【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內的文件及預覽，所見才能所得，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：414951605或1304139763

南昌航空大學科技學院學士學位論文 滑道式提升機及其控制電路的設計 1 緒論 1.1各種提升機的工作原理 　 D型斗式提升機工作原理：由運行部分(料斗與牽引膠帶),帶有傳動滾筒的上部區(qū)段,帶有拉緊滾筒的下部區(qū)段,中間機殼,驅動裝置,逆止制動裝置等組成,適用于向上輸送松散密度ρ＜1.5t/m3粉狀、粒狀和小塊狀的無磨琢性和半磨琢性散狀物料,如煤、砂、焦末、水泥、碎礦石等。 TD型斗式提升機結構形式:傳動裝置TD型斗提升機的傳動裝置有兩種形式分別配有YZ型減速器ZQ(或YY)型減速器。YZ型軸減速器直接裝在主軸軸頭上,省去了傳動平臺、聯(lián)軸器等,使結構緊湊、重量輕,而且其內部帶有異型輥逆止器，逆止可靠。該減速器噪音低，運轉平穩(wěn)，并隨主軸浮動，可消除安裝應力。 　　HL型環(huán)鏈離心斗式提升機工作原理：由運動部分（料斗與牽引鏈條）、帶有傳動鏈輪的上部區(qū)段、帶有拉緊輪的下部區(qū)段、中間機殼、驅動裝置、逆止制動裝置等組成。本提升機的料斗為間斷式布置，利用“掏取法”進行裝載，“離心投料法”卸料。本提升機的牽引機構是兩根環(huán)形鏈條。 　　TH系列斗式提升機工作原理: TH系列斗式提升機適用于輸送粉狀、粒狀及小塊狀的無磨琢及磨琢性小的物料。TH型是一種圓環(huán)鏈斗式提升機采用混合式或重力卸料，挖取式裝料。牽引件用優(yōu)質合金鋼高度圓環(huán)鏈。中部機殼分單、雙通道兩種形式為機內重錘箱恒力自動張緊。鏈輪采用可換輪緣組合式結構。使用壽命長，輪緣更換工作簡便。下部采用重力自動張緊裝置，能保持恒定的張緊力，避免打滑或脫鏈，同時料斗遇到偶然因素引起的卡殼現(xiàn)象時有一定的容讓性，能夠有效地保護下部軸等部件。該斗式提升機適用于輸送堆積密度小于1.5t/m3易于掏取的粉狀、粒狀、小塊狀的底磨琢性物料。如煤、水泥、碎石、砂子、化肥、糧食等。TH型斗式提升機用于各種散狀物料的垂直輸送。適用于輸送粉狀、粒狀、小塊狀物料，物料溫度在250℃以下。 NE系列板鏈式斗式提升機工作原理：本機系流入式喂料，物料流入料斗內靠板鏈提升到頂端，在物料重力作用下自行卸料。本系列提升機規(guī)格多(NE15~NE800共11種)提升量廣；且生產能高，能耗較低，可逐步代替其他類型提升機，其主要參數(shù)見下表。該機采用全封式機殼鏈速低，幾乎無回料現(xiàn)象，因此無功功率損耗少，噪聲低，壽命長。 DZC系列電機振動垂直提升機工作原理：是由提升槽、振動電機、減振系統(tǒng)和底座等組成。該系列提升機是采用振動電機作為振動源，固定在提升槽上的兩臺相同型號的振動電機中心線交叉一定角度安裝，并做相反方向自同步旋轉，振動電機所帶的偏心塊在旋轉時各個瞬間位置所產生的離心力之分力沿拋擲方向作往復運動，使支承在減振器上的整個機體不停振動，使物料在提升槽內被拋起的同時向上運動，物料落入入料槽后，開始被拋起，此時可以使物料與空氣充分接觸，還可以起到散熱冷卻的作用。該提升機對粉狀、塊狀和短纖維狀的固體物料（有粘性和易結塊的除外）都可垂直輸送，還可以完成對物料的干燥、冷卻作用。分敞開式、封閉式兩種結構。并可按照用戶需要進行特殊設計。 