毕业设计(论文)-液压提升机设计

1 绪论
1.1液压提升机概述
1.1.1引言
液压提升机是利用液压马达直接或通过减速箱来拖动滚筒的一种提升机，液压提升机的用途很广泛，常用于船舶、港口、建筑、矿山、冶金和林业等许多行业。

习惯把卷筒直径错误！未找到引用源。

< 2000mm 时的称为提升机, 而把错误！未找到引用源。

≥2000mm时的称为提升机,以下统称为提升机。

自60年代中期提升机出现以来,40多年发展迅速,在工业发达国家的煤矿井下已广泛使用,从大到小,从单绳到多绳，从有极绳到无极绳,从缠绕式到摩擦式,各种品种规格比较齐全。

液压提升机主要由液压驱动系统、液压制动系统、液压控制系统、卷筒-负载系统、操作系统及其它如深度指示、提升超速、过卷安全保护等辅助系统组成。

1.1.2液压提升机的用途、工作原理、类型
（1）用途
液压提升机主要用于煤矿井下,作为提升和下放人员、煤、矸石及运输材料、设备之用。

在煤矿主要是用于采区上、下山运输,同时也可用于井下暗立井、暗斜井和掘进时的提升运输及井下辅助运输.
（2）工作原理
液压提升机由机械、液压传动、电气部分等组成。

采用鼠笼型防爆主电机驱动双向变量主油泵；主油泵和二台内曲线低速大扭矩液压马达组成闭合回路、衡扭矩液压调速系统；二台液压马达分别布置在主组装置两侧与主组联接,拖动提升机运转。

提升机有二台辅助油泵，一台工作、一台备用。

辅助油泵中，其大泵作补油泵用，给主液压传动补油；小泵作控制用，给制动系统、操作系统、调绳系统供油。

提升机采用远距离液控操纵方式。

司机通过操作液压式比例先导伐给主油泵的比例油缸输入由低到高的压力油，使主油泵的行程调节器动作，改变主油泵摆动的缸体的倾角来改变主油泵的流量，以改变液压马达的转速，使提升机起动，加速运转。

司机通过操作液压式比例先导伐的手柄扳到不同角度，就可使主油泵输出不同的流量，使提升机得到不同的提升速度。

当液压式比例先导伐的手柄扳到最大位置时，提升速度最大。

当液压式比例先导伐的手柄扳到中立位置时，提升机停车。

当手柄反方向扳动时，提升机反方向运行。

提升机采用盘型闸制动，以实现提升机的正常和紧急制动。

正常制动的制动力靠液压传动装置本身产生的。

提升时负荷成为制动力。

下放重物时液压马达变为泵。

液压泵变为液压马达。

使电动机产生发电反馈制动。

盘型制动器不参与工作制动。

只是在提升机卷筒停止运转后作为保险装置来使用。

提升机在运行中出现故障，保险装置自动工作，也可由司机用脚踏开关进行紧急制动停车。

提升制动系统有压力油时，盘型闸制动打开，没有压力油盘型闸制动。

司机操作的液压式比例先导阀共有4个减压阀，其中两个减压阀操纵主油泵正反向供油，另两个减压阀控制盘型闸的开起，当司机操作液压式比例先导伐时，同时压下两个阀，一个阀输出的压力油进主泵的比例油缸，使主泵向液压马达供油并使其运转。

