液压绞车设计

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目 录

摘 要 .......................................................... I Abstract ........................................................ II 1. 绪 论 ........................................................ 3

1.1. 液压传动系统概论 ........................................ 3

1.1.1. 传动类型及液压传动的定义 .......................... 3 1.1.2. 液压系统的组成部分 ................................ 3 1.1.3. 液压系统的类型 .................................... 3 1.1.4. 液压技术的特点 .................................... 4

2. 卷扬机构的方案设计 ............................................ 4

2.1. 常见卷扬机构结构方案及分析 .............................. 5

2.1.1. 非液压式卷扬机构方案比较 .......................... 5 2.1.2. 液压卷扬机构的分类 ................................ 6 2.1.3. 液压式行星齿轮传动卷扬机构布置方案 ................ 7 2.2. 本设计所采用的方案 ...................................... 9 2.3. 卷扬机构方案设计注意事宜 ................................ 9 3. 卷扬机构组成及工作过程分析 ................................... 10

3.1. 卷扬机构的组成 ......................................... 10 3.2. 卷扬机构工作过程分析 ................................... 10

3.2.1. 卷扬机构的工作周期 ............................... 10 3.2.2. 载荷升降过程的动力分析 ........................... 11

4. 卷扬机卷筒的设计和钢丝绳的选用 ............................... 12

4.1. 卷扬机卷筒的设计 ....................................... 12

4.1.1. 卷扬机卷筒组的分类和特点 ......................... 12 4.1.2. 卷筒设计计算 ..................................... 13 4. 2 钢丝绳的选择 ........................................... 16 5. 液压马达与平衡阀的选择 ....................................... 16

5.1. 液压马达的选用与验算 ................................... 16

5.1.1. 液压马达的分类及特点 ............................. 16 5.1.2. 液压马达的选用 ................................... 17 5.1.3. 马达的验算 ....................................... 17

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5.2. 平衡阀的选用 ........................................... 19

5.2.1. 平衡阀的功能简介 ................................. 19 5.2.2. 平衡阀的选用 ..................................... 19

6. 制动器的设计与选用 ........................................... 20

6.1. 制动器的作用、特点及动作方式 ........................... 20 6.2. 制动器的设计计算 ....................................... 21

6.2.1. 制动转矩的计算 ................................... 21 6.2.2. 制动盘的设计选用 ................................. 22 6.2.3. 制动盘有效摩擦直径计算 ........................... 22 6.2.4. 制动器散热的验算 ................................. 23 6.2.5. 全盘式制动器设计计算 ............................. 25

7. 离合器的设计与选用 ........................................... 26

7.1. 离合器的功用、特点与分类 ............................... 26 7.2. 圆盘离合器主要性能参数的计算 ........................... 26

7.2.1. 离合器的计算转矩 ................................. 26 7.2.2. 圆盘摩擦片的主要尺寸关系 ......................... 27 7.2.3. 摩擦式离合器的摩擦转矩 ........................... 28 7.2.4. 圆盘摩擦离合器压力的计算 ......................... 29

8. 轴的设计 ..................................................... 29

8.1. 轴的材料 ............................................... 30 8.2. 轴的工作能力的计算 ..................................... 30 8.3. 轴的结构设计 ........................................... 33

8.3.1. 拟定轴上零件的装配方案 ........................... 33 8.3.2. 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 ........... 33 8.3.3. 轴上零件的周向定位 ............................... 34

9. 结束语 ....................................................... 35 参考文献 ........................................................ 36 致谢 ............................................................ 37

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摘 要

本次毕业设计是通过分析液压绞车的工作原理、特点及环境,结合实践,并在进行仔细考查后,对液压绞车的整体结构进行了设计,对各组成的元件进行了选型、计算和校核。液压绞车由进口液压马达、平衡阀、常闭多片式制动器、离合器、卷筒、支承轴和机架等部件组成,可根据需要要求,设计阀组直接集成于马达配油器上,如带平衡阀、高压梭阀、调速换向阀或其它性能的阀组。液压绞车结构上具有紧凑、体积小、重量轻、外型美观等特点,而在性能上则具有安全性好、效率高、启动扭矩大、低速稳定性好、噪音低、操作可靠等优良特点,在提升和下放工作中运转相当平稳,带离合器的绞车可实现自由下放工况,广泛适用于铁道机车和汽车起重机、船舶、油田钻采、地质勘探、煤矿、港口等各种起重设备中。