斗式提升機主要技術參數(shù)： 　　 規(guī)格 提升最大高度(m) 輸送量(m/h) 斗距(mm) 電機功率(kw) 160型 28 3-8 500 3-7.5 200型 31.5 6-15 500 3-7.5 250型 30.16 10-25 500 4-11 300型 30.16 25-35 500 5.5-15 350型 31 19-40 600 7.5-18.5 400型 32 35-50 600 7.5-22 450型 32.7 42-60 600 7.5-22 1.2提升機簡介 斗式提升機在機械化連續(xù)運輸系統(tǒng)中是一種被普遍采用的垂直輸送設 備，主要用于提升粉狀、粒狀、小塊狀的無磨琢性和磨琢性物料(如水泥、 煤、砂、谷物、木屑、礦石、焦炭、硅酸鹽、鋁鎂砂、耐火材料、化肥、 化學物品等)。根據(jù)生產工藝的需要，它與板式給料機、帶式輸送機、螺旋 輸送機等其它形式輸送設備配合，可以布置成不同的工藝沉積，形成各種 運輸系統(tǒng)。因此斗式提升機廣泛地應用于建村、電力、冶金、機械、化工、 輕工、有色金屬、糧食等各工業(yè)部門。 在現(xiàn)代化的工廠中，從原材料進廠，中『自J經過各道加工工藝到成品出 廠，時刻都需要均勻地連續(xù)地進行物料輸送，連續(xù)輸送設備是實現(xiàn)這一途 徑的理想設備。在垂直提升設備中，斗式提升機的輸送效率高，機殼橫斷 面尺寸小，占地空間小，而提升高度可達60．80m；且系統(tǒng)可靠性好，故障 少，并能夠實現(xiàn)遠距離顯示和控制；另外它具有良好的密封性能，能夠防 止粉塵污染和防止粉塵爆炸，與其它垂直輸送設備比較，功率消耗小是氣 力輸送的1／3。 斗式提升機是通過緊固在牽引構件(膠帶、鏈條)上的許多料斗，并環(huán) 繞在提升機上部頭輪和下部尾輪之間，構成了閉合輪廓；驅動裝置與頭輪 軸相連是斗式提升機的動力部分，可以使頭輪軸轉動，張緊裝置一般和下 部尾輪相連，使牽引構件獲得必要的初張力，以維持牽引構件正常運轉。 物料從斗式提升機下部機殼的進料口進入，通道流入式或掏取式裝入料斗 后，提升到頭部，在頭部沿出料口卸出，實現(xiàn)垂直方向輸送物料的目的。 斗式提升機的料斗、牽引構件、頭輪和尾輪等安裝在全封閉的機殼之內。 斗式提升機在下部裝料，在頭部卸料。由于被輸送的物料特性差異很 大，所以裝料和卸料的方式也就不同，根據(jù)物料特性，正確選擇裝料和卸料方式，對其工作情況和生產率影響很大。對裝料和卸料的要求是：裝料 均勻，塊狀物料直接流入料斗；卸料時物料能正確地進入卸料槽，不返料： 物料拋卸中不沖擊頭部罩殼，采用問隔布置料斗的高速斗式提升機，物料 拋卸過程中不碰撞到前面的料斗上148I。 1.3提升機的應用 糧食提升機 　　通過前期國家糧庫的建設,糧食倉儲企業(yè)的糧食儲運狀況得到很大的提升,立筒庫和淺圓倉的糧食裝倉和出倉實現(xiàn)了機械化生產,生產作業(yè)效率得到較大提高。其輸送的物料對象為糧食,尤其是烘干后的玉米,有易碎的特點,而在用的輸送設備卻都是以普通物料為輸送對象。如目前在糧庫普遍使用的斗式提升機、刮板輸送機在結構上并沒有因以糧食為輸送對象而采用特殊的結構和選用合適的相關技術參數(shù)。糧庫在使用這些輸送設備對烘后玉米進行進出倉作業(yè)的過程中,造成較大的玉米破碎率,提升機一般為2. 7% ～4. 0% ,刮板輸送機在3. 0%以上,甚至更高。由于提升機是糧庫輸送作業(yè)的重要設備,其造成的玉米破碎經濟損失巨大。特別是在今后一個階段,國家將推行散糧運輸,同時隨著中國加入WTO和日益提高的物質生活水平,糧食的破碎問題對糧庫而言日顯其重要性。由于糧食作為一種特殊的輸送對象,國家對相關糧食品種的破碎有專門的要求。尤其是烘后的玉米(含水率14. 5% ) ,具有易碎的特性,在受到外力的作用下,破碎率大的問題比較明顯。因此,設計專門為易碎糧食提供服務的提升機十分必要。在參數(shù)和結構方面進行優(yōu)化改進,通過合理降低畚斗帶速度,選配相應的頭底輪的直徑和符合拋料軌跡的機頭罩殼以及配套的畚斗型式和規(guī)格,并保證機座定向定距、底部微少積料,可以使提升機的破碎率得到較大幅度的降低。