另一个阀输出的压力油供制动系统的液控换向阀，使制动系统向盘型制动器供油，盘型闸制动打开、使提升机运转。

当司机扳回液压式比例先导伐的手柄扳到中立位置时，（比例油缸向中位返回）主泵流量逐渐减小到零，液
压马达停止运转。

同时液控换向阀由于没有压力油而复位，提升机制动。

这样就实现了开始提升运转时，盘型制动闸同时打开，提升机停止运转时，盘型制动闸同时立刻制动，保征了提升机的安全运行。

（3）类型
液压提升机按传动系统有全液压传动和液压－机械传动两大类。

全液压传动液压提升
图1.1 全液压传动提升机工作原理
1.电机
2.主液压泵
3.液压马达
4.滚筒
机工作原理如图1.1所示,它是利用鼠笼式防爆电动机1,双向变量液压曲泵2,内线低速大扭矩液压马达3组成闭式回路,液压马达直接与滚筒4联接拖动提升机运转；液压-机械传动液压提升机工作原理如图1.2所示, 它是利用鼠笼式防爆电动机1带动双向变量液压泵2和高速液压马达3组成闭式回路, 液压马达经行星齿轮减速箱4再带动提升滚筒5直接拖动提升机运转,滚筒的正、反向运转依靠改变液压泵输出液流的方向来完成,提升机的转速大小由改变液压泵输入液压马达油量大小来调节。

图1.2 液压－机械传动提升机工作原理
1.电机
2.主液压泵
3.液压马达
4.减速箱
5.滚筒
1.2液压提升机发展历程
1.2.1国外发展历程
国外在50年代中期，随着新型轴向柱塞式和径向柱塞式液压马达的问世，研制出了在轮船和建筑机械上使用的液压提升机。

大约在60年代中期，研制出煤矿井下使用的液压提升机。

近20年液压提升机发展迅速，在工业发达国家的
煤矿已广泛使用，从大到小，从单绳到多绳，从有极绳到无极绳，从缠绕式到摩擦式，各种各样规格比较齐全。

1.2.2国内发展历程
我国煤矿井下液压提升机的研制工作和应用比欧洲、日本等大约晚了10年。

从1977年开始,由湖南省煤炭工业局液压提升机研制组、湖南省煤炭科学研究所和湖南省煤矿机械厂共同研制BYT－1.2型防爆液压提升机,于1981年3月经鉴定定型,转入批量生产。

随后,该厂又研制了直径1.6m、2m、2.5m等系列提升机,并在煤矿井下得到广泛推广应用。

此外国内其它单位如洛阳矿山机械工程设计研究院研制了JTY系列直径1.6m、2m、2.5m液压防爆提升机,淮南煤矿机械厂研制了JT－1200Y型防爆液压提升机,重庆矿山机械厂也研制了直径1.2m防爆液压提升机,山西机器厂也研制了直径1.6m防爆液压提升机,重庆煤炭研究所、鸡西煤矿机械厂、徐州煤矿机械厂等也研制了多种型号、规格的液压防爆提升机,并在不同程度的煤矿得到采用。

近年来,湖南株州煤矿机械厂、洛阳矿山机械工程设计研究院等单位,在提高液压防爆提升机产品性能和稳定性、降低能耗、降低噪声、控制漏油、提高运行工作效率和工作可靠性等方面进行了一系列的研究和探索, 在反馈控制系统和控制器的开发上进行探索性
的工作,并取得较好的成果。

1.3技术特点
液压提升机由于采用液压传动,减小了产生电火花的元件,空载直接启动,完全由液压系统实现调速,电气控制设备简单,便于实现防爆,安全可靠性好, 液压系统传递动力均匀平稳,而且通过液压变量泵能实现无级变速,起动换向平稳，低速运转性能好,电控提升机在启动和低速提升时电阻器消耗能量,在低速重载下放时靠制动闸与制动盘间摩擦来实现调速。

而液压提升机调节器无电阻器消耗电能, 且在下放重载时向电网反馈电能。

液压提升机不像电控制提升机那样频繁启动电动机,与同功率的电控防爆提升机相比：结构简单、体积小、占用碉室小；运输、安装费用低；安全保护设施齐全。

（1）防爆功能
提升机的主要使用环境是含煤尘和易燃、易爆气体的煤矿井下或井口,防爆是其最基本的安全功能,液压提升机电控系统与电控式提升机电控系统相比更为简单,防爆问题更易解决。

因为,液压提升机由液压系统来实现矿井负载的提升与下放及其速度的控制与调节,因此驱动其主、辅助油泵的电动机只需朝一个方向旋转,不像电控式提升机那样电机有正、反转要求;液压提升机的主、辅助油泵为空载起动,起动设备更为简单;两液压泵的起动顺序是先起动辅助油泵,再起动主液压泵,其相应电机的磁力起动可利用控制回路中继电器的辅助触点联锁。

