正文

1 概述

1.1简介

1.1.1绞车概述

在人类历史上，绞盘(windlass)是第一种用于拖曳提升重物的机器，它可使一个人搬运远重于自己许多倍的重物。绞盘采用一种轴和轮的形式，由用垂直框架支撑的滚筒组成，人通过用手摇动曲柄，使绞盘滚筒绕水平轴转动(见图1.1)。中国人在公元前二千年就设计出用曲拐手柄转动的砂轮。

图1.1 绞盘简图

今天被广泛应用的绞车(或称卷扬机)是绞盘的另一种形式，它泛指具有一个或几个上面卷绕有绳索或钢丝绳的圆筒，用来提升或拖曳重载荷的动力机械。图1.2所示为一种简易的手动提升绞车;该绞车用手驱动，靠齿轮传动的速比增扭，配有防止卷筒反转的棘轮机构和制动用的带闸。 1.1.2绞车功能与结构

绞车设计采用滚筒盘绞或夹钳拉拔缆绳方式来水平或垂直拖曳、提升、下放负载，绞车一般包括驱动部分、工作装置、辅助装置等几部分。

1.驱动部分:用于驱动绞车工作装置盘绞、释放缆绳，包含动力及传动装

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置与控制装置。绞车可以采用多种驱动方式，包括电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽油发动机、液压马达、气动马达、等等。无论采用何种驱动发式，在绞车的驱动部分设计中都应包含以下设计准则： ①无级均匀变速，调速范围广；

② 在有负载情况下，良好的启动特性和低速特性，总效率高；

③ 双向旋转，并且容易改变旋转方向；

④ 维护保养相对容易，对周围工作环境不敏感； ⑤ 制动系统工作可靠；

⑥ 设计紧凑，结构简单，安装布置容易，重量轻；

⑦ 在有负载情况下，能长时间安全带载静止而不至于损坏驱动系统。

图 1.2 手动提生绞车

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对于小型绞车，为了保证结构紧凑，绞车驱动部分一般与绞车工作装置联接在一起，直接驱动工作装置；对于大型绞车或应用现场空间相对狭小的绞车，绞车驱动部分与绞车工作装置可以设计成独立放置，两者间通过液压管线、气动管线或电缆管线相联系，绞车的布置和操纵均很方便。 2工作装置:在驱动部分作用下，通过滚筒回转或夹钳直线拉拔等方式拖曳或释放缆绳以完成对负载的收放控制，并含有对缆绳的容绳和排缆装置。

3.辅助装置:辅助工作装置完成拖曳作业，包含滑轮组、导向装置以及速度测量，长度距离测量，张力测量等装置部分;绞车可以使用钢丝绳，尼龙缆绳等多种材质缆绳。 1.1.3绞车分类

绞车可以采用多种分类方法。 按绞车驱动方式分类，绞车可以分为机械式驱动绞车、电机驱动绞车、气动绞车、液压绞车等几大类。

1.机械式驱动绞车

①驱动部件间的固定几何位置关系决定着系统的设计布局，布局的变化

少；

②传动系体积尺寸大，总重量重；

③安装布置复杂，经常需要精密加工的平面和精密的部件定位； ④难以实现大范围的无级变速； ⑤原动机的位置是不可变的；

⑥在有负载的情况下，难以取得平稳的反转；

⑦通过采用液力偶合器，可以在堵转工况下产生最大扭矩。 2.电机驱动绞车

①在小型和低端绞车产品上采用常规定速电机驱动方法，能实现单速(或双速)和双向旋转功能，系统简单，但不能低速启动和平滑变速； ②采用可控硅整流(SCR)直流调速方式实现无级变速，发展历史悠久，可在低速段提供短时的额定扭矩(或堵转扭矩)。但是，若无独立冷却系统和专

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用设计，直流调速方式不能长时间用于堵转工况；

③采用交流变频调速方式实现从零到最大速度的无级变速，可以在低速或堵转工况下提供100%额定扭矩，调速平稳；

④设备复杂，维修、保养人员的技术水平要求较高。 3.气动绞车 ①需要配置压缩空气站；

②气动系统工作压力较低，气动马达外形尺寸较大，气动系统总体重量较重；

③对环境条件敏感-在周围环境温度低的地方，可能有潮气凝结在气动管路和部件里；

④噪音大-需要噪音消音器。 4.液压绞车 ①双向实现从零到最大速度的无级变速控制，易于换向； ②用高压溢流阀或压力补偿器双向限制有效力矩；

③输出速度范围大，负载的低速控制好，可以带载良好启动； ④系统允许长时间支持负载，双向可以限制不同力矩； ⑤设计紧凑，布置方便，动力传递系统总重量轻； ⑥易于实现恒速、恒张力控制。

按绞车应用领域和使用工况分类，绞车分为矿用绞车、建工卷扬机、船用绞车、工程机械绞车以及特殊用途用绞车等等。

按绞车作业形式分类，绞车一般分为滚筒卷扬绞车和线型绞车两大类。滚筒卷扬绞车采用驱动滚筒旋转方式收放缆绳和拖曳负载，并在滚筒上直接容绳；线型绞车采用夹钳直线拉拔缆绳方式拖曳负载，并在独立配置的滚筒上卷扬容绳。图1.3为线型绞车示意图。

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图1.3 线型绞车示意图

1.1.4绞车应用

绞车广泛应用于工程机械、建筑机械、林业、渔业、矿山机械、船舶运输、海洋石油等多领域，可配套多种类型主机设备。

绞车具体配套的部分设备如下： 1.汽车起重机──主吊、辅吊绞车 2.塔式起重机──主吊绞车 3.驳船──定位绞车，拉索绞车 4.钻探船──拔桩绞车

5.挖泥船──悬挂和斗架绞车、抓斗绞车

6.通用船舶──锚泊绞车、起重绞车、牵引绞车 7.集装箱船──船尾恒张力装料绞车 8.码头起重机──主起重卷扬机

9.海洋石油铺管工作船──恒张力移船绞车、张紧器、A/R绞车、起重吊机的负荷绞车等等

10.运输──铁道车辆定位卷扬机、索道牵引绞车

11.森林及木材加工机械──重木起吊卷扬机、木材车、堆材机 12.液压打桩锤配套设备──液压管线绞车、电缆及气动管线绞车

13.矿山和冶金行业──运输绞车、提升绞车

1.2最新技术与发展趋势

随着液压元件的不断发展、丰富，随着液压控制技术和测试技术的进步，

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液压绞车的应用范围不断扩大，功率回收、负荷传感、恒张力等多种先进技术已在大型绞车上广泛应用。

执行元件(液压马达)的使用更加多样。一方面，大排量液压马达实用性的增加大大改变了许多绞车的面貌；同时，小型、低成本液压马达配套行星减速系统也显现出取代大型马达的趋势，能简化或代替传统的多级开式齿轮组。

现有的成熟可编程序控制(PLC)技术和高水平的数字传输技术在绞车精确缠绕控制上成功结合使用，出现了“层补偿输出”技术，可以实现绞车各层缆绳以设定的线速度输出设定的张力。在测量技术上，通过采用接近传感器和光学编码器测试缆绳的线速度和收放距离，采用安装在绞车滑轮轮轴上的应变仪测量缆绳的线张力，通过PC和PLC接收以上信息并应用电比例技术控制液压泵、液压马达的排量与压力。采用远距离无线接收和遥控技术，操控人员可以远程操纵绞车并随时了解绞车的工作状态和发布工作指令。

在传统负荷绞车的基础上出现了一种“存储绞车”，用于大量液压管线、电缆(光缆)、气动管线等的存储和动力收放。在德国MENCK公司、荷兰IHC公司生产的液压打桩锤液压管线绞车、脐带绞车（电缆和气动管线绞车）上，采用了多通道液压回转接头和电滑环技术，可以在绞车回转收放过程中正常传输液、气、电介质，使打桩锤能在200米以上水深的海底正常、连续使用。如图1.4。

在船舶、海洋石油领域的系泊绞车、移船绞车上，采用了一种远程遥控压力限制回路(RVPL)用于恒张力控制功能的实现。在恒张力系泊绞车以设定的速度收缆过程中，当绞车缆绳张力增加到RVPL系统设定点时，液压泵的排量将自动减小以维持设定压力；如果这时张力继续增加，PVPL系统将控制泵的斜盘越过中点，绞车自动放缆以维持张力的恒定。RVPL系统可应用于美国萨奥公司的90系列轴向柱塞变量泵上。

