液压绞车设计_毕业设计论文(编辑修改稿)

液压绞车设计_毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

扬机构带载作变速运动（起动或制动）时，作用在机构上的载荷除静力外，还有作加速运动（或减速运动）质量产生的动载荷。 （ 1）、 起升起动过程 卷扬机构带载提升时，载荷从静止状态加速到稳定运动速度 v 的瞬时过程称为起升起动过程。 此时，悬挂载荷的钢丝绳拉力（图 ）为： QgS P P 式中 QP — 起升载荷； gP — 由加速运动质量产生的惯性力。 在起升起动时，惯性力方向与起升载荷方向相同，使钢丝绳拉力增加。 山东科技大学学士学位论文 12 图 重物升降过程的动力分析 （ a）起升起动；（ b）起升制动；（ c）下降起动；（ d）下降制动 （ 2）、 起升制动过程 卷扬机构由匀速运动制动减速到静止的过程称为起升制动过程。 此时，悬挂重物的钢丝绳拉力 QgS P P（图 ）。 由于减速运动质量产生的惯性力 gP 的方向与起升载荷 QP 的方向相反，故使钢丝绳拉力减小。 （ 3） 、下降启动过程 将载荷从静止状态加速下降到匀速的过程称为下降起动过程（图）。 此时，惯性为 gP 的方向与载荷 QP 的方向相反，使钢丝绳拉力减小，即 QgS P P （ 4） 、下降制动过程 卷扬机驱动悬吊载荷以匀速下降时，将制动器上闸，使载荷由匀速下降减速到静止状态的过程称为下降制动过程（图 ）。 此时因惯性力 gP 的山东科技大学学士学位论文 13 方向与起升载荷 QP 的方向一致，故使钢丝绳拉力增加，即 QgS P P。 综上分析可得如下结论：起升起动和下降制动是卷扬机构最不利的两个工作过程，起升起动时原动机要克服的阻力距是静阻力矩与最 大惯性阻力矩之和。 因此，原动机的起动力矩 qM 必须满足 maxq j gM M M 下降制动是制动器最不利的工作过程，所以，卷扬机构支持制动器的制动力矩 ZM 应满足下面条件： maxZ j gM M M 才能将运动的物品在规定的时间内平稳的停住。 式中 jM —— 卷扬机构驱动载荷匀速运动时的静阻力矩； maxgM—— 卷扬机构起、制动时的最大惯性阻力矩。 显然，上述两种工作过程是决定卷扬机原动机和制动器性能以及对机构的零部件进行强度计算的依据。 山东科技大学学士学位论文 14 第 3 章 钢丝绳的选用和卷扬机卷筒的设计 钢丝绳设计计算 根据卷扬机工作状况和起升载荷确定卷扬机起升机构的工作级别，根据表查得汽车、轮胎、履带、铁路起重机，安装及装卸用吊钩 式，利用等级 T5，载荷情况 L2，工作级别 M5。 钢丝绳直径可用钢丝绳最大静拉力确定 d=C S d— 钢丝绳最小直径， C— 选择系数 mm/N1/2， S— 钢丝绳最大工作静拉力。 查机《机械设计手册》表 8115，取钢丝绳公称抗拉强度 σ=1850MPa。 C=，安全系数 n=6（按比工作级别高一级别取），暂不考虑钢丝绳自重。 代入公式得 d=，取 d=。 查《矿用小绞车》表 23，暂取 GB110274绳 6 37股（ 1+6+12+18） 表 钢丝绳的技术特征 绳直径 钢丝直径 钢丝总 断面积 参考质量 破断压力总和 （ kg/100m） 140140N 钢丝绳安全系数验证 考虑钢丝绳的自重和绞车在工作过程对应的拉力最大 S=PQ+PG 山东科技大学学士学位论文 15 PQ— 起升载荷， PG— 惯性力， S=PQ+PG= +2 104 +（ +2 104 ） = 105N 安全系数 K= SFs =2210001401400 =6=n ∴符合安全系数要求； 选用钢丝绳 GB110274绳 6 37 股（ 1+6+12+18） 卷扬机卷筒的设计 卷扬机卷筒组的分类和特点 卷筒是起升机构中卷绕钢丝绳的部件。 常用卷筒组类型有齿轮连接盘式、周边大齿轮式、短轴式和内装行星齿轮式。 