液压提升机电气控制系统主要采用隔爆型或安全火花型电气设备,常用的防爆元器件有防爆自动馈开关、鼠笼型防爆电机、防爆磁力起动器、防爆电磁阀、防爆干式变压器、防爆检漏器、防爆行程开关及防爆电铃等。

（2）超速、过卷保护功能
液压提升机在工作过程中尤其是在下放负载过程中,容易发生跑车超速。

当速度超过额定最大速度运转时,不仅机械或液压元件如液压马达容易损坏,也是诱发重大事故的安全隐患。

因此,液压提升机设计中规定,当跑车速度超过额定速度15%时,系统必须能自动断电。

液压提升机的超速保护装置有机械和电气两种型式,电气超速保护装置由测速发电机和过速断电器组成,机械超速保护装置一般都采用离心式。

图1.3 液压提升机机械式超速保护装置
图1.3为常见的机械式离心超速保护装置结构示意图,安装在液压提升机主轴上,内齿圈6与主轴相连,将主轴转速输入超速保护装置,内齿圈6与轴齿轮5构成超速保护装置的增速装置。

通过增速后,轴齿轮5带动旋转体高速旋转,在离心力的作用于下,离心块3被甩出,并通过杠杆4推动顶杆2;主轴转速越高,顶杆被推动的距离越大,当主轴速度超过额定速度15%时,顶杆触动超速保护行程开关1,使它的接点断开,使主油泵电机断电,液压制动器紧急制动,液压提升机停机。

（3）高、低压保护
具有高、低压保护回路,当液压系统压力升高超过正常工作台压力(1. 2～1.
25)倍时,高压溢流阀开启,液压油经高压安全阀、单向阀流入主回路的低压侧管道,而液压系统压力不会继续升高,液压马达带不动过重的负载,提升机自动停机；若辅助补油系统的补油压力过低,低压保护压力继电器动作,切断电源,提升机也会自动停机,且信号灯亮,报警铃声报警。

此外,液压提升机还有其它安全保护功能,例如：液压提升机有故障时,不能起动；在运行中发生故障时,提升机中途自动停机；在进行紧急制动,同时信号指示灯亮警示故障发生。

闸瓦磨损过大；卷筒-负载系统在减速点未减速；液压系统油箱油温过高,油位过低,都会使液压提升机的主油泵停转、制动闸紧急制动,事故信号灯亮,报警铃报警。

在紧急制动情况下,司机可操作脚踏制动开关(ES) ,使液压提升机紧急停车,并断开控制电源。

一旦下降负载时出现断绳现象,安装在提升容器两侧的防堕器会紧急抱紧罐道实现强制停车。

图1.4 提升机液压主回路在液压回路中设计
1.4液压传动的优缺点
随着液压技术的迅速发展，液压传动已经在各种各样的机械上得到越来越广泛的应用，代替了许多复杂的机械结构。