基于能量回收和重新利用的二次调节静液压传动技术是德国科学家于1977年首先提出的一种液压传动技术。在二次调节系统中，液压变量马达/泵(称为二次元件)没有节流损失地连接在由恒压变量泵与液压蓄能器组成的恒压网络中，液压蓄能器在网络中不仅起到了吸收压力脉动的作用，而且作为贮能元件，能够回收并重新利用系统的惯性能或重力势能。二次调节技

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术在国外已经成功应用于矿山、造船、冶金等行业，能显著提高液压系统的效率，对能源紧缺的当今社会具有很大的经济价值和社会价值。国内对于此项技术的研究还仅限于应用基础研究阶段。

1.3液压传动系统概述

1.3.1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。原动机（电动

图 1.4 液压锤管线绞车

机或内燃机）是机器的动力源；工作机是机器直接对外做功的部分；而传动装置则是设置在原动机和工作机之间的部分，用于实现动力（或能量）的传递、转换与控制，以满足工作机对力（或力矩）、工作速度及位置的要求。

按照传动件（或转速）的不同，有机械传动、电器传动、流体传动（液

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体传动和气体传动）及复合传动等的要求。

液体传动又包括液力传动和液压传动是以动能进行工作的液体传动。液压传动则是以受压液体作为工作介质进行动力（或能量）的转换、传递、控制与分配的液体传动。由于其独特的技术优势，以成为现代机械设备与装置实现传动及控制的重要技术手段之一。 1.3.2 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，经过压力、流量、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。这样的液压系统一般都是由动力源、执行器、控制阀、液压附件几液压工作介质的几部分所组成。

一般而言，能够实现某种特定功能的液压元件的组合，称为液压回路。为了实现对某一机器或装置的工作要求，将若干特定的基本回路连接或复合而成的总体称为液压系统。 1.3.3 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。

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1.3.4 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，还容易获得极地的运转速度，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。矿用防爆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。

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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，所以导致在提升机上采用液压传动。 1.3.5 拟定液压绞车系统图

系统的工作原理及其特点简要说明如下：

如图1.5所示，液压马达15的排量方向切换由手动换向阀10实现，控制压力由液压马达15自身提供，为了防止下放时因超越负载作用而失速，

在马达回油路上设置了平衡阀14。另外，为了提高系统工作可靠性，以防污

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染和过热造成的故障，在回油路上设置了回油过滤器3及冷却器7。

图1.5 液压系统图

1—电动机；2—柱塞泵；3—回油滤油器；4—吸油滤油器；5—温度计；6—液位计；7—冷却器；8—溢流阀；9—调速阀；10—手动换向阀；11—压力表开关；12—压力表；13—梭阀；14—平衡阀；15—液压马达；16—制动器

1.4液压绞车结构方案的确定

液压绞车结构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、机型种类与参数匹配等。 1.4.1 常见卷扬机构结构方案及分析

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1.6 并轴布置单卷筒卷扬机构

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图1.6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1.6b）。在卷筒上装有带式制动器和内涨式摩擦离合器。当离合器分离时，驱动卷筒的动力源被切断，卷筒处于浮动状态，这时可利用装在卷筒上的带式制动器控制取物装置以重力快速下降。

卷扬机构方案设计中一个重要问题是卷筒轴与减速器输出轴的连接方式。图1.6（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。然而，它的外形尺寸小，结构简单，适用于中小型建筑机械的卷扬机构。

图1.6（c）、（d）所示方案，卷筒组与减速器输出端均采用了补偿式连接。图1.6（c）减速器的输出轴利用齿轮连轴节与卷筒连接，且直接把动力传递给卷筒。图1.6（d）是采用十字滑块联轴节将卷筒和减速器输出轴连成一体，卷筒轴的右端伸入到减速器输出轴上的联轴节半体中心孔内，构成了轴的一个支点，输出轴和卷筒轴均为筒支结构，构造紧凑，制造、安装均有良好的分组性。

并轴布置双卷筒卷扬机构，如图1.7所示，由一台液压马达通过二级齿轮减速器分别驱动装在两根平行轴上的主、副卷筒。在这两个卷筒上分别装有离合器和制动器。通过液压操纵系统的控制可使主、副卷筒独立动作，并能实现重力下降。

双卷筒集中驱动，可减少一套液压马达及传动装置。

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图1.7 并轴布置双卷筒卷扬机构

2、卷筒轴与减速器输出轴连接方式设计的基本原则

综上所述，卷筒轴与减速器输出轴连接方式设计的基本原则是：

（1）尽量避免采用多支点的超静定轴。因为多支承点受力复杂且轴安装度不易保证。

（2）优先采用减速器输出端直接驱动卷筒的连接方式，使卷筒轴不传递扭距，尽可能避免卷筒轴收弯曲和扭转的复合作用，以减少轴的直径。 （3）使机构有良好的总成分组行，以利制造、安装、调试和维修。 （4）结构紧凑、构造简单，工作安全可靠。

（5）卷筒组与减速器输出轴优先采用补偿式连接，这样，在安装时允许

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总成间有小量的轴向、径向和角度位移，以补偿安装位置误差和机件的变形。

3、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。

液压传动的起升机构可分为下列几种形式：

由于选用的液压马达的形式不同，液压起升机构可分为高速液压马达传动和低速大扭矩马达传动两种形式。

高速液压马达传动需要通过减速器带动起升卷筒。减速器可采用批量生产的标准减速器，通常有圆柱齿轮式，蜗轮蜗杆式和行星齿轮式减速器。这种传动形式的特点是液压马达本身重量轻、体积小，容积效率高，生产成本较低。但整个液压起升机构重量较重，体积较大。

低速大扭矩马达传动可直接或通过一级开式圆柱齿轮带动起升卷筒。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。

4、 液压式行星齿轮传动卷扬机构布置方案

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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，如图1.8所示。

图1.8 液压卷扬机构布置方案(一)

（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，如图1.9所示。

图1.9 液压卷扬机构布置方案(二)

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（3）液压马达、制动器和行星减速器均装入卷筒内部，如图1.10 所示。

图1.10 液压卷扬机构布置方案(三)

方案二由于行星减速器装在卷筒内，所以体积小，结构较紧凑，对称性好，但由于卷筒内的空间位置受到限制，要求安装精度高，零件加工工艺复杂，轴承的选择较困难，维修不方便。

方案三显然较方案二的外形尺寸更小，结构更加紧凑。但是它除了有方案二中的问题外，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。

（4）液压马达、制动器和行星减速器都布置在卷筒的同一侧，如图1.11所示。

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图1.11 液压卷扬机构布置方案（四）

这种布置形式，机构的轴向尺寸较大，维修不太方便，同时也会给总体布置带来一定困难。但它易于加工和装配，总成分组性较好。 1.4.2 本设计所采用的方案

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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。这种布置基于方案二、三之间，同时具备了它们的优点。

图1.11 液压卷扬机构布置方案(五)

1.4.3卷扬机构方案设计注意事宜

卷扬机构的方案的设计除认真考虑以上问题外，还要酌情处理好以下事宜。

1、分配机构总传动比时，级差不宜过大，一般可采取从原动机至卷筒

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逐级降低传动比的分配方法。

2、卷筒直径尽量选取最小许用值，因为随着卷筒直径的增加，扭矩和传动比也随之增大，引起整个机构的尺寸膨胀。但在起升高度大的情况下，为了不使卷筒长度过大，有时采用加大直径的办法来增加卷筒的容绳量。 3、对于具有多种替换工作装置的机械，卷筒的构造应能提供快速换装的措施，如制成剖分组合式卷筒等。

4、滑轮组的倍率对机构的影响较大。因此，滑轮组的倍率不宜取得过 大。一般当起升载荷PQ50kN时，滑轮组的倍率宜取2，PQ250kN时，倍率取3~6，载荷量更大时，倍率可取8以上。

5、卷扬机构的制动器是确保工作安全可靠的关键部件。支持制动器一般应装在扭矩最小的驱动轴上，这样可减少制动器的尺寸。但是若采用制动力矩大、体积小结构简单的钳盘式制动器时，可将其装在卷筒的侧板上，以提高卷扬机构的可靠性。