关键词:液压绞车;计算;校核;阀组

I

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Abstract

The graduation project is carried out by the principle of a hydraulic winch work environment and the characteristics of the analysis, combined with practical and

conducting careful observation of the overall structure of the hydraulic winch has been designed for the constituent elements were selection, calculation and check. Hydraulic winch from imported hydraulic motor, balance valve, normally closed multi-disc brakes, clutch, reel, supporting shaft and rack and other components, according to the needs of requirements, design valve with integrated directly on the motor oil, such as with balancing valve, high pressure shuttle valve, governor valve manifold or other

properties. With a compact, small size, light weight, good looks and so on hydraulic winch structure, but in terms of performance it has a good safety, high efficiency, high starting torque, low-speed stability, low noise, reliable operation, and other fine features, the lifting and lowering of the work is quite smooth operation, winch with clutch free fall conditions can be achieved, is widely used in railway locomotive and truck cranes, ships, oil drilling, geological exploration, coal mines, ports and other lifting devices. Key words : Hydraulic winch; computing; check; Manifolds;

II

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1. 绪论

1.1. 液压传动系统概论

1.1.1. 传动类型及液压传动的定义

一部完备的机器都是由原动机、传动装置和工作机组成。绞车,用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备,又称卷扬机。绞车是可单独使用,也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件,因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。卷扬机的卷扬机构一般由驱动装置、钢丝绳卷绕系统、取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮。取物装置有吊钩、吊环、抓斗、电磁吸盘、吊具挂梁等多种形式。安全保护装置有超负载限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保护开关等,根据实际需要配用。 1.1.2. 液压系统的组成部分

液压传动与控制的机械设备或装置中,其液压系统大部分使用具有连续流动性的液压油等工作介质,通过液压泵将驱动泵的原动机的机械能转换成液体的压力能,经过流量、压力、方向等各种控制阀,送至执行机器(液压缸、液压马达或摆动液压马达)中,转换为机械能去驱动负载。 1.1.3. 液压系统的类型

液压系统可以按多种方式进行分类, 见表1-1

表1-1液压系统的分类

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1.1.4. 液压技术的特点

液压传动与其它传动控制方式相比较,液压技术的特点如下。 (1) 优点

1)单位功率的重量轻。 2)布局灵活方便。 3)调速范围大。 4)工作平稳、 快速性好。 5)易于操纵控制并实现过载保护。 6)易于自动化和机电一体化。 7)易于操纵控制并实现过载保护。 8)液压系统设计、 制造和使用维护方便。 (2) 缺点

1)不能保证定比传动。 2)传动效率低。

3)工作稳定性易受温度影响。 4)造价较高。 5)故障诊断困难。

2. 卷扬机构的方案设计

卷扬机方案设计的主要依据:机构的驱动方式;安装位置的限制条件和机型种类与参数匹配等。

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2.1. 常见卷扬机构结构方案及分析

2.1.1. 非液压式卷扬机构方案比较

根据卷扬机构原动机和卷筒组安装相对位置不同,卷扬机构结构布置方案的基本型有并轴式和同轴式两种。而这两种基本型中又有单卷筒和双卷筒之分。下面介绍几种常见的卷扬机构结构方案。

图 2-1 并轴布置单卷筒卷扬机构

图 2-1 所示为并轴式单卷筒卷扬机构, 他们的卷筒轴与原动机轴线并列平行布置, 结构简单、 紧凑。 为了提高取物装置在空载或轻载时的下降速度, 有的卷扬机构设置了重力下降装置(图 2-1b)。 在卷筒上装有带式制动器和内涨式摩擦离合器。图 2-1(a)、(b) 所示方案, 它们是把卷筒安装在减速器输出轴的延长部分上, 从力学观点看,属于三支点的超静定轴,减小了轴承受的弯矩。但是,这种结构对安装精度要求很高, 而且使的卷筒组和减速器的装配很不方便, 减速器也不能独立进行装配和试运转, 更换轴承也较困难。

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图 2-2 并轴布置双卷筒卷扬机构

双卷筒集中驱动, 可减少一套液压马达及传动装置。 2.1.2. 液压卷扬机构的分类

近年来普遍采用了行星齿轮传动的多速卷扬机构,利用控制多泵合流和液压马达的串并联或采用变量液压马达实现卷扬机构的多种工作速度,从而实现轻载高速、 重载低速,提高工作效率,以满足各种使用要求。由于选用的液压马达的形式不同,液压传动的起升机构可分为下列几种形式:高速液压马达传动和低速大扭矩马达传动。高速液压马达传动需要通过减速器带动起升卷筒。虽然低速马达本身体积和重量较大,但不用减速器,使整个液压起升机构重量减轻,体积减小。并使传动简单、零件少,起动性能和制动性能好,对液压油的污染敏感性小。壳转的内曲线径向柱塞式低速大扭矩马达,可以装在卷筒内部,由马达壳体直接带动卷筒转动,结构简单紧凑, 便于布置。

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图 2-3 液压卷扬机构布置方案(一)