液压传动具有很多其它传动方式所没有的独特的优点：
（1）易于获得很大的力和力矩，使液压传动成为实现省力的有效手段。

提升机往往需要产生很大的提升力，故这一优点使液压传动适用于提升系统。

（2）可以实现无级调速，而且能获得很大的调速比，还容易获得极低的运转速度，使整个传动系统简化。

这对于工作中需要调速的提升机来说是很重要的。

（3）能容量大，用较小重量和尺寸的液压件就可传递较大的功率，使机械结构紧凑，体积小，重量轻。

矿用液压提升机由于受井下空间尺寸限制，就要求体积小。

同时，液压系统惯性小，启动快，工作平稳，易于实现快速而无冲击的变速与换向。

这对于提升机的频繁启动、换向很有利。

（4）易于获得各种复杂的机械动作，以直接驱动工作装置，故可用低速大扭矩液压马达直接拖动滚筒，而不需要减速装置。

（5）动力传递很方便。

由于用管道传递压力油，所以液压元件和各种机械装置都易于布局，各元件的安装可以随意放在任何适当的位置上，因此便于液压提升机进行远距离操纵。

（6）容易实现安全保护，能自动防止过载，故能满足提升机安全工作的要求，避免发生事故。

（7）液压元件能自行润滑，延长了使用寿命。

（8）液压元件易于实现标准化、系列化、通用化、便于组织专业化大批量生产，从而提高生产率，提高产品质量、降低成本。

同时液压传动也有一些缺点：
（1）液压油易泄漏。

外漏会污染环境，并造成液压油的浪费；内漏会降低传动效率，并影响传动的平稳性和准确性。

（2）液压油的粘度随温度的变化而变化，容易引起工作机构的不稳定。

在低温和高温的情况下，不宜采用液压传动。

（3）液压油易污染，要求液压油经常保持清洁干净，使用中要防止灰尘和杂物混入。

（4）零件加工精度和质量要求高，加工难度大、成本较高。

（5）液压油易燃，需注意防火，如用阻燃液作为液压传动介质则可避免。

由于液压传动具有以上许多突出的优点，对提高提升机的技术性能具有很重要的作用，所以在提升机上采用液压传动。

2 液压提升机整体结构的设计
2.1各部件的整体设计
液压提升机主要由液压马达、主轴、卷筒、制动盘、盘式制动器和基座组成。

下图为液压提升机整体结构的示意图。

图2.1 液压提升机结构示意图
1—液压马达1；2—主轴；3—卷筒；4—钢丝绳；5—制动盘；
6—盘式制动器；7—液压马达2
两个液压马达直接连接在主轴的两端，卷筒通过定位杆和定位螺栓安装在主轴上，制动盘安装在主轴的一端，盘式制动器位于制动盘的对角线上，以上所有部件均安装在底部的基座上。

2.2 主轴装置的设计
2.2.1概述
液压提升机的主轴装置是缠绕提升钢丝绳的工作机构，是液压提升机的主要承力部件。

主轴装置包括主轴、轴承座和滚筒。

而滚筒一般由筒壳、支轮、制动轮及支环等组成。

筒壳是滚筒的主要承载部件，支轮和制动轮是支撑筒壳和传递力的部件，支环是增加筒壳稳定性的。

液压提升机的主轴装置和普通电动提升机的主轴装置的作用和构造大体相同，所不同的地方主要是主轴装置与液压马达或减速箱的连接方式和普通电动提升机不同。

2.2.2主轴装置结构的设计
本设计的主轴装置由主轴、筒壳、支轮、制动轮、木衬、支环轴承和轴承座等组成。

主轴用45号钢制成。

支轮和制动轮用钢板焊接而成。

筒壳用钢板、角
钢构成。

主轴承由滚子轴承和铸铁轴承座组成。

筒壳与支轮、制动轮用螺栓联接。

支轮与主轴为间隙配合联接。

制动轮与主轴为过盈配合连接，采用加热装配。

设计这种过盈配合连接方式来传递提升机动力的优点是简化了制造工艺、减小了维修工作量。

但制造厂要保证精确的配合尺寸和表面粗糙度，否则其效果会适得其反。

主轴两端采用双列向心球面滚子轴承支承，两端与内曲线低速大扭矩液压马达用花键联接，液压马达用螺栓直接固定在主轴轴承座上。

主轴左端轴承座与支轮之间装有一个链轮，用链条带动深度指示器。

卷筒左右侧各有一出绳孔。

在滚筒上装有一圈枕木，枕木的作用是引导钢丝绳，减少钢丝绳的损伤，而
且它把钢丝绳的负荷均匀地分布到滚筒壳上，改善了滚筒的受力状况。

本设计为了缩短轴向尺寸，并省去齿轮连轴器，将主轴轴承座与液压马达座设计成一体，把液压马达直接用螺栓固定在主轴轴承座上，利用高精度的机械加工和定位装置来保证液压马达与提升机主轴同心。