对于起吊危险物品的卷扬机构应设置两套制动装置。

2 卷扬机构组成及工作过程分析

2.1 卷扬机构的组成

根据选用的结构方案分析卷扬机由液压马达、长闭多片盘式制动器、卷 筒、支承轴、平衡阀和机架等部件组成。

2.2 卷扬机构工作过程分析

2.2.1 卷扬机构的工作周期

卷扬机构是周期性作业。一个工作周期为：启动加速（0→a）、稳定运动（a→b）和制动减速（b→c）三个过程（图2.1）。载荷由静止状态被加速

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到稳定工作速度（稳定运动）时，所经历的时间称为启动时间，从a到b经历的时间称为工作时间，从b点的稳定运动减速到静止状态时所经历的时间成为制动时间。起动和制动时间直接影响卷扬机的工作过程，设计时可通过计算选取较为适合的时间。

图2.1 卷扬机构工作过程曲线

2.2.2 载荷升降过程的动力分析

卷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

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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2.2a）为： SPQPg 式中 PQ——起升载荷；

Pg——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。

图2.2 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

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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SPQPg（图2.2b）。由于减速运动质量产生的惯性力Pg的方向与起升载荷PQ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2.2c）。此时，惯性为Pg的方向与载荷PQ的方向相反，使钢丝绳拉力减小，即

SPQPg。

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2.2d）。此时因惯性力Pg的方向与起升载荷PQ的方向一致，故使钢丝绳拉力增加，即SPQPg。 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距之和。因此，原动机的起动力矩Mq必须满足 MqMjMgmax

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MZ应满足下面条件：

MZMjMg

max ２２

才能将运动的物品在规定的时间内平稳的停住。

式中 Mj ——卷扬机构驱动载荷匀速运动时的静阻力矩； Mgmax——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。

3 钢丝绳的选择和滚筒的设计

3.1钢丝绳的选择

3.1.1钢丝绳的结构

矿用钢丝绳都是丝→股→绳结构，即先由钢丝捻成绳股，再由绳股捻成绳。制造钢丝绳的钢丝是由优质碳素结构圆钢冷拔而成的，一般直径为0.4～4㎜，钢丝的抗拉强度为1400～2000N/㎜2，我国多用1550和1700两种。为了增加抗腐蚀能力，钢丝表面可以镀锌，称为镀锌钢丝，未镀锌的称为光面钢丝。此外还可以用钢丝韧性来标志，分为特号，Ⅰ号和Ⅱ号三种，提升矿物用的钢丝绳可以选用特号或Ⅰ号钢丝来制造，提升人员用的钢丝绳只允许用特号钢丝来制造。

在由钢丝捻成股时有一个股芯，在由股捻成绳时有一个绳芯。股芯一般为钢丝，绳芯有金属绳芯和纤维绳芯两种，前者由钢丝组成，后者可用剑麻、黄麻或有机纤维制成。绳芯的作用是支持绳股，使绳富于弹性，并可储存润滑油，防止内部钢丝腐蚀生锈。 3.1.2钢丝绳的分类

提升钢丝绳有很多种，结构不同性能也不同。根据不同的特点有不同的分类方法，实际上都是从不同的角度来说明钢丝绳的结构特点，了解这些特点，对于认识不同钢丝绳的性能，正确选择和合理使用钢丝绳都是有益的。 （1）依绳股在绳中的捻向来分，有：左捻钢丝绳，即股在绳中以左螺旋方向捻绕；右捻钢丝绳，即股在绳中以右螺旋方向捻绕。

（2）依钢丝在股中和股灾绳中捻向的关系分，有：同向捻钢丝绳，即

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股和绳的捻制方向相同；交叉捻钢丝绳，即股和绳的捻制方向相反。同向捻钢丝绳比较柔软，表面比较光滑，弯曲应力较小，因而寿命较长，但有较大的恢复力，容易旋转打结；交叉捻钢丝绳则与上述情况相反。习惯上又把以上两种分类方法结合起来，分为右同向捻、左同向捻、右交叉捻、左交叉捻四种。

（3）依钢丝在股中的接触情况分，钢丝在绳股中的接触形式有点接触、线接触和面接触三种。点接触式钢丝绳，股中内外层钢丝以等捻角不等捻距来捻制，一般以相同直径的钢丝来制造，钢丝间呈点接触状态。线接触式钢丝绳，股中内外层钢丝以等捻距不等捻角来捻制，一般以不同直径的钢丝来制造，丝间呈线接触状态。两种绳比较，线接触绳比较柔软，无压力集中现象，寿命较长。为了改善丝间的接触状态，将线接触式钢丝绳的绳股经特殊碾压加工，使钢丝产生塑性变形，形成钢丝间呈面接触状态，然后再捻制成绳，称为面接触式钢丝绳，所有线接触钢丝绳均可制成面接触式钢丝绳。面接触式钢丝绳结构紧密，表面光滑，抗磨损和抗腐蚀性能好，寿命较长。

（4）依绳股断面形状分，种类较多，其中最常用为圆股绳，这种绳的绳股断面为圆形。此外还有异形股绳，绳股的断面形状为三角形或椭圆形，提升应用最多的三角绳股，三角绳股具有承压面积达、抗磨损、强度大和寿命长等优点。

（5）特种钢丝绳。除了上面介绍的一些钢丝绳以外，还有一些结构比较特殊的钢丝绳。在矿井提升中应用的有多层股不旋转钢丝绳，这种绳由二层或三层绳股捻成，各层捻向相反，因而克服了钢丝绳的旋转性，适用于作凿井提升绳或生产矿井提升尾绳。密封钢丝绳和半密封钢丝绳，属于单股节后，最外一层是用异形钢丝彼此互相锁住，它的特点是密实、表面光滑、耐磨和耐腐蚀性能好、不旋转、弹性伸长小，但挠性差、制造技术复杂，适用于作罐道绳，国外也有用作提升钢丝绳的。扁钢丝绳，这是一种扁平钢丝绳，一般为手工编制，生产效率低，但这种绳由很大的挠性，又不旋转，所以有些矿井用来作尾绳。 3.1.3钢丝绳的选择

经过综合比较并查阅资料，本设计采用一种叫安全系数法的方法选择钢丝绳。该方法是一种静力计算方法，间接选择绳径。设计时，钢丝绳的额定

２４

拉力为已知，将额定拉力乘以规定的最小安全系数n，然后从产品目录中选择一种破断拉力不小于Fe·n的绳径。

该方法是沿用多年的传统方法，它具有简化计算、资料系统、齐全、完整的特点，基本上能满足现有国产绳径的选择，是一种比较成熟的选择方法。它的不足之处就是选择过程比较繁琐，必须经过多次的试算才能选出，而且是间接选择的。

煤矿安全规程的规定专为升降物料用的提升钢丝绳的安全系数不得低于6.5 。

ngs＝

SpFen

式中 sp ——整条钢丝绳的破断拉力（N）；

n ——绞车工作级别规定的最小安全系数；

n ——选定钢丝绳的安全系数；

gsF ——钢丝绳的额定拉力（N）

e∴SP6.525000162500N

选型结果：14NAT 6×19W+IWR 1670 ZS 100 85 GB8919-1996

3.1.4钢丝绳在卷筒上的固定方式

钢丝绳在卷筒上固定应保证工作时安全可靠，便于检查、装拆及调整，且固定处不应使钢丝绳过分弯折。钢丝绳常用的固定方式有：楔块固定和压板固定两类。

（1）楔块固定

钢丝绳通过楔块固定在卷筒上。楔块的斜度通常取1：4～1：5，以满足自锁条件。这种绳端的固定方式比较简单，但钢丝绳允许的直径不能太大。

（2）压板和螺钉绳端固定装置 钢丝绳端从端侧板预留斜孔中引出至板外，通过压板和螺钉把绳端固定。为安全起见，压板数目至少为两个。这种绳端的固定方式，卷筒结构简单，对铸造卷筒及钢板焊接卷筒都适用。本设计中就采用此种固定方式。斜