2.1.3. 液压式行星齿轮传动卷扬机构布置方案

液压多速卷扬机构有多种布置方案, 如:

1、 液压马达、制动器和行星减速器分别布置在卷筒的两侧, 即对称布置 (图 2-3)。

2、液压马达和制动器分别布置在卷筒的两侧,行星减速器装在卷筒内部 (图 2-4)。

图 2-4 液压卷扬机构布置方案(二) 图 2-5 液压卷扬机构布置方案(三)

3、 液压马达、制动器布置在卷筒同一侧,行星减速器装在卷筒内(图 2-5)

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4、 液压马达、制动器和行星减速器均装入卷筒内部(图 2-6)。

图 2-6 液压卷扬机构布置方案(四)

方案二和方案三属于同一类型,因为行星减速器装在卷筒内,所以体积小,结构较紧凑,但会使卷筒内的空间位置受到限制,提高了安装精度,零件加工工艺复杂,轴承的选择较困难,维修不方便。它们的不同处是制动器的安装位置,方案二显得对称性好。 方案四显然比方案二和方案三的外形尺寸更小,结构更加紧凑。但是它除了有二、三方案中的问题外,还存在制动器和液压马达的散热性极差,检修调试也很不方便。

图 2-7 液压卷扬机构布置方案(五)

二、 三、 四方案均属同轴式布置, 液压马达和卷筒轴需要在同一中心线上,总成组装时要保证规定的同心度。

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把数据代入式中得

1.1?27?103?9.6L??195.52mm3???(200?8)

取多层卷绕卷筒长度 L=200mm。 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,以减小钢丝绳磨损。但在使用中,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,导致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 ~1.5)d 。

( 1 )绳槽半径 R 根据下式

R=(0.53 ~0.56)d 取 R=0.5d 把数值代入得 R=0.5×8=4.4mm

绳槽节距 P=d+(2~4) mm 取 P=8+2=10mm

绳槽深度 h=(0.25~0.4) d 取 h=0.35d=0.35×8=2.8

图 4. 1 绳槽的放大示意图

(2) 卷筒上有螺旋槽部分长L0

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L0?(l)p3?Z1d

式中D0 ——D0 =D + d ,卷筒计算直径,由钢丝绳中心算起的卷筒直径(mm); Z1——Z1≥1.5,为固定钢丝绳的安全圈数。 取Z1=2; 把数据代入式中得

27?103L0?()?10?167.8mm3???2?8

由此可取 0L =170mm。

(3)绳槽表面精度: 2 级——Ra值 12.5。 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: δ= 0.02D + (6~10) mm 把数值代入式中有 δ= 0.02D + 8 = 12 mm 故选用 δ= 12 mm 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3.5° 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2°,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5°,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L≤3D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L≥3D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,L≤3D。 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:

?c?A1A2Smax???c??p

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式中

?c——卷筒壁压应力(MPa);

Smax ——钢丝绳最大静拉力(N);

A1 ——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A1 = 0.75

A2——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A2按表取值;

[

?c]——许用压应力, 对铸铁[?c] =δb/5 , δb为铸铁抗压强度极限,

?对钢[c]=δg, δg为钢的屈服极限。 取A1 =0.75,A2按表取

A2=1.8, 根据已知卷筒底层拉力 1100kgf, 可算得 Smax=1100 ×9.807=10787.7N, 把各数代入式中:

1078.7?c?0.75?1.8?121.36MP12?10

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[δb]≥800MP,δb/5 ≥160MP,

?c=121.36MP<δ

b/5,因此材料选用合格。

4. 2 钢丝绳的选择

在腐蚀性环境中应采用镀锌钢丝绳。钢丝绳的性能和强度应满足机构安全和正常工作的要求。钢丝绳的直径为已知 d=8mm。

5. 液压马达和平衡阀的选择

5.1. 液压马达的选用与验算

5.1.1. 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。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。

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5.1.2. 液压马达的选用

根据已知液压马达的工作压力为16.5MP,总排量 520ml/r,初选液压马达的型号为JMQ—23型低速大扭矩叶片马达,参数见(表 5—1)。

表 5-1 YM630 型叶片马达参数 型 号 排量(ml/r) 压 力 (Mp) 额定 最高 转 速 (r/min) 额定 最高 容效 率 转矩 (N/m) 积 总效率 1440 0.85 JMQ-23 604 效 率 16 20 75 400 0.95 5.1.3. 马达的验算

(1)满载起升时液压马达的输出功率Pw

Pw???Q.v(kw)1000?

