臂式斗輪機按照平衡方式的不同分為活動平衡式和整體平衡式，前者既可以使用鋼絲繩卷揚機械變幅又可以使用油缸液壓變幅，而后者只能使用油缸液壓變幅。雖然油缸液壓變幅的機型是斗輪機的主流機型，但使用傳統(tǒng)鋼絲繩卷揚機械變幅要比油缸液壓變幅的成本低很多，出現(xiàn)問題時檢修排查更直觀方便，受環(huán)境和溫度等外界因素影響也相對較小，在斗輪機市場還是得到很多用戶的青睞，所以對于鋼絲繩卷揚機械變幅的分析與研究，依然是我們研究和優(yōu)化此類斗輪機的必要方向。
1鋼絲繩卷揚系統(tǒng)的機構(gòu)分析活動平衡式斗輪機的鋼絲繩卷揚系統(tǒng)，在設(shè)計上為了保證整機的安全性，采用的是雙聯(lián)纏繞系統(tǒng)，這樣即使在工作中一根鋼絲繩斷裂，也能保證前臂架不會突然墜落。在門柱的上端安裝2組四聯(lián)定滑輪組，在斜支撐對應(yīng)的位置安裝2組四聯(lián)動滑輪組，整個系統(tǒng)滑輪倍率m=8，鋼絲繩卷揚驅(qū)動布置在定滑輪組的下端，鋼絲繩通過在驅(qū)動卷筒上的收放來帶動斜支撐上的動滑輪組運動，再通過拉桿帶動前臂架從而實現(xiàn)斗輪機的變幅運動。鋼絲繩另一端通過平衡安全裝置固定在門柱的上部，平衡安全裝置的作用是平衡兩根鋼絲繩在不同工況時所受的不均勻載荷，在平衡安全裝置前端設(shè)置一個起重量限制器，通過其上的傳感器能實時把鋼絲繩受力以數(shù)字信號的方式傳輸?shù)剿緳C室內(nèi)的控制儀表上，讓司機更方便地了解設(shè)備受力情況，大大提升了設(shè)備的安全性?；顒悠胶馐蕉份啓C鋼絲繩卷揚系統(tǒng)如圖1所示IS-10。
2鋼絲繩卷揚系統(tǒng)的計算、選型及驗證
根據(jù)鋼絲繩卷揚機系統(tǒng)已知的設(shè)計參數(shù)及數(shù)據(jù)，依據(jù)設(shè)計手冊等資料提供的相關(guān)公式，對減速器速比和功率、鋼絲繩、卷筒、滑輪進行計算、選型、驗證。
2.1減速機速比的計算
先設(shè)定斗輪頭部理想的提升速度V1=5m/min，由于活動平衡式斗輪機前臂架與斜支撐上的動滑輪都是繞一個鉸點做圓周運動，所以二者角速度相等，即V/R1=V/R2，從圖1可知，R1=28650mm，R2=14284mm，得動滑輪移動速度V=2.49m/min。在滿足斗輪機取料下極限的條件下，以下俯極限15°計算，變幅提升前后鋼絲繩的伸長量S=
11450-8349=3101mm，動滑輪與鋼絲繩同步運行，所以二者運行時間相等，動滑輪移動距離S'=3739mm，根據(jù)m·S/Va=S'/V2，得出鋼絲繩移動速度V=16.52m/min。保證鋼絲繩卷揚變幅在低速條件下的運行平穩(wěn)，建議選取8級電動機，電動機n=730r/min。出于斗輪機鋼絲繩卷揚系統(tǒng)所用鋼絲繩抗拉強度大，導(dǎo)致繩體彎曲半徑小的原因，卷筒直徑選取盡量大些，否則長期工作容易降低鋼絲繩的使用壽命，這里擬選卷筒計算直徑Do=600mm，根據(jù)公式i=4：0T，最終得到減速器速比i=83.25。
1000V32.2卷楊驅(qū)動功率的計算
根據(jù)斗輪機平衡計算可知，斗輪機著地力在空載、正常挖掘、超載挖掘、超載堆料時分別對應(yīng)上仰、水平、下俯3個狀態(tài)下12個工況，斗輪機只有在下俯超載挖掘時鋼絲繩所受的載荷最大。已知在調(diào)整好斗輪機配重量，計算好整機穩(wěn)定性后，空載下俯極限狀態(tài)下著地力為G=40kN，超載挖掘各載荷產(chǎn)生彎矩Fe=F（膠帶機煤載及積垢）+F2
（斗輪有效載荷）+F3（挖掘力）+F:（斗輪積垢載荷）=4000
kN·m，下俯極限超載挖掘力時的著地力=6+1000。
27672184.6kN，下俯極限超載挖掘時鋼絲繩所受的總力=
184.6×27672：11610=440kN，單根繩所受靜拉力F4402×827.5kN，鋼絲繩對卷筒產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩7=2×27.5×0.3（滾筒半徑）=16.5kN·m，電動機需提供轉(zhuǎn)矩T=16.5×1000÷83.25=
198N·m?？傂?他=7和X7定部×7面X7型，7動活=1-72（1-n）
根據(jù)文獻[1]的707頁中表4-2-11得7=0.98，本提升系統(tǒng)為兩套滑輪組，所以7動第=7定清=（sx（1-098）=0.93，7a=
0.99，驅(qū)動裝置效率7第=刀般×刀聯(lián)=0.97×0.99=0.96，78=0.93×