２５

孔角度为45°，斜孔的边缘倒圆角，这样可保证钢丝绳平缓的缠绕在卷筒上，避免了钢丝绳的损伤。

3.2滚筒的设计

3.2.1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。 3.2.2 卷筒设计计算

２６

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M3。

1、卷筒节径D

卷筒节径D对筒壁和端侧板的设计具有重要意义。D值小，结构自然紧凑，但单位长度上的力较大，钢丝绳寿命低。

卷筒节径D应满足下式

DKed

式中 Ke——筒绳直径比，是绞车工作级别有关的系数。Ke21； d——钢丝绳直径（mm），d14mm。 结果 D2114294mm 取整 D300mm

2、卷筒边缘直径DK 卷筒边缘直径即卷筒端侧板。对于多层缠绕，为了防止钢丝绳脱落，端侧板直径应大于钢丝绳最外层绳圈直径。端侧板直径常用下式计算：

DKDS4d

式中 DS——最外层钢丝绳绳芯直径，由下式确定： DSD0(2S1)d 式中 S——钢丝绳缠绕层数,S3；

D0——卷筒直径（mm），D0294mm， d——钢丝绳直径（mm），d14mm。 结果 DK420mm 取DK450mm

3、卷筒容绳长度L

由于采用多层卷绕，卷筒长度L由下式计算 L1.lp1n(Dnd)

p(1.1~1d. 2式中 l——多层卷绕钢绳总长度（mm），根据已知卷筒容绳量为58m，所以 l=58000㎜；

２７

D——卷筒直径，D＝300㎜； d——钢丝绳直径，d＝14㎜。 把数据代入式中得

L＝

1.1580001.11433.14300314

＝237㎜ 故取卷筒长度L＝245㎜。 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： ＝0.02D+（3～8）㎜

把数值代入式中有

=0.02×300+4=10㎜ 故选用=10mm。

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3.5º。

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 2º，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5º，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

２８

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=300mm，L=245mm，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p[c]

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，A21.8；

[c]——许用压应力，对钢[c]s/2，s为钢的屈服极限。

把各数代入式中：

c＝0.751.8 ＝337.5MPa

根据所计算的结果查得卷筒的材料为铸钢，其抗压强度极限s≥850MPa， s/2≥425MPa，c=337.5MPa<s/2,因此材料选用合格。

250001010

２９

4 传动装置的设计

4.1传动装置结构设计

液压传动装置结构如图4.1所示，此结构主要由INM型液压马达、Z型

4.1 液压传动装置结构图

液压常闭多片式制动器、C型行星齿轮箱、卷筒、支承轴、机架等组成。INM

３０

型液压马达具有很高的机械效率，起动扭矩大，并可根据各种工况要求带不同的配流器，还可根据用户需要设计阀组直接集成于马达配油器之上，如带平衡阀、过载阀、高压梭阀、调速换向阀或其他性能的阀组，制动器、行星齿轮箱、离合器等直接安装于卷筒内，卷筒、支承轴、机架根据力学要求设计，整体结构简洁合理并具有足够的强度和刚性。

因而该系列绞车在结构上具有紧凑、体积小、重量轻、外形美观等特点， 在性能上则具有安全性好、效率高、起动扭矩大、低速稳定性好、噪音小、操作可靠等特点，值得一提的是液压马达极高的容积效率和平衡阀解决了一般绞车所存在的二次下滑和空钩抖动现象，使得该系列绞车的提升、下放和制动过程较平稳，带离合器的绞车还可实现自由下放工况，普通绞车如阀组带短路阀的在某些特定条件下也可实现自由下放。安装于配流盘上的集成阀组则有效地简化了用户的液压系统。

由于该系列绞车具备上述优点，使其广泛应用于船舶、铁路、工程机械、石油、地质勘探、冶金等行业。

4.2液压马达的选择

4.2.1概述

液压马达是将液压能转变为机械能，并连续旋转的执行元件。

液压马达通入压力油后，由于作用在转子上的液压力不平衡而产生扭矩，并使转子旋转。它的结构与液压泵相似。从工作原理上看，任何液压泵都可以作液压马达使用，反之也是一样，即液压泵与液压马达有可逆性。但是有时为了更好地改善它们的性能，往往分别采用特殊的结构，使之不能通用。例如采用配流盘配流的液压泵，不能作液压马达使用。另外，液压马达与液压泵技术要求的侧重点也有所不同，一般液压泵要求提高容积效率，减少泄漏，而液压马达则希望有较高的机械效率，以得到较大的输出扭矩。在实际使用时，液压泵通常为单向旋转，而液压马达多为双向旋转。液压泵的工作转速都比较高，而液压马达往往需要很低的转速，这就使得它们在结构上不得不有所区别。

３１

液压马达按结构和工作特性分类如下：

起重机常用的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。 4.2.2液压马达的选择

３２

1、负载力矩计算 M＝FchD2

式中Fc—钢丝绳最大静张力，Fc＝25000N D—卷筒直径，D＝300㎜。

∴ Mh＝25000×

2、总排量计算

＝3750N·m

q＝

Pa；

式中 △P—液压马达进出口压力差， △P＝15× —液压马达的机械效率，取0．9

∴ q＝

3、滚筒转速计算

n＝

V62.83750160100.9＝1744mL/r

D

式中 V——液压绞车提升速度，因本液压绞车可无级调速，全液压传动，

故V为液压绞车最大提升速度，V＝15m/min； n——绞车滚筒转速。 ∴ nmax＝

153.140.3＝15.9r/min

根据上述计算，以及参考有关资料确定选用一台INM1-250型液压马达通过减速箱来拖动该液压绞车。马达参数：理论排量243mL/r、额定压力

３３

25MPa、额定扭矩950N·m、连续转速1～450r/min、最高转速700r/min。

4.3行星减速箱的设计

4.3.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 由总排量和选定液压马达求得此液压传动装置的传动比ip为7.1，根据设计要求：工作方式短期间断，且要求结构紧凑和外廓尺寸较小。据参考各行星传动类型的特点查得，2Z-X负号型行星传动适用。其传动简图如图4.2所示。

图4.2 2Z-X型的负号机构

4.3.2配齿计算

通常取行星轮数目nw3，过多会使载荷均衡困难，过少又发挥不了行

b7.13距可能达到的传动比极限值较远，所以星齿轮传动的优点，由于iaH1可不检验邻接条件。 各轮齿数按公式

iaHZanwbCb进行配齿计算，计算根据iaH并适当调整，

使C等于整数，再求出Za，Za应尽可能取质数，并使Za/nwC。适当调

３４

b整iaH6.9231，使C为整数。

则：CiaHZanwb6.9231Za330

解得：Za13

ZbCnwZa13031377 Zc 这些符合配齿要求。 由 jzbzczazc1195019501，查《机械设计手册〔3〕》图

zanw12(ZbZa)12(7713)32

无公约数，cnw整数整数，zbnw整数，且zbzc及zazc的NGW

17.2-3可知适

''20，tcb20 用的预计啮合角为tac za13zmin17，为避免根切，改善齿轮副磨损情况以及提高其承载能

b4，所以取太阳轮正变位，行星轮和内力，故采用高变位。由于实际的iaH齿轮负变位。

高度变位时，啮合角w20，总变位系数xx1x20，根据齿数比u查《齿轮传动设计手册》图2-7确定xa0.3，xcxb0.3。 4.3.3初步计算齿轮的主要参数

齿轮材料和热处理的选择：中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi，渗碳

淬火，齿面硬度58～62HRC，据图取σHlim=1400N/mm2和σFlim=340N/mm2中心轮

３５

a和行星轮c的加工精度6级；内齿轮b采用42CrMo，调质硬度217～259HB，据图取Hlim780Nmm2和σFlim260Nmm2，加工精度7级。

按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数m为： mKm3T1KAKFKFPYFa12FlimdZ1

现已知Z113,Flim340Nmm2，小齿轮名义转矩T19549已知条件得：T1954913345091.9NmP1nwn1，代入

；取算式系数Km12.1；查《行

星齿轮传动》表6-4、6-6，取综合系数KF1.8,使用系数KA1.35；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数KHP1.2,则计算弯曲强度的行星轮载荷分布不均匀系数KFP11.5KHP111.51.211.3 由《齿轮传动设计手册》图2-78查得齿形系数YFa12.85，《行星齿轮传动》表6-6查得齿宽系数d0.6，则齿轮模数m为：

m12.191.91.351.81.32.850.613340232.75

取齿轮模数m3mm

4.3.4啮合参数计算

在两个啮合齿轮副ac、cb中，其标准中心距a为： aac acb12mzazc123133267.5mm

12mzbzc123773267.5mm

由此可见，两个齿轮副的标准中心距都相等。因此，该行星轮传动能满

３６

足非变位的同心条件。 4.3.5几何尺寸计算

按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。 ①分度圆直径：

②齿顶高： ③齿根高： ④齿高：

damza31339mm dcmzc33264mm dbmzb377231mm haahaxam10.333.9mm hachaxcm10.332.1mm habhhxbm17.551x2bxaabm

zb7.551.2130.33 77 3.40mm

hfahacxam10.250.332.85mm hfchacxcm10.250.334.65mm hfbhacxbm10.250.332.85mm hahaahfa3.92.856.75mm