式中?? ——起升载荷动载系数, 因液压马达不具有电动机的过载能力而马达 工作压力又受系统压力限制, 一般取?? =1.15~1.3;

Q——额定起升载荷(N) V——物品起升速度(m/s)

η——机械总效率, 初步计算时, 取η=8 0.8~0.85。 额定起升载荷Q根据下式计算 Q=S m

式中 S ——钢丝绳自由端拉力(N); m ——滑轮组倍率。

根据已知 S =10787.7N。 一般当起升载荷PQ≤50kN时, 滑轮组倍率宜取 2,PQ≤250kN时, 倍率取 3~6, 载荷量更大时, 倍率可取 8 以上。 因此,m=2

把数值代入到式子中得:

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Q =10787.7× 2=21575.4N 物品提升速度按下式计算

v?v0m

式中v0 ——钢丝绳线速度(m/min)

v0 由已知得v0=60m/min, 把数值代入得:v= 0.5m/s

??根据需要选取?? =1.3, 机械总效率取η =0.85, 卷筒机械效率ηm=0.97,v= 0.5m/s, Q =21575.4N, 把数据代入式中得:

Pm?1.3?21575.4?0.5?17.009kw1000?0.97?0.85

(2)满载起升时液压马达输出扭矩

Tm???Q?D??2z?1?d??N?m?2mi?

式中 i ——减速器传动比; z ——钢绳在卷筒上的卷绕层数。 其余符号同以前式子。

因为马达为大排量马达,故选用低速方案。因此不采用减速器,所以i =1。又由已知卷筒钢丝绳卷绕三层,故z =3。

把所有数值代入式子中得:

1.3?21575.4??0.2??2?3?1??0.008?Tm??1004.845N?m2?2?0.97?0.85

所选用的马达的额定转矩为 Tm=1440 N·m, 因为 T>Tm, 所以选用的马达转矩符合要求。

(3)计算液压马达的转速nm和输入油量 Qm 根据

nm?60miv??D??z?1?d?

式中各符号同以前的式子。 把数值代入式中得:

计算马达的输入油量用下式

nm?60?2?1?0.5?176.43rmin??0.2?2?0.08?

Qm?

qm?nm?m?v

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式中qm——液压马达的排量(ml/r);

?m?v——液压马达容积效率。

马达的排量根据已知得

qm =520 ml/r,

?m?m?m

?m?v根据下式计算:

?m?v?式中?m——液压马达总效率;

?m?m——液压马达机械效率。

根据表查得?m 取 0.85,?m?m取 0.9。 把数代入式中得:

?m?v=0.95

把所计算的数据代入式中得:

520?10?6?88.5Qm??4.82?10?2m3r0.95

??选用的液压马达转速范围为 2 ~ 400 r/min, 由于计算得nm =88.5 r/min, 所以马达的转速符合要求。

5.2. 平衡阀的选用

5.2.1. 平衡阀的功能简介

平衡阀是用于液压执行元件承受物体重力的液压系统。在物体下降时,重力形成动力性负载,反驱动液压执行元件按重力方向或重力所形成的力矩方向运动,平衡阀在执行元件的排油腔产生足够的背压,形成制动力或制动力矩,使执行元件作匀速运动,以防止负载加速坠下。 5.2.2. 平衡阀的选用

根据已知的马达的排量、工作压力和计算所得的泵的流量选用3210/ 60FAFDB型平衡阀,所代表的意义和阀的外型结构见(图 5-1)和(图 5-2)

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图 5-1 型号所代表的意义

图 5-2 平衡阀的外型结构

1—控制口; 2—监测口; 3—法兰固定螺钉; 4—盖板; 5—可选择的 B 孔; 6—标牌; 7—O型圈

6. 制动器的设计与选用

6.1. 制动器的作用、特点及动作方式

制动器是用于机构或机器减速或使其停止的装置,有时也用作调节或者限制机构或机器的运动速度,它是保证机构或机器安全正常工作的重要部件。

为了减小制动力矩,缩小制动器尺寸,通常将制动器装在机构的高速轴上,或减速器的输入轴上。

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按所需应用制动器的机构的工作性质和条件,对于起重机构的起升和变幅机构都必须采用长闭式制动器。

卷扬机属起重类机械的起升机构由于工作需要,因此采用常闭式制动器。盘式制动器的工作原理是利用轴向压力使圆盘或圆锥形摩擦表面压紧,实现制动,制动轮轴不受弯曲。由于卷扬机应用的场合和安装制动地点的空间受限因此选用盘式制动器。其优点是:

1.制动转矩大,且可调范围大,制动平稳可靠,动作灵敏保养维修方便。 2.频繁制动时,无冲击。由于制动衬块(片)与制动盘接触面积小,制动盘工作表面积大部分暴露在大气中,散热能力强,特别是采用有通风道的制动盘, 效果更显著,而且制动盘对制动衬块(片)无摩擦助势作用,无块式制动器的热衰退现象(由于温升制动转矩下降),从而得到稳定的制动性能。从安全的角度考虑,盘式制动器是最合适的制动器。