通過生產實際的考核, 100 t/h輸送量的提升機破碎率不超過1. 3%。如果將進糧速度控制在合理的范圍之內,糧食專用提升機的破碎率會進一步的降低。糧食專用提升機是從糧食產后的生產實際中提出來的,并在生產實際中得到了應用,取得良好的效果,可以廣泛應用于對破碎有要求的工作環(huán)境,如米廠、港口、糧食倉儲企業(yè)。 1.4提升機的發(fā)展 　提升機結構從機電分體到機電一體的沿革 德國人哈德摩托·阿諾爾德( HartmutArnold) ,于1956 年7 月第一個提出礦山提升機機電一體結構原理,1960 年11 月獲得專利,專利號1095485 。顧名思義,機電一體是指提 升機滾筒和電機成為一體,是區(qū)別于機電分體即滾筒和傳動裝置分體安裝而言的?，F(xiàn)結合我國礦山提升機構的沿革,來看從機電分體到機電一體的演變過程。20 年前,當機電一體提升機在德國魯姆貝克礦井和雷敦礦井相繼取得成功以后,德國因礦業(yè)凋敝,沒有出現(xiàn)第3 臺機電一體提升機。5年前,當我國準備進口第1 臺機電一體提升機時,有人預言,這是提升機結構的發(fā)展方向,雖然當時的結構還不算成熟,也應當引進1 、2 臺作為借鑒,才不會落后世界潮流太遠。接著就引進了3 臺。大雁提升機結構已有重大改進,陳四樓提升機則得到進一步完善,逐步實現(xiàn)了標準化。再過二三年,也就是大約用了十年時間,當引進的提升機調試和投產運行取得成功后,就可以說基本完成了這項新技術的開發(fā)階段,標志著這項技術已經成熟。用機電一體結構逐步代替?zhèn)鹘y(tǒng)結構的總趨勢已不可逆轉。而南非的3 臺大型提升機以及澳大利亞和我國準備引進的項目,都實際上已經是這項技術的應用成果了。我國是世界上礦業(yè)大國,有較大的 提升機市場,如果以后再要進口,機電一體提升機就自然會成為首選方案,因為這對用戶有利。我國也需要自己開發(fā)這項新技術,而這些引進項目的成功,必然會起到重要的促進和借鑒作用。 礦井提升機全自動化控制的實現(xiàn)，給礦井提升機的技術進步帶來無限的生機，使得礦井提升系統(tǒng)向著多功能化、數(shù)字化、網絡化和機電一體化的方向發(fā)展，極大的提高了系統(tǒng)的安全可靠性、運行效率以及控制的精確性，實現(xiàn)了無人值守。它的實現(xiàn)與當今世界對傳統(tǒng)機械進行數(shù)字化、自動化、網絡化改造的潮流和時代的脈搏是相吻合的，對發(fā)展電力拖動學科與技術、推動現(xiàn)代科學技術在礦山的應用產生了一定的影響，為礦山企業(yè)走新型工業(yè)化道路提供了借鑒之路，開創(chuàng)了我國礦井提升新局面，值得進一步推廣應用。 2 總體方案確定 2.1 總體設計要求 1、生產率：4-5噸/時； 2、裝機容量：5.5千瓦； 3、提升重量：500kg； 4、提升斗自動開門，有自鎖功能。 2.2 總體設計 2.2.1工作原理 該提升機是一種作循環(huán)、間歇運動的機械。一個工作循環(huán)包括：取物裝置從取物地把物品提起，然后水平移動到指定地點降下物品，接著進行反向運動，使取物裝置返回原位，以便進行下一次循環(huán)。 由電動機通過鋼絲繩的拉引，在固定軌道上進行上下的運動從而達到提升的作用。 2.2.2 總體尺寸綜合 確定設備外形尺寸：7500×3500×6300。在這個基礎上來定其它各個部件的尺寸?？紤]到料斗對導軌的作用，導軌選槽鋼126×53×5.5，長度初步選為10m，導軌與地面角度定為60度。因為還有計量包裝系統(tǒng)，所以料斗倉放在水平地面以下，料斗倉支座離地面高度為1520mm。