0.93×0.99×0.96=0.82，電動機功率P=1=18.46
kW，所以選取22kW起重電動機型號為YZP225M-8。
2.3鋼絲繩、卷筒、滑輪的計算與選型
首先根據(jù)最小安全系數(shù)法”計算鋼絲繩的整繩最小破斷拉力Fo，F(xiàn)n≥F·n=195.25（n按M7工作級別查文獻[1]表4-1-3取7.1，考慮日常工作中卷揚機鋼絲繩的潤滑防銹及減少鋼絲繩磨損等因素，雙繞鋼絲繩建議選用纖維芯鋼絲繩，結(jié)合最小破斷力查文獻[1]表4-1-3選定抗拉強度o=1870N/mm2。接著再按C系數(shù)法選取系數(shù)C值來確定鋼絲繩最小直徑，查文獻[]表4-1-3得C=0.107，鋼絲繩最小直徑dn=CV1000F=17.74mm，選取鋼絲繩直徑d=18
mm，最終選取鋼絲繩的型號為18NAT6（1+6+12）+FC
1870ZZ200119GB/T891828-。破斷拉力總和=200kN，破斷拉力換算系數(shù)O=0.9，考慮鋼絲繩換算系數(shù)的破斷拉力總和為S，=④x=0.9x200=180kN，計算安全系數(shù)n=Sp/F=180/
27.5=6.5>6.0，可見選取的鋼絲繩是安全可靠的。根據(jù)JB/T
9005.2選取的滑輪直徑D'=560，型號WJ2324，經(jīng)驗算D'>
d·h2=18×25（M7工作級別）=450，所選滑輪滿足使用要求。驗算卷筒直徑，筒繩直徑比Do/d=33.33>h1=
22.4（M7工作級別），所選卷筒滿足使用要求。驗算卷筒的長度和卷繞長度，按臂架上仰和下俯角度都為15°計算，鋼絲繩卷揚長度為Hm=2×（11450-8349）=6202
mm，對于單層雙聯(lián)纏繞，卷筒長度L、=2（Lo+L1+L2）+L。，卷筒端部無繩槽段長度L，=60mm，節(jié)距p=20，固定繩尾所需的長度L2=3p=60，卷筒中間光滑部分長度L=160，鋼絲繩安全圈數(shù)=3，卷繞長度Le（am:m）+z）-p=（6202x8
T·Do's/-3.14×6003）×20=586.7*600mm（圓整），卷筒長度L.=1600mm3。
設(shè)定卷筒軸材料選擇45鋼，與聯(lián)軸器連接軸頭的直徑為140mm，按扭轉(zhuǎn)強度計算，空心軸按45鋼r=（2.5~
4.5）=4.5（取最大值計算），減速器輸出轉(zhuǎn)矩T7=16.5kN·m；d=17.2x1VI=123mm；所以選擇45鋼的軸徑為140mm，可以滿足強度要求。應(yīng)用Q235鋼板卷制（或無縫鋼管），卷筒凹槽最小壁厚6≥d，選擇壁厚6=20mm。驗算卷筒內(nèi)壁最大壓應(yīng)力a，=A1A28ms[o，]，查文獻[]中的716頁表4-3-4得A1=0.75，A=l，Sm=F=27500N，則a，=1×0.75x
2x27500=103MPa，對于Q235鋼的[o]=0，/1.5=235=1.520×20
=157MPa，所以Q235鋼滿足強度要求。卷筒相鄰筋板間距離L=1300mm，=2.16<2.4，則此筒壁不需要進行穩(wěn)定性計算。計算由彎矩和轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的換算應(yīng)力G=
VMPawt+T2/W≤[o1]，式中，[o1]=0.50，=117.5MPa，Mam在Sam處引起的最大張力，則Ma=×Sam=800×27500=22000000N·mm，對于雙聯(lián)卷筒，卷筒轉(zhuǎn)矩T1=S·Do=
16500000N·mm，卷筒名義直徑D=D-d=582mm，抗彎模量w=0.1（D1-D2=0.1（6821-5402-5103675mm2.or=
D
582（上接第114頁）V22000000416500000÷5103675=5.39MPa<[o1]，由此可以判定卷筒壁厚的強度滿足使用要求。如圖1所示，卷筒與定滑輪的偏角c=arctan（430-0.5L.）=4<5°，滿足使5000用要求。
3結(jié)語
鋼絲繩卷揚機構(gòu)是斗輪機各機械傳動機構(gòu)中最復(fù)雜的機構(gòu)，也是活動平衡式機械變幅斗輪機最重要的機構(gòu)，其計算的正確性和選型的合理性直接關(guān)系到整機的安全性，應(yīng)該得到設(shè)計者和使用者足夠的重視。
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