3.防尘和防水性能好, 制动盘上的灰尘和水等污物易被制动盘甩掉, 当浸水 时制动性能降低, 出水后仅制动一、 二次就能很快恢复正常。

4.制动盘沿厚度方向变形量比制动轮径向变形量小的多, 易实现小间隙和磨 损后的制动补偿,脚踏式的踏板行程变化也较小。

5.转动惯量小,体积小、重量轻。

其主要缺点有:制动衬块(片)的摩擦面积小,比压大,对制动衬块(片) 材质要求较高,径向(或轴向)尺寸稍大,价格也比较贵。

制动器按动作方式分为自动作用式、操纵式和综合式三种。 常闭制动器在弹簧推力作用下经常处于制动状态,机构工作时,用松闸装置松闸或自动通电松闸。本设计的卷扬机鉴于外形尺寸与价格方面原因采用自动作用式制动器。自动作用式制动器当机构断电或油路切断时,不依赖操作人员的意识弹簧使制动器自动抱闸;当机构通电或油路供油时,自动松闸,自动作用式制动器保证机构有更高的安全性。制动转矩调定后基本不变,但用于载荷变化大的机构时制动欠平稳。

6.2. 制动器的设计计算

6.2.1. 制动转矩的计算

Q?D0??N?m?2mi

制动转距应满足以下要求:

Tz?Kz式中Tz ——制动器制动转矩(N·m);

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Kz ——制动安全系数, 与机构重要程度和机构工作级别有关; D0——卷筒卷绕直径(mm)。 η ——机械效率;

其他各符号同以前的式子。

Kz 按表查得 1.75,D0 根据D0=D+d计算得 D0 =208mm, 把各数值代入到式子中得:

Tz?1.5?21575.4?0.208?0.85?1430.45?N?m?2?2?1

由此可知制动器制动转矩应大于 1430.45 (N·m)。 6.2.2. 制动盘的设计选用

1.选标准制动盘

根据主机的具体要求和盘式制动器的类型,查表选择标准直径和结构形式的制动盘。按工作情况选择有通风道的制动盘,选取型号为:

BSP—220×10×80×50

BSP——B 型直线通风道制动盘 220——外径(mm) 30——厚度(mm) 80——轴孔直径(mm) 50——轮毂长度(mm) 6.2.3. 制动盘有效摩擦直径计算

根据配套主机的负载所需制动转矩Tz , 校核制动盘的有效摩擦直径:

D?KTzZ?p?A?d

式中 D ——制动盘有效摩擦直径(mm); Z ——制动块的数目, 一对时取 ;

2

A——一个制动衬块(片) 的设计面积(mm); [p]——制动衬块(片) 的许用比压力; μd——动摩擦系数, 根据摩擦材料选择; K——制动安全系数。

根据工作状况选用摩擦材料为油浸石棉带, 脂润滑, 润滑效果好, 按表选

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取μd =0.1, [p]=0.6, K 取 1.5, 由于制动块的数目有 6 对, 所以 Z 取 12,

22A??d?d23制动片的设计面积按下式计算:

?? 式中d2 ——摩擦盘外径(mm);

d3 ——摩擦盘内径(mm)。

按选用的标准制动盘尺寸把数值代入式子得 A =0.0132m 。 把所有数值代入式子, 得:

D?1.5?1430.45?90.76mm12?0.6?130?0.1

26.2.4. 制动器散热的验算

当制动器摩擦面温度过高时,摩擦系数降低,擦衬垫加速磨损,不能保持制动时所需要的稳定的制动力矩。制动器的发热验算在于检验制动器在最高许用温度下散发的热量是否大于制动器产生的热量, 即 Qs≥Qzh

式中Qs ——制动器每小时散发的热量(J); Qzh ——制动器每小时产生的热量(J)。 1、 制动器每小时的散热量

Qs?Q1?Q2?Q3

44??273??273???????12?Q1??CA?CA??11?????kJh?22????????100??100????

Q2??A3??1??2??1?JC??kJh?

Q3???1A1??2A2??3A3??4A4???1??2?JC?kJh?