第一、二根支架間定為1.2m第二、三根支架間定為0.7m。料斗倉離左邊立柱處定為3810mm。機架由于受到滾筒的壓力作用并考慮支撐滾筒的尺寸，機架的尺寸定為4450×3500，機架選槽鋼126×53×5.5。立柱選槽鋼140×58×6，并由兩根槽鋼140×58×6焊接在一起而成。左右立柱間相距2900mm。 2.3 總體圖 滑道式提升機生產設備設計圖如下： 1．提升斗 2.提升導軌 3.提升機構 4.樓梯 5.攪拌滾筒 6.機架 7.成品倉 8.控制柜 圖2.1 總體裝配圖 3 提升系統(tǒng)的設計計算 3.1料斗倉重量計算 通常料斗是在無動力情況下依靠物料白重進行工作的，其工況主要取決于物料的物理特性和料斗的幾何形狀，這里料斗的工況主要是指物料從捧料口卸出時的流動狀況。最為常見的流動狀況有兩種，一是所謂的“垂直柱流動 ，排料孔上方的物料作垂直運動，靠近斗壁的物料靜止不動或緩慢流動，物料上表面的中心部位下陷形成漏斗狀；二是所謂。整體流動 ，當物料從捧料孔卸出，斗內所有物料都同時向下運動，如同液體整體下泄。為使料斗最有效地發(fā)揮作用，整體流動是一般料斗設計所追求的理想流態(tài) 由于影響料斗內銹料流動的因素很多，諸如物料的粒度、濕度、粘度和硬度等物理特性，料斗的材料特性以及料斗的幾何形狀等，描述物料流態(tài)的運動方程很復雜，但對于特定的物料和斗壁材料，物料的流態(tài)取決于料斗的形狀等。 主要因素，當α ≥β ( β為物料與斗壁的靜摩擦角)，就會產生整體流動，當α=β時，α即為臨界傾角，在實際設計中傾角a通常按經驗公式選取，α= β+(5。～10。)，對于接卸肥料的料斗一般最小傾角可取40°。 根據(jù)料斗倉設計尺寸計算的重量，已知料斗倉厚度為4mm，材料為不銹鋼。由《機械設計手冊》上查得不銹鋼的密度為7.9g/。具體尺寸如下： 圖3.1料斗一側面設計尺寸 圖3.2料斗另一側面設計尺寸 由設計尺寸計算料斗外表面積S1 料斗底面面積： 可得料斗倉面積大概為： 得料斗不加其它零件時的重量為: 考慮諸如滾輪等零件的重量，所以將料斗的總重量設為0.5t。 3.2 提升鋼絲繩的確定 3.2.1 種類 提升鋼絲繩是由一定數(shù)量的細鋼絲捻成股，再由若干個股圍繞繩芯捻成繩。礦用鋼絲繩的鋼絲為優(yōu)質碳素結構鋼，直徑為0．4"---4毫米，更細的鋼絲易于磨損和腐蝕，直徑超過4毫米的鋼絲在生產中難以保證理想的抗拉強度和疲勞性能。通常礦井提升用鋼絲繩選用155"-'170公斤／毫米z為宜。為了增加鋼絲繩的抗腐蝕能力，鋼絲表面可以鍍鋅加以保護。鋼絲韌性號可分為特號、I號、K號。升降人員用繩必須采用特號鋼絲繩，提煤的主提升鋼絲繩可用特號或I號鋼絲繩。鋼絲繩的結構，指的是鋼絲繩股的數(shù)目、捻向、捻距以及繩股內的鋼絲數(shù)日、直徑大小及排列方式等綜合參數(shù)。這些參數(shù)都直接影響著鋼絲繩的性能和使用壽命。鋼絲繩可分為單捻、復捻和三次捻。單捻鋼絲繩，就是把鋼絲捻轉一次而形成的鋼絲束。復捻是先把鋼絲圍繞成鋼絲芯，再捻成繩股。三次捻鋼絲繩是先把鋼絲捻成繩股，然后把繩股捻成細小鋼絲，最后把鋼絲捻成細小鋼絲繩。 鋼絲繩在繩股中或繩股在鋼絲繩中有捻轉方向的區(qū)別，有左向捻和右向捻轉。鋼絲繩在繩股中和繩股在鋼絲繩中按同一方向捻轉稱為順捻或平行捻轉；按相對方向捻轉稱此鋼絲繩是交叉捻轉的。 順捻鋼絲繩與交叉鋼絲繩各有優(yōu)缺點：順捻鋼絲繩擾向性大，具有較大的支撐表面。但是易扭轉，在任何情況下都不能把鋼絲繩放下。交叉鋼絲繩幾乎不發(fā)生扭轉。摩擦輪主動輪的襯多為木質，它對不平行的鋼絲繩軸線的鋼絲繩摩擦系數(shù)較大，因為鋼絲繩輕微地壓入輪襯。理論上用順捻鋼絲繩比交叉捻鋼絲繩好，但是由于其有扭轉傾向致使懸掛困難所以一般采用交叉捻鋼絲繩。