此主轴是锻件，经正火处理后再进行机械加工，成品经超声波检查。

滚筒板采用冷滚压成型工艺。

支轮和制动轮在试制期间采用钢板焊接组成，焊后经退火处理。

批量生产时。

为了降低生产成本，支轮和制动轮均可改为铸件。

2.2.3主轴变位质量计算
液压提升机主轴装置的变位质量按下式计算
z m ＝∑i m （2.1）
i m ＝i G 22D
D i （2.2） 式中： m z -主轴装置的变位质量，㎏；
m i -主轴装置某一部件i 的变位质量，㎏；
D i -零件i 的惯性回转直径，m ；
G i -零件i 的惯性回转直径，m ；
D —滚筒直径，m ；
（1）筒壳
根据设计图纸，筒壳的重量G k =1446㎏，D 1=1.35m,D 2=1.39m 。

请参看图2.2。

图 2.2 筒壳
k D ＝2
D 2221+D ＝239.11.352
2+＝1.37m k m ＝k G 22D D k ＝1446×2
2
6.13
7.1＝1060.2㎏ （2）支轮
支轮重量G ZL =698㎏，将支轮分解为1、2两部分，G ZL1=563㎏，G ZL2=135㎏，
D 1=1.95m,D 2=0.39m,D 3=1.31m,D 4=1.45m,请参看图2.3。

图2.3 支轮 1—轮；2—环
1ZL D ＝2
D 2221+D ＝239.01.952
2+＝1.38m 2ZL D ＝2
D 2423+D ＝245.11.312
2+＝1.38m 1ZL m ＝1ZL G 221D D ZL ＝563×2
26.138.1＝418.8㎏ 2ZL m ＝2
ZL G 222D D ZL ＝135×22
6.138.1＝100.4㎏ ZL m ＝1ZL m +2ZL m ＝418.8+100.4＝519.2㎏
依次可计算出主轴装置其余部件的变位质量，主轴装置的变位质量为：
z m ＝k m +ZL m +……＝1060.2+519.2+……＝4716.4㎏
2.2.4筒壳强度计算
1.已知条件
筒壳材质 16Mn
筒壳厚度 δ＝20㎜
筒壳厚度中线半径 r=735㎜
筒壳的弹性模数 E=9.8×2×106N/cm 2
钢丝绳的弹性模数 E s =9.8×1.2×106N/cm 2
钢丝绳横向弹性模数 E h =9.8×2500N/cm 2
2.筒壳自由段的强度计算
在多层缠绕时，筒壳自由段的压缩应力
y σ＝n A t
TC δ＜[]σ （2.3） 式中： T —钢丝绳最大静张力，T ＝45000N ；
δ—筒壳厚度，δ＝2㎝；
t —绳圈间距，t ＝d+ε＝24.5+2＝26.5㎜＝2.65㎝；
C —由于筒壳变形，使钢丝绳拉力降低的系数；
A n -多层缠绕时钢丝绳拉力降低系数。

缠绕一层时，筒壳自由段的压缩应力
1y σ＝t
TC δ＝65.22902.045000⨯⨯＝7658N/㎝2 多层缠绕时，钢丝绳拉力降低系数
2A ＝λλβ++-122B ＝23
.0123.0108.4150224++⨯⨯⨯--＝1.696 3A ＝()λλβ211432+++-A B ＝()23
.0211696.123.0108.4150434⨯++⨯+⨯⨯⨯-- ＝2.282
缠绕二层时，筒壳自由段的压缩应力
2y σ＝1y σ2A ＝7658×1.696＝12988 N/㎝2 缠绕三层时，筒壳自由段的压缩应力
3y σ＝1y σ3A ＝7658×2.282＝17476N/㎝2 故筒壳自由段满足强度要求
2.2.5主轴强度和刚度计算
1.已知条件
主轴装置重量 G Z =6589㎏
主轴重量 G ZZ =1133㎏
支轮及轮毂重量 G 1=915㎏
制动轮及轮毂重量 G 2=2002㎏
筒壳重量 G 3=1156㎏
木衬重量 G 4=370㎏
主轴装置变位质量 m z =3770㎏
滚筒变位质量 m t =3414㎏
2.固定静载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力
（1）主轴自重分配于各轮毂处的力
主轴单位长度重量
q ＝l
G zz ＝1.31133＝366㎏/m 主轴自重可分作为集中力分配于各轮毂作用点上。