式中C1 ——制动轮(盘) 制动表面的辐射系数, 可取光亮的钢表面辐射系数,

C1?5.44kJm2,h,oC;

??C2 ——制动轮(盘) 制动表面以外的表面辐射系数, 可取粗糙氧化的钢表 面

2oC?18kJm,h,C; 辐射系数,2?A1 ——制动轮(盘) 制动表面积减去制动衬片的面积m2; ?A2 ——制动轮制动表面积以外的表面积m2;

???1 ——制动衬片的许用温度( ℃);

2???21kJm,h,?C?; β——自然对流散热系数,

?2 ——周围环境温度, 一般取30℃~ 35℃, 高温车间取60 ℃;

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?A3 ——扣除制动衬片遮盖后的制动轮(盘)外露面积m2;

JC——机构的接电持续率;

?1 , ?2 , ?3 , ?4——制动轮(盘)各部分表面积的强迫散热系数,与各部分表

0.78??25.7vikJ?m2,h,?C?1面积的圆周速度有关,;

A1 , A2 , A3 , A4 ——相对应的制动轮(盘)表面积m2; vi ——各部分散热面积的圆周速度(m/s)。 2.制动器每小时的发热量

起升机构停止式制动器每小时制动的发热量上升制动时,由于物品和吊具的重量起制动作用,制动器的发热量很小,一般忽略不计。

下降制动时,机构的全部动能(包括旋转运动和直线运动的质量)和物品吊具减小的势能转换为制动器的发热:

?1?Qzh??J?2?PS??Z0W?kJh??2?

?式中 J ——换算到制动轮轴的机构转动惯量(包括所有回转和直线运动部分)

kg?m240J?GD2,GD2为飞轮矩

???ω ——制动轮轴在制动开始时的角速度 (rad / s) ; P——平均起升重量(N) ; S——下降制动距离(m) ; η ——机构传动效率;

Z0——机构每小时下降制动次数; W ——热功当量。

把已知各量和从表中查得的各量代入式中,最后得: Qs =170.435 (kJ / h) Qzh =156.768 (kJ / h) Qs > Qzh

验证发热量合格。

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图 6-1 盘式制动器制动盘受力图

6.2.5. 全盘式制动器设计计算

根据公式: 轴向推力 Fa

Fa?摩擦盘有效面直径 Re

Tjn?Re?102

32Ry?RnRe?3Ry2?Rn2Re?Ry?Rn23

当 Ry ≤1.8Rn 时,可取

式中 Tj ——计算制动转矩N·m;

R,Rn—— 摩擦面的外、内半径cm 全盘式取Ry=(1.2~2.5)Rn; y——轴向推力 N ; Fa

n ——摩擦副数目;

μ——摩擦系数。

根 据 前 面 的 计 算 Ry =84mm , Rn =56mm , Ry≤1.8Rn , 所 以 取

Re?2Ry?Rn3Ry?Rn233228.43?5.63??2?7.47cm38.4?5.62

把数值代入前式得:

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Fa?1430.45?102?8.5KN5?0.45?7.47

根据所计算的轴向推力 Fa 来取制动所用的电磁铁和弹簧。

7. 离合器的设计与选用

7.1. 离合器的功用、特点与分类

1.对离合器的基本要求

离、合迅速,平稳无冲击,分离彻底,动作准确可靠。

结构简单,重量轻,惯性小,外形尺寸小,工作安全,效率高。 接合元件耐磨性高,使用寿命长,散热条件好。 操纵方便省力,制造容易,调整维修方便。 2.影响离合器选择的因素 a.原动机的启动性能 b.离合器的受载特性 c. 接合元件的性质 d.操纵方式 e. 环境条件

3.离合器的选择和工作性能参数 a.离合器的型式 b.离合器的工作容量 c. 摩擦功和温升 d.接合元件的使用寿命 e. 离合器的转速和影响性

按要求,本设计采用机械操纵式多片圆盘摩擦离合器,属摩擦式离合器。

7.2. 圆盘离合器主要性能参数的计算

7.2.1. 离合器的计算转矩 对于摩擦式离合器

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Tc?式中Tc—— 离合器

KT?N?m?Km?Kv

T ——离合器的理论转矩, 对于摩擦式离合器可取运转中最大工作转矩或接 合过程中工作转矩与惯性转矩之和 ( N·m) ;

K ——工作情况系数,其值与原动机和工作机的类型、 离合器的结构形式等有关。通常对干式摩擦式离合器,可取较大的值,对湿式摩擦式离合器,可取较小的值;

Km ——离合器接合频率系数; Kv ——滑动速度系数。

根据以前求得 T =1004.85(N·m) 表取 K = 1.25 , Km =1, Kv =1.35,把数值代入式中得:Tc=930.412 (N·m) 7.2.2. 圆盘摩擦片的主要尺寸关系

图 7-1 圆盘摩擦片尺寸图

摩擦片内径 D1

套装式

干式 D1= (1.5 ~ 2)d 湿式 D1= (2 ~ 3)d

式中d—— 为轴的直径(mm) 。

由已知得 d =60mm,代入式中得 D1= 2 × 55 =110mm 摩擦面外径 D2 D2= (1.25 ~ 2) D1

把数据代入式中得 D2= 2 ×110 =220mm

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摩擦片数目 z

z?3Tc32???p?R2?R13?Kz

??式中 Kz ——摩擦面对数修正系数, 对于每小时接合次数小于50次的干式和式离合器取 Kz =1 ,对于每小时接合次数超过50次的湿式离合器,按表查。 湿μ——摩擦系数;