鋼絲繩在繩股上的區(qū)別可以分為：圓形股鋼絲繩、扁平股鋼絲繩、封閉結構鋼絲繩 3.2.2實效原因 鋼絲繩的好壞直接影響提升設備的功能和安全性能。研究其時效原因不僅有利于提高鋼絲繩的壽命，而且可以為換繩工藝提供指導。根據(jù)有關人員的研究，鋼絲繩失效原因重要有以下幾個 ‘ (1)鋼絲繩銹蝕 提丹鋼絲繩使用的環(huán)境比較惡劣，時常受到井筒硫酸水的腐蝕，使其表層剝離，產生黑皮麻坑形成溝紋。含有酸性或堿性的淋水和氣流，不僅會沖刷掉鋼絲繩表面和內部的油脂，而且還會使鋼絲銹蝕、繩芯腐爛、股與股及鋼絲與鋼絲間磨損擠壓，鋼絲強度和韌性損失加劇。 (2)鋼絲繩磨損 鋼絲繩在運行過程中其外周與繩道、底板、擋繩器等物體表面接觸而引起的磨損， 而摩擦式提升機由于自身的傳動特點更容易磨損。磨損使鋼絲繩截面減少，外周表面鋼絲磨平，破斷載荷隨之降低，當鋼絲繩外徑的磨損低于《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定就應停止使用，更換新繩。 (3)鋼絲繩彎曲、打結造成失效 鋼絲繩容易出現(xiàn)彎曲、打結、扭轉、窩鼻等現(xiàn)象，如不及時處理就會磨損、損傷鋼絲繩。如在車場掛、摘勾處余繩太多，易使鋼絲繩盤圈，若不及時處理，此時就會產生彎曲或扭轉。在運行中，彎曲凸出部位磨損速度快，極易出現(xiàn)斷絲且發(fā)展迅速直至鋼絲繩報廢。 (4)鋼絲繩沖擊力過大造成失效 提升鋼絲繩受力因素很多，既有提升系統(tǒng)內部的因素，也有外部因素對其產生沖擊力的影響。①運行過程中，加、減速度過大易產生慣性力，當慣性力過大時將對鋼絲繩產生直接的沖擊甚至發(fā)生穿眼、棚罐現(xiàn)象。②重物運輸時如制動力過大，下放會使鋼絲繩受到較大的沖擊力：制動力過大上提時會產生松繩，在重物作用下加速下滑，使鋼絲繩突然拉緊受到沖擊。③雙滾筒提升時，井下扳道工誤操作，造成同勾現(xiàn)象而使提升容器相互碰撞產生沖擊。④道床失修造成提升容器掉道、卡罐現(xiàn)象使鋼絲繩產生沖擊。 3.2.3鋼絲繩的計算 1、 鋼絲繩的受力分析： F拉 = G * Sin60°+ Ff Ff = μ FN FN = G * Cos60° 查閱相關資料，得到鋼與鋼之間的滾動摩擦系數(shù)為0.03~0.09。 行進中的料斗只需克服滾動摩擦力即可，為此取滾動系數(shù)為0.05，代入上式公式計算的出料斗與導軌之間的摩擦力： Ff = 0.05 * 500 * 1000 * 9.8 * 0.5 = 122500 N 則易得出鋼絲繩所需提供的拉力： F拉 = Ff + 500 * 1000 * 9.8 * 0.866 = 4365900 N 鋼絲繩按所受最大工作靜拉力計算選用，要滿足承載能力和壽命要求。 1．鋼絲繩承載能力的計算 　 鋼絲繩承載能力的計算有兩種方法，可根據(jù)具體情況選擇其中一種。 　 （1）公式法： S ≤ 10 * d2 * c *ω / n 式中:d--鋼絲繩最小直徑，mm； 　 　S--鋼絲繩最大工作靜拉力； 　 　c--選擇系數(shù)，mm/ ； 　 　n--安全系數(shù)，根據(jù)工作機構的工作級別確定； 　 　k--鋼絲繩捻制折減系數(shù)； 　 ω--鋼絲繩充滿系數(shù)； 　 　 --鋼絲的公稱抗拉強度，N/mm2。 