1z P ＝⎪⎭
⎫ ⎝⎛+28.932l l q ＝⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯⨯2395.1392.03668.9＝3205N 2z P ＝⎪⎭
⎫ ⎝⎛+28.943l l q ＝⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯⨯2627.0395.13668.9＝3626N （2）滚筒各零部件重量分配于各轮毂处的力
1g P ＝⎪⎭⎫ ⎝⎛++43121218.9G G G ＝⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯+⨯+⨯370211156219158.9
＝16444N
2g P ＝⎪⎭⎫ ⎝⎛++43221218.9G G G ＝⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯+⨯+⨯3702111562120028.9
＝27097N
（3）缠绕于滚筒上的钢丝绳重量分配于各轮毂处的力
1）摩擦圈、试验用钢丝绳及多层缠绕时供移动用的钢丝绳的重量 G 0＝()[]p L D n n d m ++π＝()[]165.2306.114.343⨯+⨯⨯+ ＝141㎏
2）缠满一层钢丝绳的重量（不包括G 0） G 5=pH 1＝2.165×237＝513㎏
3）缠满三层钢丝绳的重量（不包括G 0） G 6=pH 3＝2.165×803＝1740㎏ 式中： n m —保留在滚筒上的摩擦圈数， n m =3；
n d —多层缠绕时供移动用的钢丝绳圈数， n d =4； L —试验用钢丝绳长度，L ＝30m ；
p —钢丝绳单位长度重量，p ＝2.165㎏/m ； H 1—缠满一层的提升高度 H 1=237m ； H 3—缠满三层的提升高度， H 3=803m 。

4）钢丝绳重量分配于各轮毂处的力 提升开始
()11s P ＝0 ()
12s P ＝9.80G ＝1382N
（4）合成的固定静载荷
上述三项静载荷其方向与作用点均相同，故先合成。

P h =P Z +P g +P S （2.4） 由于钢丝绳重量按3种工况计算，故合成的固定静载荷也有3种工况。

提升开始
()
11h P ＝1z P +1g P +()11s P ＝3205+16444+0＝19649N ()12h P ＝2z P +2g P +()12s P ＝3626+27097+1382＝32105N
3.钢丝绳拉力分配于主轴各轮毂的作用点上的力 （1）钢丝绳拉力及其位置计算 提升开始钢丝绳的拉力
1T ＝()12
18.9a m Q K T i +-+
式中： T —钢丝绳最大静张力，T ＝45000N ； K —矿井阻力系数，取K ＝1.15；
Q —一次提升货载量，取有效载荷为钢丝绳最大静张力差的50﹪，
Q ＝8.95.0T
＝8.9450005.0⨯＝2296㎏；
i m —提升侧所有运动部件的变位质量，i m ＝g T ＝8
.945000＝4592㎏； 1a —提升加速度，1a ＝1m/2s 。

∴1T ＝()1459222962
115.18.945000⨯+⨯-⨯+
＝51280N 钢丝绳拉力的作用位置在滚筒的右侧，但由于摩擦圈及试验绳圈的关系，故距右侧挡板还有一段距离b 1,如图2.4所示。

1b ＝()επ+⎪⎭⎫ ⎝⎛+d D 307＝()25.246.114.3307+⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛
⨯+＝346㎜
图2.4 滚筒提升开始时钢丝绳的位置
（2）钢丝绳拉力分配于各轮毂处的力 根据钢丝绳在滚筒上的位置及滚筒的结构尺寸
，按简支梁求反力的关系，把钢丝绳拉力分配于1、2点上。

滚筒提升开始，参见图2.5。

()11F ＝1395346
1
T ＝51280×1395
346＝12719N ()12F ＝1T -()11F ＝51280-12719＝38561N
由于在设计提升机时，出绳方向按水平计算，因而上述T 、F 均为水平方向。

图2.5 滚筒提升开始时钢丝绳拉力分配
4.作用于轴上水平方向及垂直方向的合力
垂直方向 ()11c F ＝()11h P ＝19649N ()12c F ＝()
12h P ＝32105N
水平方向 ()11p F ＝()11F ＝12719N ()12p F ＝()12F ＝38561N
5.计算力矩
（1）计算支点反力
1）垂直合力对主轴造成的支点反力参看图2.6。