３７

hchachfc2.14.655.75mm hbhabhfb3.42.856.25mm ⑤齿顶圆直径：

daada2haa3923.946.8mm dacdc2hac6422.168.2mm dabdb2hab23123.4224.2mm ⑥齿根圆直径：

dfada2hfa4922.8543.3mm dfcdc2hfc6424.6554.7mm dfbdb2hfb23122.85225.3mm

4.3.6装配条件的验算

对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件：

①邻接条件 按《行星齿轮传动》公式3-7验算其邻接条件，即：

' dac2aacsinnw

' 将已知的dac1、aac和nw的值代入上式，则得：

68.2267.5sin60117 即满足邻接条件。

②同心条件 按《行星齿轮传动》表3-1验算该行星齿轮传动的同心条

件，即：

zazccos'aczbzccos'bc

３８

'' 各齿轮副的啮合角为ac且za13，20和bc20，zb77，zc32，

代入上式，即得：

1332cos207732cos2047.89

则满足同心条件。

③安装条件 按《行星齿轮传动》公式3-20验算其安装条件，即得：

zazbnw1377330（整数）

所以，满足其安装条件。 4.3.7传动效率的计算

x 查《机械设计手册》图17.1.6得该行星传动的效率ab97.4%，可见，该行星传动的传动效率较高，可以满足工作方式的使用要求。 4.3.8结构设计 根据2Z-X型行星传动的特点、传动功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮（太阳轮）的结构，因为它的直径d较小，所以，轮a应该采用齿轮轴的结构型式；即将中心轮a与输入轴连成一个整体。且按该行星传动的输入功率P和转速n初步估算输入轴的直径dA，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。同时与输入轴采用双齿联轴器进行浮动， 内齿轮b单独制造，从侧面装入减速箱中。

行星轮c采用带有内孔的结构，齿宽b应当加大；以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好；在每个行星轮的内孔中，可安装两个滚动轴承来支撑着。而行星轮轴在安装到转臂x的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。

转臂x采用了双侧板整体式的结构型式，该转臂x采用两个滚动轴承支撑在齿轮箱的端盖上。 4.3.9齿轮强度验算 （1）ac传动

３９

强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定kv和zv所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度。

dan111i1 vx100060

13.143945017.100060

0.78ms 则动载系数kv10.093vza100x

=1.06

速度系数zv查《行星齿轮传动》图6-18zv0.97. 其他参数确定：

①查《行星齿轮传动》表6-7得使用系数kA1.35； ②齿向载荷分布系数kH、kF 弯曲强度计算时：kF1b1F 接触强度计算时：kH1b1H

式中：F、H—齿轮相对于行星架的圆周速度vx及大齿轮齿面硬度

HB2对kF、kH的影响系数，按《行星齿轮传动》图6-7选取

F0.46

４０

H0.35

b—齿宽和行星轮数目对kF、kH的影响系数。对于圆柱直齿

传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，b值可由《行星齿轮传动》图6-8查取，得b=1.38。 则：

kF11.3810.461.17 kH11.3810.351.13 ③齿间载荷分布系数kF、kH 先求端面重合度：  式中： a1arccos arccosdacosdaa12z1tana1tanz2tana2tan

390.939746.8 38.45 a2arccos arccosdccosdac

640.939768.2 28.14 则：

４１

113tan38.45tan2077tan28.14tan20

2 =

126.045423.9585

=1.6

因为是直齿轮传动，故总重合度 所以，kFkH0.6450.6451.61.032 ④节点区域系数zH

查《齿轮传动设计手册》图2-73得zH2.5 ⑤弹性系数zE z1E2E11220600010.3189.8Nmm

⑥z、z、 zNT和zX

计算接触强度的重合度系数z41.6.8933430

计算接触强度的螺旋角系数zcoscos01

计算接触强度的寿命系数zNT1 计算接触强度的尺寸系数zX1 ⑦最小安全系数sHmin和sFmin 取sHmin1，sFmin1.4

⑧润滑剂系数zL、粗糙度系数zR、速度系数zV

４２

取zLzRzV0.92 ⑨齿面工作硬化系数zW 取zW1

ac传动接触强度验算：

计算齿面接触应力H,由《行星齿轮传动》式6-51、6-52、6-53得：

Ftd1bu1ukAkVkHkHkHpzHzEzzH

2000140.10.676138222.612.61.351.061.131.0321.22.5189.80.8931609.84Nmm

Hlim按式6-54许用接触应力HpsHminzNTzLzVzRzWzX

校核齿面接触应力的强度条件：HHp 则： 1609.8410.9211663Hlim1400Nmm2

计算结果，ac接触强度通过。用20CrMnTi调质后渗碳淬火，安全可靠。 ac传动弯曲强度计算：

根据《行星齿轮传动》式6-69、6-70得齿根应力为： FFtbmnkAkVkFkFkFPYFaYSaYY

４３

式中：YFa—齿形系数，由《行星齿轮传动》图6-22查得： YFa1=2.85，YFa2=2.32

YSa—应力修正系数，由《行星齿轮传动》图6-24查得：

YSa11.54，YSa2=1.7

Y—计算弯曲强度的重合度系数 Y0.250.750.250.751.60.719an

Y—计算弯曲强度的螺旋角系数，因为是直齿轮，故取值为1 则：

F12000TAd1dam11.351.061.171.0321.32.851.540.7191

2000140.1760.6413827.1

100.78Nmm F290.4 N/mm2



考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力： FmaxF1.5100.781.5151.17Nmm 由强度条件FPFmax可得： FPFmax2

YSTSFminFmax

４４

即：FlimFmaxSFminYST151.171.42105.8Nmm2

由表查得，20CrMnTi调质、渗碳淬火，Flim340Nmm2，故ac传动改用材质后，弯曲强度验算也通过。 （2）cb传动

根据ac传动的H来确定cb传动的接触应力Hcb，因为cb传动为内啮合齿轮传动，故uzbzc77322.4，所以：

2.41 HcbH2.42.612.6

609.840.76381.17672

395.8Nmm

由HPHcb，可得： Hlim HcbzNTzLzVzRzWzX395.810.92112sHmin

1

430Nmm

2 42CrMo调质HLlim780Nmm质材料，接触强度符合要求。

430Nmm2，则内齿轮用42CrMo调

４５

弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，按《行星齿轮传动》式6-69、6-70计算齿根应力，其大小和ac传动的外啮合一样，即： F100.78Nmm2，Fmax151.17Nmm2

由强度条件FPFmax可得： Flim105.8Nmm2

42CrMo调质材料Flim260Nmm的内齿轮弯曲强度符合要求。

2105.8Nmm2，所以cb传动中

4.4轴的设计计算

轴的设计和其他零件的设计相似，包括材料的选用、工作能力的计算和结构设计几方面的内容。 4.4.1输入轴设计计算 1.轴的材料

由于碳钢比合金钢价廉，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，故采用碳钢制造的轴尤为广泛，因此轴的材料选择45号钢并采用正火处理。 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，这时需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。而对刚度要求高的轴（如车床主轴）和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，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，以防止发生共振而破坏。 （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）；

４６

nm——马达的额定转速（r/min）。

把数值代入式中得：

T=Tm=950N·m n=nm=450r/min

（2）求作用在轴上的各作用力

由于轴带动联轴器，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。

（3）初步计算轴的最小直径

根据式子

TTWT95500000.2d3pn[]

式中T——扭转切应力 （MPa）；

T——轴所受的扭矩（Nmm） ——轴的抗扭截面系数（mm3）；

WT； 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）

[]——许用扭转切应力（MPa）。

由上式得轴的直径

d9550000P30.2[T]n=3T0.2[T] 根据轴的选用材料查表得[]=40MPa，把数据代入式中得

４７

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，对于直径d100mm的轴如有多个键槽时，应增大为10%~15%，故

=5.5mm。 dd(112.5%输出轴的最小直径显然是花键处，为了使所选的轴的直径与制动器的联

轴器相适应，选取d=28mm （4）校核轴的强度

按下式计算

ca(MW)4(2T2W)2M2(T)W2[1]

式中ca——轴的计算应力（MPa）； M——轴所受的弯矩（Nmm）； T——轴所受的扭矩（Nmm）； W——轴的抗弯截面系数（mm3）； ——折合系数；

[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)W2[1]