2p ——摩擦面的压力 Nmm ;

2Kz 按表取 0.91,按表查得 μ =0.2, p = 0.35 Nmm ,把以前计算的各

值代入式中得:

z =5.45

取 z=6。

7.2.3. 摩擦式离合器的摩擦转矩

离合器摩擦面上对(图 7-2)所示的摩擦盘的摩擦转矩为

T???pARv N?mm

222??A??zR?R mm21式中 A——摩擦器的总摩擦面积 ; z ——摩擦面数;

R1、R2 ——摩擦盘工作面的内、外半径 mm;

32R2?R13Rv?223R?R21Rv ——当量摩擦半径 mm

????

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图 7-2摩擦盘尺寸关系

根据前面计算R1=92mm,R2=136mm,z=15 数值代入式中得: Rv =82.5mm 得:Tμ=987.36 N·m

离合器的计算转矩通过计算得Tc=930.214 N·m ,由上式计算的摩擦转矩 Tμ=987.36 N·m ,Tμ>Tc ,因此选用数据合格 7.2.4. 圆盘摩擦离合器压力的计算 a.摩擦面的压紧力 Q

A = 17973mm

0

22按表查得 μ =0.2, p = 0.35 N / mm ,把取的数据和计算的数据代入式中

Q?Tc NRv?m

式中 m——摩擦面对数, m = z - 1 ( z 为摩擦片数) 。

其他符见以前式子。

按前面计算得 Tc = 930.412N·m , Rv =82.5mm, μ =0.2,m=6-1=5,把数据代入到 式子中得: Q = 11277.7N b.摩擦工作面p

p?Q??p? Nmm22?bRv

式中 b ——摩擦面的宽度 mm, b = R2- R1 。

b 经计算得 b= 110 - 60 = 50mm ,把各项数值代入式中得:

2NmmP=0.32

2根据 [ p] = 0.35 Nmm ,因为 p < [ p] ,所以校验合格。

8. 轴的设计

轴的设计与他零件的设计相似,包括材料的选择,工作能力的计算和结构设计几个方面的内容。

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8.1. 轴的材料

由于碳钢比合金钢价格低廉,对应力集中的敏感性较低,同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度,故广泛采用碳钢制造的轴,因此轴的材料选用45号钢并进行正火处理。

8.2. 轴的工作能力的计算

轴的工作能力的计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下,轴的工作能力主要取决于轴的强度,这时需要对轴的强度进行计算,以防止其断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴(如车床主轴)和受力大的细长轴,还要进行刚度计算,以防止工作时产生过大的弹性变形,对高速运转的轴 ,还需进行振动稳定性计算,以防止发生共振而损坏。

1、求出轴上的转速 n 和转矩 T 由于轴通过联轴器和马达直接相连,故

T = Tm , n=nm

式中 Tm ——马达的额定转矩( N ·m ) ;

nm ——马达的额定转速( r / min )

把数值代入式中得:

T = Tm = 1440N · m

n =nm= 175r / min

2、求作用在轴上的各作用力

由于轴带动联轴器、卷筒毂、和离合器转动方案见(图 5-1),因此,轴只受扭矩作用,由于轴除受自身重力和轴上各部件的压力外不再受径向力作用,因此轴所受的径向力可忽略不记.分析如图(8-2)

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图 8-1 本设计轴的装配方案

图 8-2 轴的载荷分析图

3、初步确定轴的最小直径

根据式子

p9550000Tn?????T??3WT0.2d

式中 τT——扭转切应力 ( MPa ) ; T ——轴所受的扭矩( N ·mm ) ;

3WT ——轴的抗扭截面系数( mm ) ;

n ——轴的转速(r/min) P ——轴传递的功率( kW ) ; d ——计算截面处轴的直径(mm) ; [τ] ——许用扭转切应力( MPa ) 。 由上式得轴的直径

d?39550000pT?30.2????n0.2??T?