齿轮连接盘式卷筒组为封闭式传动，分组性好，卷筒轴不承受扭矩，是目前桥式起重机卷筒组的典型结构。 缺点是检修时需沿轴向外移卷筒。 周边大齿轮式卷筒组多用于传动速比大、 转速低的场合，一般为开式传动，卷筒轴只承受弯矩。 短轴式卷筒组采用分开的短轴代替整根卷筒长轴。 减速器侧短轴采用键与过盈配合与卷筒法兰盘刚性连接，减速器通过钢球或圆柱销与底架铰接；支座侧采用定轴式或转轴式短轴，其优点是构造简单，调整安装比较方便。 内装行星齿轮式卷筒组输入轴与卷筒同轴线布置，行星减速器置于卷筒内腔，结构紧凑，重量较轻，但制造与装配精度要求较高，维修不便，常用于结构要求紧凑、工作级别为 M5 以下的机构中。 根据钢丝绳在卷筒上卷绕的层数分单层绕卷筒和多层绕卷筒。 由于本山东科技大学学士学位论文 16 设计的卷 绕层数为三层，因此采用多层卷筒。 根据钢丝绳卷入卷筒的情况分单联卷筒（一根钢丝绳分支绕入卷筒）和双卷筒（两根钢丝绳分支同时绕入卷筒）。 单联卷筒可以单层绕或多层绕，双联卷筒一般为单层绕。 起升高度大时，为了减小双联卷筒长度，有将两个多 层绕卷筒同 轴布置，或平行布置外加同步装置的实例。 多层卷筒可以减小卷筒长度，使机构紧凑，但钢丝绳磨损加快，工作级别 M5以上的机构不宜使用。 卷筒设计计算 （ 1）卷筒名义直径 D=hd 式中： h— 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数。 d— 钢丝绳直径。 由 绞车工作级别为 M5，查《机械设计手册》表 8174 得 h=18， ∴ D=hd=855mm，取 D=850mm. （ 2）卷筒长度 L 确定 由于采用多层卷绕卷筒 L，由下式 ()lpL n D nd   ( ~ )pd 式中 l —— 多层卷绕钢绳总长度（ mm）， l =Hmax α=50m， Hmax—— 提升高度， α—— 滑轮组倍率， n— 卷绕层数， n=3. 把数据代入式中得 山东科技大学学士学位论文 17 L= ）（π 5 03   =307mm 取多层卷绕卷筒长度 L =350mm。 （ 3）、绳槽的选择 单层卷绕卷筒表面通常切出导向螺旋槽，绳槽分为标准槽和深槽两种形式，一般情况都采用标准槽。 当钢丝绳有脱槽危险时（例如起升机构卷筒，钢丝绳向上引 出的卷筒）以及高速机构中，采用深槽。 多层卷绕卷筒表面以往都推荐做成光面，为了减小钢丝绳磨损。 但实践证明，带螺旋槽的卷筒多层卷绕时，由于绳槽保证第一层钢丝绳排列整齐，有利于以后各层钢丝绳的整齐卷绕。 光面卷筒极易使钢丝绳多层卷绕时杂乱无序，由此导致的钢丝绳磨损远大于有绳槽的卷筒。 带绳槽单层绕双联卷筒，可以不设挡边，因为钢丝绳的两头固定在卷筒的两端。 多层绕卷筒两端应设挡边，以防止钢丝绳脱出筒外，档边高度应比最外层钢丝绳高出 (1~)d。 1）绳槽半径 R 根据下式 (0 .53 ~ )Rd 取 R= 把数值代入得 R=26mm 绳槽节距 P=d+（ 2～ 4） mm 取 P=+=50mm 绳槽深度 h=（ ～ ） d 取 h== = mm，取 h=15mm. 山东科技大学学士学位论文 18 图 2）卷筒上有螺旋槽部分长 0L 0 1()3 lLpZd 式中 0D —— 0D = Dd ，卷筒计算直径，由钢丝绳中心算起的卷筒直径（ mm）； 1z —— 1z  ，为固定钢丝绳的安全圈数。 取 1Z 2； 把数据代入式中得 30 2 7 1 0( ) 1 03 2 8L   = 由此可取 0L =30mm。 3）绳槽表面精度： 2级 —— aR 值。 （ 4）、卷筒壁厚  初步选定卷筒材料为铸铁卷筒，根据铸铁卷筒的计算式子： 0 . 0 2 (6 ~ 1 0 )D mm 把数值代入式中有  =+8=25mm12mm 山东科技大学学士学位论文 19 故选用  =25mm。 （ 5）、钢丝绳允许偏角 钢丝绳绕进或绕出卷筒时，钢丝绳偏离螺旋槽两侧的角度推荐 不大于。 对于光面卷筒和多层绕卷筒，钢丝绳与垂直于卷筒轴的平面的偏角推荐不大于 2186。 ，以避免乱绳。 布置卷绕系统时，钢丝绳绕进或绕出滑轮槽的最大偏角推荐不大于 5186。 ，以避免槽口损坏和钢绳脱槽。 （ 6）、卷筒强度计算 卷筒在钢丝绳拉力作用下，产生压缩，弯曲和扭转剪应力，其中压缩应力最大。 当 3LD 时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的10%~15% ，只计算压应力即可。 当 3LD 时，要考虑弯曲应力。 对尺寸较大，壁厚较薄的卷筒还需对筒壁进行抗压稳定性验算。 由于所设计的卷筒直径 D =200mm， L =200mm， 3LD。 所以只计算压应力即可。 卷筒筒壁的最大压应力出现在筒壁的内表面压应力 c 按下式计算： m a x12 []ccSAA p 式中 c —— 卷筒壁压应力（ MPa）； maxS —— 钢丝绳最大静拉力（ N）； 1A —— 应力减小系数，在绳圈拉力作用下，筒壁产生径向弹性变形，使绳圈紧度降低，钢丝绳拉力减小，一般取 1  ； 2A —— 多层卷绕系 数。 多层卷绕时，卷筒外层绳圈的箍紧力压缩下层钢丝山东科技大学学士学位论文 20 绳，使各层绳圈的紧度降低，钢丝绳拉力减小，筒壁压应力不与卷绕层数成正比 2A 按表取值， 2A =. []c —— 许用压应力，对铸铁 []c /5b ， b 为铸铁抗压强度极限，对钢[]c /2s ， s 为钢的屈服极限。 取 1  ， 2A 按表取 2  ，根据已知卷筒底层拉力 1100kgf，可算得m a x 1100   ，把各数代入式中： σc= 2  = 根据所计算的结果查得卷筒的材料为球墨铸铁 QT800— 2，其抗压强度极限 []b 800MP a， /5b 160MP a， c = /5b ,因此材料选用合格。 容绳量的验算 . l =π D= 850=2669mm l — 滚筒一圈的容绳量； n1=dL = = 取 n1=7 式中 n1— 滚筒容绳圈数 l 1=l n=2669 7=18683mm. n2= 18683100050 = 取 n2=3 合格 . 山东科技大学学士学位论文 21 第 4 章 液压马达和减速器的选择 液压马达的选用与验算 液压马达的分类及特点 起重机的常用液压马达分为高速液压马达和低速液压马达。 高速液压马达的主要性能特点是负载速度低、扭矩小、体积紧凑、重量轻，但在机构传动中需与相应的减速器配套使用，以满足机构工作的低速重载要求，其他的特点与同类的液压泵相同，较多应用的有摆线齿轮马达，轴向柱塞马达。 低速液压马达的负载扭矩大、转速较低、平稳性较好，可直接或只需 一级减速驱动机构，但体积和重量较大。 内曲线径向柱塞或球塞马达和轴向球塞式马达是较常用的型式。 液压马达在使用中并不是泵的逆运转，它的效率较高，转速范围更大，可正、反向运转，能长期承受频繁冲击，有时还承受较大的径向负载。 因此，应根据液压马达的负载扭矩、速度、布置型式和工作条件等选择液压马达的结构型式、规格和连接型式等。 液压马达的选用 M=F 2D = 105 =85000 N m 式中 M— 卷筒负载力矩， D=850mm Vn= 60rn2π ∴ n= r/min Vn—— 绞车卷筒转速， r/min。 本设计要求采用行星齿轮减速器，单级行星齿轮减速器传动比 i =2~12，传动效率 ~，此处 i =6（大功率马达选用单级行星齿轮减速器）。 M1=M/i =14166 N m. 山东科技大学学士学位论文 22 n1=n i = 6=23 r/min. 液压马达输出转矩 M1=△ PVm ηm/2π ∴ Vm=2πM1/△ Pηm. △ P— 系统工作压力，取 △ P=20MPa. ηm=， Vm— 液压马达理论排。