轴的抗弯截面系数W按下式计算：

Wd323bt(dt)2d2

通过计算得W=2.3104mm3

折合系数当扭转切应力为静应力时，0.3把计算的值和已知的值代

４８

入式中得：

ca(0.31715000)2.3104221.7MPa

根据轴的材料按表选[1]=255MPa。因此ca[1]，故安全。

4.5制动器的设计与选用

4.5.1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。

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。

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。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。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，

４９

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，价格也稍贵。

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。本设计的卷扬机借于外形尺寸与价格方面原因采用自动作用式制动器。如图4.3所示。自动作用式制动器当机构断电或油路切断时，不依赖

５０

图4.3 多盘式制动器

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。 4.5.2制动器的设计计算

５１

1、 制动转矩的计算 制动转距应满足以下要求：

TzKzQD02mi(Nm)

式中Tz——制动器制动转矩(Nm);

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）

 ——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.40.208221=1430.45(Nm)

0.85由此可知制动器制动转矩应大于1430.45(Nm)。 2、 制动盘的设计选用

选标准制动盘，根据主机的具体要求和盘式制动器的类型按表选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）

５２

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；

d——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，按表选取d=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，制动片的设计面积按下式计算： A(d22d32) 式中d2——摩擦盘外径（mm）；

d3——摩擦盘内径（mm）。

A按选用的标准制动盘尺寸把数值代入式子得 把所有数值代入式子，得：

D1.5=0.013m2。

1430.45120.61300.1=90.76mm

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，摩擦衬垫加速磨损，不能保持稳定和需要的制动力矩。制动器的发热验算在于检验制动器在最高许用

５３

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Q 3QQ12 Q1(C1A'1C2A'2)[(2731100)(42732100)](kJ/h)

4 Q2A'3(1)2(1JC)(kJ /h)Q3(1A12A23A34A4)(12)JC(kJ/h)

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，

24J/m( C15.4kh,,C )；

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

表面辐射系数，C218kJ/(m2,h,C)；

A1——制动轮

''（盘）制动表面积减去制动衬片的面积(m2)；

2A2——制动轮制动表面积以外的表面积(m)；

； 1——制动衬片的许用温度（C）

2——周围环境温度，一般取30C~35C，高温车间取60C；

 ５４

——自然对流散热系数，21kJ/(m,h,C)；

2A3——扣除制动衬片遮盖后的制动轮（盘）外露面积(m)；

'2JC——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

各部分表面积的圆周速度有关，i25.7vi0.78kJ/(m2,h,C)；

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，通常忽略不计。

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：

Qzh(12JPS)Z0W(kJ/h)

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）

2 (kgm)(40J； GD,G为D飞轮矩）22——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）；

５５

——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。

5、全盘式制动器设计计算 如图4.4所示。

图4.4 盘式制动器制动盘受力图

５６

根据公式：

轴向推力Fa

FaTjnRe102

摩擦盘有效面直径Re

Re2RyRn3RyRn2332

当Ry1.8Rn时，可取ReRyRn2

式中Tj——计算制动转矩 Nm；

Ry、Rn——摩擦面的外、内半径cm 全盘式取Ry(1.2~2.5)Rn；

；

Fa——轴向推力Nn——摩擦副数目； ——摩擦系数。

根据前面的计算Ry=84mm，Rn=56mm，Ry1.8Rn，所以取

Re2RyRn3RyRn2332=

28.45.638.45.62332=7.47cm

把数值代入前式得：

５７

Fa1430.4550.457.47102=8.5KN

根据所计算的轴向推力Fa来取制动所用的电磁铁和弹簧。

4.6配流器的选择

各型液压传动装置可以根据不同工况要求选用各种规格的配流器,选择配流器的原则应按使用压力、转速、流量、联接方式和所集成阀组要求来考。

配流器的安装:配流器进出油口方向允许按外形安装联接位置以72°为间隔旋转,但当松开螺钉旋转时,要当心不能损坏平面O形圈的密封功能。 配流器的结构如图4.5所示。

５８

图4.5 配流器

5 泵站的设计

5.1液压泵及其电机的选择

液压泵按照工作原理和基本结构可分为齿轮泵、叶片泵、螺杆泵、柱塞泵等几种类型。液压绞车的主油泵常用柱塞泵，辅助油泵常用叶片泵、齿轮泵。

液压泵按照工作压力可分为低压泵、中压泵、中高压泵、高压泵和超高压泵。液压绞车常有工作压力为中高压8～16MPa和高压16～32MPa。

液压泵按照工作流量能否调节，可分为定量泵和变量泵。在转速不变的条件下，输出流量不可改变的液压泵称作定量泵，输出流量可以改变的液压

５９

泵称作变量泵。液压绞车的主油泵常用变量泵，辅助油泵常用定量泵。 5.1.1液压泵的选择

泵的理论流量Q为 Q＝

VqD2x1d L/min

123式中 V——绳速（m/min）； D——卷筒底径 （mm）； X——层数；

d——钢丝绳直径（mm）； Σq——绞车总排量（ml/rev）；

η1——泵的容积效率，η1=0.88~0.97； η2——系统中阀件容积效率 η2=0.985~0.995； η3——液压马达容积效率 η3=0.97~0.98。 ∴Q＝

1517743.14300231140.930.990.975

＝25.5 L/min

故选用型号为10SCY14-1B手动变量柱塞泵。 5.1.2电机的选择

６０

主油泵电动机功率计算

Nb

式中 Nb——在液压绞车钢丝绳最大静张力和最大提升速度下油泵电

1000z＝Kb·KFmcV

动机功率，kW；

Kb——备用系数，取Kb＝1.15； Km—满载工作系数，取Km＝0.75； z—液压绞车总效率，取z＝0.75。

∴ Nb＝1.15×0.75×

25000156010000.75＝7.2kW

根据计算暂选用1台YB-100L2-B35-4型、10kW、1420r/min的电动机。

5.2液压阀的选用

5.2.1 概述

液压绞车工作时，需要经常进行起动、制动和换向，有时工作机构——

滚筒的运动速度要在一定范围内进行调节，同时工作机构所承受的外负载也是经常变化的。为了适应这些工作特点和要求，要有一套对工作机构进行控制和调节的液压元件——液压阀。液压系统中只有正确设置各种液压阀来控制和调整油液流动方、压力和流量大小，才能保证满足液压绞车的各种运动需要，使液压绞车具有完善的性能和准确的动作。 5.2.2 平衡阀的选用

平衡阀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

６１

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。

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

所代表的意义和阀的外型结构见图5.1和图5.2。 FD32FA10/B60型平衡阀，

图5.1 型号意义

６２

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

5.2.3调速阀的选用

节流阀因为刚性差，通过阀口的流量因阀口前后压力差变化而波动，因此仅适用于执行元件工作负载变化不大且对速度稳定性要求不高的场合。为解决负载变化大的执行元件的速度稳定性问题，应采取措施保证负载变化时，节流阀的前后压力差不变。具体结构有节流阀与定差减压阀串联组成的调速阀和节流阀与压差式溢流阀并联组成的溢流节流阀。溢流节流阀又称为旁通型调速阀，故调速阀又称为普通调速阀。工作原理如图5.3所示。

６３

图5.3 调速阀的工作原理图

1—定差减压阀阀芯；2—节流阀阀芯；3—弹簧

根据已知的马达的排量、工作压力和泵的流量选择2FBM6B76-20B/6M型调速阀。

5.2.4手动换向阀的选用

换向阀是利用阀芯在阀体孔内作相对运动，使油路接通或切断而改变油流方向的阀。

换向阀的分类：

按结构形式可分：滑阀式、转阀式、球阀式。

按阀体连通的主油路数可分：两通、三通、四通„等。 按阀芯在阀体内的工作位置可分：两位、三位、四位等。

按操作阀芯运动的方式可分：手动、机动、电磁动、液动、液动等。 按阀芯定位方式分：钢球定位式、弹簧复位式。

按阀芯的定位方式可分为钢球定位和弹簧复位两种。其中钢球定位式的阀芯在外力彻去后可固定在某一工作位置，适用于一个工作位置停留较长时间的场合；弹簧复位或队中式的阀芯在外力撤去后将回复到常位，这种方式因具有“记忆”功能，特别适用于换向频繁、且换向阀较多、要求动作可靠的场合。

６４

手动和机动换向阀的阀芯运动是借助于机械外力实现的。其中：手动换向阀又分为手动操动和脚踏操纵两种；机动换向阀则通过安装在液压设备运动部件（如机床工作台）上的撞块或凸轮推动阀芯。他们的共同特点是工作可靠。图5.4示为三位四通手动换向阀的结构图和图形符号，用手操纵杠杆即可推动阀芯相对阀体移动，改变工作位置。图5.4a为弹簧钢球定位式，图5.4b为弹簧自动复位式。