根据轴的选用材料查表得 [τ ] = 40MPa ,把数据代入式中得

d?31440?52.47mm0.2?40

当轴截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱,对于直

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径d≤10mm的轴如有多个键槽时,应增大10% ~ 15% ,故d = d (1 + 12.5%) =59.03mm。

输出轴的最小直径显然是安装离合器处轴的直径 d I ~ II ,为了使所选的轴的直径d I ~ II 与离合器的孔径及液压马达的轴径相适应,故需同时选取离合器的型号,综合考 虑以上几种因素选取 d=60mm。

5、校核轴的强度 按下式计算

?ca?M???T?????4???W2W????22M2???T?????1?W

2式中 σca ——轴的计算应力( MPa ) ; M——轴所受的弯

( N · mm ) ;

矩 N · mm ) ;

T——轴所受的扭矩(

3W——轴的抗弯截面系数( mm ) ;

α ——折合系数;

[σ-1] ——对称循环变应力时轴的许 用弯曲应力。

由于本设计中轴只受扭矩的作用因此 M = 0 ,由下式计算:

?ca???T?2W????1?

图 8-3 抗弯、抗扭计算截面图

轴的抗弯截面系数依照(图 8-3) 按下式计:

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bt?d?t?W??322d

?d32把数带入式中计算得: 其中 b=18,t=5.6

43W = 2.3 ×10mm

折合系数 α当扭转切应力为静应力时, α≈ 0.3 把计算的值和已知的值代入式

中得:

?ca??0.3?1715000?22.3?104?21.7MPa

根据轴的材料按表选 [σ-1 ] =255 MPa 。因此 σca≤ [σ-1 ] ,故安全。

8.3. 轴的结构设计

轴的结构设计是根据轴上零件的安装、精度、定位以及轴的制造工艺等方面的要求,定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 8.3.1. 拟定轴上零件的装配方案

轴的结构形式与轴上主要零件的位置及装配方案有关。确定装配方案就是定出轴上主要的装配方向、顺序及相互关系。拟定装配方案时,一般要考虑几个方案,分析比较后选定。本设计的方案如(图 8-1) 。

装配方案按摩擦片离合器、轴承、轴承端盖、支架、卷筒毂、卷筒按从左到右的方向装配,左端按卷筒、套筒、多盘式摩擦制动器按从左到右方向装配。 8.3.2. 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

(1)按照计算转矩 Tca 及最小轴径选取孔径为 60mm 的多片式摩擦离合器,与之相匹配的选取最小轴径 dⅠ-Ⅱ =60mm, 与轴配合的毂孔长度 l=70mm,所以取 lⅠ-Ⅱ =153mm 。

(2)初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承,根据轴径及轴承标准,由设计手册中初步选取 7313C, 其尺寸为 d×D×B=65 ×140×33,所以取 dⅡ-Ⅲ =65mm, lⅡ-Ⅲ =32mm。

(3)由卷筒毂的宽度及轴承定位需要一定的轴肩,取 dⅢ-Ⅳ =84mm,

lⅢ-Ⅳ =47mm。同时根据卷筒的lⅣ-Ⅴ =136mm,同理 dⅤ-Ⅵ =84mm, LⅤ-Ⅵ =45mm。

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(4)根据选择的多盘式摩擦制动器及在轴上安装的位置选取 dⅥ-Ⅶ =80mm,

lⅥ-Ⅶ =166mm。

(5)根据轴承取 dⅦ-Ⅷ =65mm, lⅦ-Ⅷ =34mm。 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 8.3.3. 轴上零件的周向定位

制动器、卷筒轮毂和离合器与轴的周向定位均采用平键连接。由于连接制动器、卷筒轮毂和离合器的类型都一样 。卷筒轮毂的键由机械设计手册查得平键截面b×h= 8 mm×11mm (GB1095-1990) ,键槽用键槽铣刀加工,键长32mm(标准键长GB1096-1990 ),轮毂与轴的配合公差为 H8/f7,离合器与轴联接,选用平键 18mm× 11mm×63mm,离合器与轴配合为 H8/f7,制动器与轴连接,选用平键 22mm×12mm× 70mm、制动器与轴配合为 H8/f7。滚动轴承与轴的周向定位是凭借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 f7。

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9. 结束语

通过这次毕业设计,不仅开拓了自己思路,还掌握了机械设计的一些步骤和方法,同时对以前所学的知识又得以巩固。也培养了我正确的设计思维,加强了综合运用知识的能力。

我相信,只要肯努力,踏踏实实准备,就一定可以准备的很好。这次实践是对自己大学所学知识的一次大检阅,使我明白自己知识还很浅薄。

另外我们的设计还是会有一些缺陷,所学的知识有限,所以本次设计还有很多地方有待更改和完善。

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参考文献

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致谢

在液压绞车设计过程中,除了应用到以前学过的专业知识,我还查阅了大量的相关资料,使我对这一领域有了一定的了解和认识并掌握了查找资料这项基本技能。

此次毕业设计能如此顺利的完成,完全得力于指导老师张少波老师的充分指导, 提出了许多宝贵的建议,在此对老师和同学们表示深切而诚挚的谢意!

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本文来源:https://www.bwwdw.com/article/znv8.html

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