆着刹车块。由于多年使用，刹车机构各连杆、轴已出现较大磨损，同时因该岗位操作工调整为女同志后，在长时间使用或重载下刹车时较为吃力，台车不能准确停位，这些都说明该机构已达不到灵活、省力和安全可靠的标准。因此，我们在检修前，首先进行了机构动力学分析，依据分析结果，重新
10、调整机构受力以改变当前的这种状况。1、 刹车机构受力分析由图5可看出，该刹车机构由三个杠杆12、45、78以及3、6两个浮动连杆组成，通过刹把即杠杆1可转动杠杆12并带动45，再传动到78，最后通过曲拐拖动刹带的活动端，使之围抱刹车鼓（全弧长270）。（a）、滚筒刹车鼓受力固定端水平拉力T，在刹车过程中，刹车鼓摩擦力即制动力F制与杠杆连接端拉力t，它们之间的关系为： T=F制+t （向量和）（b）、刹车机构受力分析杠杆12承受垂直刹把力P，连杆3推力T1，则根据杠杆原理：PSCos=T1*S1S为刹把长度；S1为T1至O1点的垂直距离；为刹把刹住角；（如图）杠杆45承受连杆3反推力T1，连杆6
11、推力T2，则：T1*L1=T2*L2LI为T1至O3点的垂直距离；L2为T2至O3点的垂直距离；杠杆78：承受连杆6反推力T2，对刹车带的反拉力t（t= t,作用力与反作用力） 则：T2*L4=t*L3L4为T2至O6点的垂直距离；L3为t至O6点的垂直距离；连杆3和6，因T1，T1及T2，T2分别互为作用力与反作用力，则T1=T1 ； T2=T2由 PSCos=T1*S1T1*L1=T2*L2P=t*(L3L2S1L4L1 Scos)T2*L4=t*L3由上式可知，该刹车减力倍数i(L3L2S1L4L1 Scos) 在该式中，L3、L2、S1、L4、L1 都随的变化而变化，要取得合适的减力倍
12、数以及刹把力则需要对整体机构进行运动图解分析。2、 机构运动分析我车间原设计中，刹住8T重物（双绳牵引）时刹住角=60，其余杠杆位置如图6，其中O、O4、O5三点曲拐夹角形式90角。为取得合理的I倍数，则我们以=60角为基准开始，每减15，则通过图解求出L3、L2、L1、L4、S1的值，在按照公式计算出I。刹把力的计算要联系到刹车鼓的受力，故我们在求解中没有引用有关经验公式，而采用刹把吊挂重物的办法做实验求解。减力倍数变化表L1L2L3L4S1SI60600210801101808200.90.09945592.520677.51071578200.90.0643057220572.51001
13、158200.90.056155322007087.5558200.90.02即：台车上运8T重的材料，在原刹车刹把手柄处吊挂重物为安全起见，在吊挂重物时先挂了40kg（大于估计值），而后采用递减的方法，测得此时要刹住该卷扬须22.5公斤力。=60时，I=0.099 P=22.5 kgft=P/I=227kgf(承载8T时刹车带活动端拉力)=45时，I=0.064 P=14.5 kgf=30时，I=0.056 P=12.7 kgf=15时，I=0.02 P=4.54kgf通过以上分析和实测得原刹车机构刹住8T重物需22.5千克力，但如果将刹住角下降则刹车力也会减少（不成比例关系）。当=30和=
14、15时，尽管刹车力也有较大降低，但由于刹把手柄有很大降低，而电动按钮、座椅及其一些附属零部件如果不移位、降低，操作起来将十分不便。当=45 时，由计算结果得到刹车力为14.5千克力，比=60 时降低8千克力，刹把手柄相对与=60时垂直方向下降127mm，降低幅度对女操作工操作起来较以前更为方便。3、 刹车机构的改进在检修刹车机构的过程中，我们在更换部分杠杆、连杆、轴销的同时，也进行了如下改进：（a）、将台车承载8T的刹车刹住角由60 调整为45 ，根据计算结果，刹车力由原来的22.5 kgf下降到现在的14.5 kgf，比原来下降了35.5%。效果十分显著。（b）、刹车活动端改轴销连接为螺纹套筒连接，这样可以随时调节因刹车块磨损引起的带与刹车鼓的间隙余量，保持刹住角始终不变，为台车的准确停位提供了可靠保障。解决了原刹车间隙余量靠改变刹