图5.4 三位四通手动换向阀

a)钢球定位结构 b）弹簧自动复位机构

根据已知的马达的排量、工作压力和泵的流量选择4WM6G50B/F型手动换向阀。

5.3辅助元件的选用与设计

液压绞车液压系统的辅助元件包括油管及管接头，滤油器、油箱、冷却器、密封件等。这些辅助元件从液压传动的工作原理来看是其辅助作用的，

６５

但从保证完整液压系统传递力和运动的任务来看，它们却是非常重要的。它们对液压系统和主要液压元件的正常工作、工作效率，使用寿命等影响极大。因此，在设计、制造和安装、使用液压绞车时，对辅助元件必须予以足够的重视。

5.3.1油管和管接头的选用

油管和管接头的作用是联接液压元件，构成完整液压系统的通道。管接头用以把油管与油管与元件连接起来。油管和管接头应有足够的强度，良好的密封，小的压力损失和装拆方便。

在进行液压绞车设计时，不可忽视油管和管接头的设计，油管的材料、直径、长度、走向和布局都应设计得合理，管接头的结构形式应选择适当，否则不仅会增大压力损失，降低液压系统效率，产生振动和噪音，而且往往发生漏油和开裂，影响液压系统的正常工作。

液压绞车的油管主要是采用无缝钢管，紫铜管和耐油橡胶软管。油管材料的选择主要是依据液压系统工作压力，工作环境，液压装置的相互位置和其他条件来确定。各种油管材料的特性及适用范围如下。

（1）钢管。钢管分无缝钢管和有缝钢管。无缝钢管强度高，耐高压、变形小、寿命长、工作可靠、耐油性和抗腐蚀性能都比较好，装配时不易弯曲，装配好后能长久保持原形，所以在中、高压液压系统中得到广泛应用。无缝钢管有冷拨和热轧两种。冷拨管外径尺寸精确，质地均匀，强度高。一般多选用10号，15号铜制成的冷拔无缝钢管。吸油管和回油管等低压管路，可以采用有缝钢管，其最高工作压力一般不大于lMPa。

（2）铜管。铜管分紫钢管和黄铜管。紫铜管工作压力在6．5—10MPa以下，它容易弯曲成所需要的形状，安装时比较方便，且管壁光滑，摩擦阻力小。由于铜与油接触能加速油的氧化，不耐冲击和振动，同时铜材价格较高，故应尽量不用或少用铜管，而多用钢管。铜管通常只限于用做液压绞车的仪表和控制装置的小直径油管。黄铜管承受压力较高，可达25MPa以上，但它不易弯曲。

（3）橡胶软管。橡胶软管—般用于连接两个相对运动部件之间的管路，橡胶软管能够吸收液压冲击和震动，在特殊情况下也可以在非运动部件之间加设一段橡胶软管，以利改善液压系统的工作特性。液压绞车在一般情况下

６６

应尽量避免使用橡胶软管，只是在液压传动装置有特殊要求的地方才考虑使用，例如在液压绞车的内曲线低速大扭矩液压马达的进、回油管经常安装一节高压橡胶软管，以便使液压马达的配油轴在工作中能正常浮动。高压橡胶软管制造复杂，接头技术要求高，寿命短、成本高，在固定连接处一般不要采用。

橡胶软管分高压软管和低压软管两种。高压软管用夹有铜丝编织物的耐油橡胶制成，一般有2～3层。钢丝层数越多，管径越小，耐压越高。小直径的三层钢丝橡胶软管最高工作压力可达35—60MPa。低压橡胶软管是由夹有棉或麻织物的耐油橡胶制成，适用于工作压力小于1．5MPa的场合。

液压绞车油管的布置对液压元件的影响很大，因而在布置液压元件时就应充分考虑尽量缩短和减少管路，避免过多的文叉迂回，以便使管路布局合理；并且要尽量做到各个管路装卸时互不妨碍；装配时不应单纯追求美观，而使管路过长或弯曲过多。

钢管和铜管的弯曲部分应保持圆滑，防止邹折。金属管的弯曲半径R可参考下列数据：

钢管热弯曲：R≥3D 钢管冷弯曲：R≥6D

铜管热弯曲：R≥2D（D≤15㎜）

R≥2.5D（D=15～22㎜） R≥3D（D）22㎜） 油管弯曲半径过小，不仅容易产生邹折，增大液流阻力，而且会导致油管应力集中，降低油管的疲劳强度。油管弯曲后．弯曲处外侧壁的减薄不应超过油管壁厚的20％，椭圆度不应超过15﹪。

在连接金属油管时，还要注意热膨胀冷缩的影响，留有胀缩的余量。

软管的连接长度应有一定余量。连接时要防止软管受拉力或拧扭。接头附近的软管应避弯曲。软管的弯曲半径R约为软管外径D的9倍，弯曲位置距接头至少应在软管外径的6倍以上。

管接头是油管与液压元件，油管与油管之间的连接件。在没计和使用管接头时，必须使它具有足够的通油能力和较小的压力损失，同时做到装卸方便，连接牢固、密封可靠，外形紧凑，制适容易。

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5.3.2滤油器选用

在液压系统中由于液件元件在机喊加工过程中节常残留一些硬的扮末和金属碎屑未完全彻底清理干净，外界的灰尘、脏物颗粒也常常浸入液压系统，液压元件工作因磨损析出铁末，液压油的氧化生贡会产生杂质等原因。使液压油中的杂质颗粒达到一定大小就个引起汀汽孔的堵寒，相xr运动零件产生剧烈躇U和卡死，影响液压系统的正常工作，缩短液压工件的寿命。所以液压油不清洁常常是液压机械造成故障得主要原因。为了保匠液压系统的正常工作，提高液压元件的寿命．因此进入液压系统工作的油液必须经过滤油器过滤。

滤油器应当满足以下要求：由较高的过滤能力和较低的压力损失；由足够的通油能力；过滤材料有足够的强度，不致因受液压力而损坏；能耐油的侵蚀，在一定的温度下有足够的耐久性；容易清洗和更换过滤材料。

液压绞车常用的滤油器油以下几种： 1.网式滤油器。

它是以铜丝网作为过滤材料得滤油器。其结构如图5.5所示。这种网式

图5.5 网式滤油器

1—联接盖；2—铜丝网；3—骨架；4—铁丝

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滤油器结构简单，通油能力强，但过滤精度差。

液压绞车的网式粗滤油器安装在油箱内吸油口上。它是用作液压系统的第一次粗滤油，故容易堵塞，需要经常清洗，因此要设置在便于拆装的位置上。

2.烧结式滤油器。

它是利用青铜粉粒烧结一定形状，依靠其颗粒间的间隙滤油。它的过滤精度由粉末的粒度决定，粒度越细，过滤精度越高。

液压绞车将烧结式滤油器用作精滤油器，安装在补油泵和控制泵的排油管上。其结构如图5.6所示。烧结式滤油器强度高，过滤精度也高，通油能力大，抗腐蚀性好，耐高温，制造简单，但不便于清洗。

图5.6 烧结式滤油器

1—配油体；2—壳体；3—滤芯；4—连接环；5—压盖；6—螺栓

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3.纸芯式滤油器

它采用微孔滤纸过滤，为了增加滤纸过滤面积，一般制成折叠形。

液压绞车也常采用纸芯过滤器作精滤油器，其结构如图5.7所示。

图5.7 纸芯滤油器

1—堵塞发讯装置；2—滤头；3—壳体；4—滤芯；5—拉杆；6—螺母

纸芯滤油器的结构简单，过滤精度高。但它的强度低，容易堵塞，不便清洗，需经常更换滤芯。

安装使用滤油器时要保持干净，滤网不得有损坏之处，更不能使用有洞的滤芯。安装时要注意进、出油口不得互换，一般都是油从滤芯外面进油，中间出油。液压绞车经过跑合试运转后应更换滤芯，以后每运转1000～2000小时应更换一次滤芯。

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选择滤油器要考虑液压系统的工作压力、流量、要求过滤精度、滤油位置、工作油温等因素。