左轴承
()
1cz R ＝()()()
l
l F l l F c c 4124311++＝()2414627
32105627139519649⨯++⨯＝24780N
右轴承
()1cy R ＝()11c F +()12c F -()
1cz R ＝19649+32105-24780＝26974N
图2.6 垂直合力对主轴造成的支点反力
2）水平合力对主轴造成的支点反力参看图2.7。

图2.7 水平合力对主轴造成的支点反力
左轴承
()
1pz R ＝
()()()
l
l F l l F p p 4
124311++＝
()2414
627
38561627139512719⨯++⨯＝
20669N
右轴承
()1py R ＝()11p F +()12p F -()
1pz R ＝12719+38561-20669＝30611N
（2）计算垂直弯矩、水平弯矩和合成弯矩 1）垂直力对主轴造成的垂直弯矩
()11c M ＝()21l R cz ＝24780×0.392＝9714 N ·m
()12c M ＝()41l R cy ＝26974×0.627＝16913N ·m 2）水平力对主轴造成的水平弯矩
()11p M ＝()21l R pz ＝20669×0.392＝8102 N ·m
()12p M ＝()
41l R py ＝30611×0.627＝19193 N ·m
3）合成弯矩
()
11ωM ＝()()211211p c M M +＝2281029714+＝12649 N ·m ()
12ωM ＝()()212212p c M M +＝221919316913+＝25582 N ·m
由上述计算可知，断面2处为最危险断面，所以下面仅校核该断面的安全系数即可。

6.扭矩计算
提升机的最大扭矩发生在断面2处，其扭矩大小为：
()
12n M ＝()[]
R a m m T ig 101++＝()[]11141
341451280⨯⨯++＝59835 N ·m 式中： T 1—钢丝绳的拉力， T 1=51280N ；
m ig —滚筒的变位质量， m ig =3414㎏；
M 0—滚筒上摩擦圈及试验钢丝绳重， M 0=141㎏。

7.危险断面的安全系数计算
主轴的结构尺寸如图2.8所示。

主轴材料为45号钢，经热处理正火+回火，HB ＝160～200，σb ＝54880N/cm 2，σs ＝27440N/cm 2，σ-1＝24500N/cm 2，τ-1＝14700N/cm 2。

图2.8 主轴结构尺寸
主轴断面2的直径为υ300，无键槽，采用加热过盈配合连接方式。

（1）抗弯和抗扭断面模数计算 1）抗弯断面模数
2w W ＝323
d π＝32
3014.33
⨯＝26493cm
式中：d —主轴断面2处的直径，d ＝30㎝。

2）抗扭断面模数
W n2＝2W w2＝2×2649＝5298cm 3 （2）断面2安全系数计算 1）最大弯曲应力和扭转应力
max σ＝()212
w w W M ＝26492558200＝966N/2cm
max τ＝()
2
12
n n W M ＝52985983500＝1129N/2cm 2）最小弯曲应力和扭转应力
σmin = σmax =-966N/cm 2
τ
min
=-τ
max
=-1129N/cm 2
3）应力幅
a σ＝2
min
max σσ-＝max σ＝966N/2cm a τ＝
2
min
max ττ-＝max τ＝1129N/2cm
4）平均应力
m σ＝
2
min
max σσ+＝0 m τ＝
2
min
max ττ+＝0
5）抗弯安全系数 σn ＝
m
a K σϕσβεσσσ
σ
+-1
＝
9666
.094.076
.124500
+⨯⨯＝8.1
式中： K σ —弯曲时的应力集中系数，取K σ＝1.76； β —表面粗糙度系数，β＝0.94； εσ—尺寸系数，εσ＝0.6； υσ—抗弯等效系数，υσ＝0。

6）抗扭安全系数 τn ＝
m
a K τϕτβεσττ
τ
+-1
＝
11296
.094.054
.114700
+⨯⨯＝4.9。