液压系统要求的过滤精度与压力和油泵、油马达及阀组结构形式等有关。一般当P<14MPa时，要求过滤后油液杂质颗粒直径d在0.025～0.05㎜以下；当P〉14MPa时，d<0.025㎜；当P=35MPa时，d <0.01㎜。滤油器的过滤精度越高，所造成的压力损失越大，一般吸油滤油器容许压力降为0.03～0.077MPa，在主油路上容许压力降为0.02 MPa。

滤油器的使用工作压力要满足要求，以免造成损坏。一般应考虑使用机械强度较高的滤油器。

滤油器还必须有足够的通油能力，在使用中随着时间的延长，滤油器会逐渐堵塞，致使通油能力降低。因此在选用时，滤油器的通油量除了满足系统要求外，还要考虑留有一定的余量，特别是吸油滤油器的通油能力，一般应为液压泵流量的2倍以上。

本设计选择滤油器为：吸油口TF-63X100J-Y、回油口RFA-63X30J-Y。 5.3.3冷却器的选用

液压传动机械经过一段时间的连续运转以后，系统地发热和散热达到基本平衡，油温补再上升。油液的工作温度一般保持在30～50℃时比较理想，最高不能超过70℃，否则不仅会使粘度降低，增加泄漏，而且能加速油液变质。当油液依靠油箱冷却后而油温仍过高时，就需要采用冷却。冷却期的作用是降低油温，控制油温；减小油箱体积；保证液压系统正常工作，延长液压元件的使用寿命。因此冷却期也是液压系统的重要装置之一。

对冷却器的基本要求是：在保证散热面积足够大，散热效率高和压力损失小的前提下，要求结构紧凑坚固、体积小、重量轻。

冷却器一般按冷却介质的不同分为水冷和风冷两种。风冷式冷却器适用于缺水或不便用水的地方。它可以采用自然通风，也可以利用风扇强制吹风或强制吸风来冷却。

本设计所采用的冷却器为奉化生产的GLC-0.6型冷却器，其结构如图

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5.8所示。

图5.8 管形冷却器

1—上盖；2—隔板；3—出油口；4—筒壳；5—铜管；6—密封圈；7—出水

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口；8—进油口；9—橡胶垫；10—防腐锌棒；11—进水口；12—底座

列管式冷却器的性能也比较好，在液压绞车上已采用。图5.9是2LQFW型卧式冷却器结构图，其传热系数为12.1×105～14.6×105J/㎡·h·℃，最高容许温度80℃，工作介质压力16×105Pa，该产品体积小，散热面积达，

图5.9 2LQFW型卧式冷却器结构图

维修方便，管板在一头浮动，不致由于热膨胀产生故障，冷却管束能从壳体取出便于维修、清洗、检查。浮动管板端采用单独密封，保证冷却介质与被

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冷却介质不能混淆。水腔中装有防电化腐蚀的锌棒，能延长维护周期和使用寿命。图5.10所示为2LQFL型立式冷却器结构图，它除具有上述2LQFW型冷却器的优点外，由于它采用立式结构，占地面积小，安装方便。

图5.10 2LQFL型立式冷却器结构图

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5.3.4油箱的设计

油箱的用途主要是储存液压系统所需要的足够的液压油，同时使液压油在油箱中进行散热降温，沉淀杂质，分离空气。 油箱容量的计算

按经验公式确定

V＝aQ 式中：V—油箱容量，L；

Q—液压泵的总额定流量，l/min；

a—经验系数，一般低压系统a＝2～4，中压系统a＝5～7。 则

V＝14×6＝84L 故所配油箱的容量为100m3。

油箱一般用钢板焊接而成，形状可依总体布置来决定，但要考虑到有利于散热。

本设计的油箱结构如图5.11所示。在油箱内设有一块隔板6，把油箱分

图5.11 油箱结构图

1—温度计；2—空气滤清器；3—油位指示器；4—油箱体；5—回油管；6—

隔板；7—吸油管；8—放油阀；9—粗滤油器

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成吸油区和回油区两部分。吸油区和回油区的大小可以相等，也可把回油区作得大一些，以利杂质德沉淀。油箱底部设有放油阀门8，底板向放油稍倾斜，以便于清洗和排除污物。在油箱侧面容易观察到的地方设置油位指示器3和温度计1。在油箱上部留有通气孔并安装空气滤清器2，使油箱内的压力保持为大气压。油箱上盖可以打开供安装，清洗用，平时用螺钉和密封材料密封，以防灰尘进入油箱。

设计油箱时应注意以下几点：

（1）油箱应有足够的容量。要使液压系统工作时油面保持一定高度，以防止液压泵吸空。为了防止液压系统中的油液全部回油箱下致溢出油箱，油箱容积应留有一定余量。油箱容积的大小要通过计算确定。

（2）吸油管路与回油管路要保持一定的距离，并尽量加长油液在油箱中的循环长度，以便使油液油充分的时间沉淀污物，排除气泡，并使油液冷却。为此可在油箱内设置隔板，使油液曲折迂回流动，隔板高度应不低于右面高度的3/4。

（3）吸油管路应安装粗滤油器，以免吸入杂质，滤网要全部侵入油面之下，底面与箱底应保持一定的距离，使油液从滤网的四周都能进入网内。一般吸油管口距箱底应大于两倍管径，距箱壁应大于三倍管径。滤网精度一般为100～200目，并要有足够的通油能力，以免入口阻力太大，一般滤网通油能力应大于液压泵流量的2倍以上。

（4）回油管端部应作成45。，斜口应面向箱壁以利于散热。回油管路距箱底应大于3倍管径，距箱壁也大于3倍管径。

（5）回油上端应设置注油孔和通气孔，并且两者常常合在一起，中部应安装油位计，以便观察油位高度。还安有温度计，以便测量油温。

（6）油箱上盖或侧壁应设置清扫窗口，在油箱清洗时将盖板打开，以便擦洗油箱内部。油箱底部应有1:30的斜度，放油口设置在最低处，以便换油时能将旧油液全部排出。

（7〕油箱散热条件要好，必要时箱壁和盖板可制出凸筋，以增大散热面积。

（8）油箱密封性要好，以防止油液渗透到箱外，并避免外界灰尘、污物侵入箱内。

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（9）油箱内壁应涂耐油的防锈漆，以防止油箱内部生锈并不致使油液将漆溶解而使油液不纯。

（10）油箱应便于安装，调运，维修和清洗。

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结论

液压绞车是以液压泵和液压马达为主组成，附加各种变量控制单元和传动元件（减速器或变速箱），成为一种无级变速的传动装置。它与纯机械传动和液力机械相比，具有高效区宽、布局灵活、无级变速、换向方便、控制方式多样和功率利用合理等众多优点。

本题目在进行了大量调查和文献检索的基础上，仔细分析了目前国内液压绞车现状以及使用中存在的问题，深入研究液压绞车的工作原理和组成部分，并对现有产品进行了进一步改进，得到了以下主要结论：

1． 采用通轴型斜盘式轴向柱塞泵，通过斜盘的摆动实现变量，与斜轴式轴向柱塞泵通过摆动缸体实现变量相比，摆动惯量小，变量灵敏度高；斜盘摆角可以为零，当装置不工作时，可是泵的排量为零，减少空载时的功率损失和液压系统发热，降低能耗； 2． 由高速轴向柱塞马达通过减速箱驱动卷筒，不仅液压泵具有较大的变量范围，液压马达也可以有较大的变量范围，可以得到一条比较理想的功率输出特性曲线；

3． 液压马达极高的容积效率和优质平衡阀解决了一般绞车存在的二次下滑和空钩抖动现象；可根据各种工况要求带不同的配流器，还可根据具体需要设计阀组直接集成与马达配流器上，简化了用户的液压系统； 4． 采用一级高效液压行星齿轮传动，内藏式结构，启动力矩大；

5． 分置式传动装置，液压马达与液压泵各自独立，通过管路连接，安装灵活，可以有不同排量，不同变量形式的液压泵和液压马达任意组合，通过参数合理布置，能满足主机的工况要求；

6． 具有多种用途，可在建筑业、冶金、化工、水电、农业、军事及交通运输等行业广泛应用。

7． 为跟随国外卷扬机的发展趋势，可考虑采用先进的电子技术，实现绞车的自动控制和遥控，安装电器连锁装置，以保证绝对安全可靠。

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致 谢

此次毕业设计能如此顺利的完成，完全得力于指导老师的充分指导。提出了许多宝贵的建议，改正了许多错误，使设计更加合理、完善。同时许多同学也给予了很多建议和帮助，院领导也提供了很多利于设计的条件，在此对老师、同学们还有院领导表示深切而诚挚的谢意！

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