機構工作級別 M1，M2，M3 M4 M5 M6 M7 M8 安全系數(shù)（n） 4 4.5 5 6 7 9 表3－1 工作機構用鋼絲繩的安全系數(shù) 用途 支承動臂 起重機械自身安裝 纜風繩 吊掛和捆綁 安全系數(shù)（n） 4 2.5 3.5 6 表3－2 其他用途鋼絲繩的安全系數(shù) 注:對于吊運危險物品的起升用鋼絲繩一般應選用比設計工作級別高一級別的安全系數(shù) 選用方法一進行計算： F拉 ≤ 10 * d2 * c *ω / n 查表： 取安全系數(shù) n =2.5 代入公式計算 得： d ≥ ≥10 mm 選用公稱直徑為 14mm 的鋼絲繩即可滿足安全方面的要求 公稱直徑 近似重量 公稱抗拉強度 mm In Kg/100m 1570 1670 1770 纖維芯 FC 鋼芯 IWR 纖維芯 FC 鋼芯 IWR 纖維芯 FC 鋼芯 IWR 纖維芯 FC 鋼芯 IWR 6 1/4 12.5 13.7 17.3 18.7 18.4 19.9 19.5 21.1 7 9/32 17.0 18.7 23.6 25.5 25.1 27.1 26.6 28.7 8 5/16 22.1 24.4 30.8 33.3 32.8 35.4 34.7 37.6 9 3/8 28.0 30.9 39.0 42.2 41.5 44.9 44.0 47.5 10 13/32 34.6 38.1 48.1 52.1 51.2 55.4 54.3 58.7 11 7/16 41.9 46.1 58.3 63.0 62.0 67.0 65.7 71.1 12 1/2 49.8 54.9 69.4 75.0 73.8 79.8 78.2 84.6 13 1/2 58.5 64.4 81.4 88.0 86.6 93.7 91.8 99.3 14 9/16 67.8 74.7 94.4 102.0 100.0 108.0 106.0 115.0 16 5/8 88.6 97.5 123.0 133.0 131.0 141.0 139.0 150.0 18 11/16 112.0 123.0 156.0 168.0 166.0 179.0 176.0 190.0 20 13/16 138.0 152.0 192.0 208.0 205.0 221.0 217.0 235.0 22 7/8 167.0 184.0 233.0 252.0 248.0 268.0 263.0 284.0 24 15/16 199.0 219.0 277.0 300.0 295.0 319.0 312.0 338.0 26 1 234.0 258.0 325.0 352.0 346.0 374.0 367.0 397.0 28 1-1/8 271.0 299.0 377.0 408.0 401.0 434.0 426.0 460.0 30 1-3/16 311.0 343.0 433.0 469.0 461.0 498.0 489.0 528.0 32 1-1/14 354.0 390.0 493.0 533.0 524.0 567.0.0 556.0 601.0 34 -- 400.0 440.0 557.0 602.0 592.0 640.0 628.0 679.0 36 -- 448.0 494.0 624.0 675.0 664.0 718.0 704.0 761.0 38 1-1/2 500.0 550.0 695.0 752.0 740.0 800.0 784.0 848.0 40 1-19/32 554.0 610.0 771.0 833.0 820.0 887.0 869.0 840.0 表 3－3 鋼絲繩抗拉強度 2、鋼絲繩的壽命 　 鋼絲繩的使用壽命總是隨著配套使用的滑輪和卷筒的卷繞直徑的減小而降低的，所以，必須對影響其壽命的鋼絲繩卷繞直徑（即按鋼絲繩中心計算的滑輪和卷筒的卷繞直徑）作出限制，不得低于設計規(guī)范規(guī)定的值，即： D0min ≥ h d 式中:D0min--按鋼絲繩中心計算的滑輪和卷筒允許的最小卷繞直徑， mm； 　 　d--鋼絲繩直徑， mm； 　 　h--滑輪或卷筒直徑與鋼絲繩直徑的比值。 機構工作級別 M1,M2,M3 M4 M5 M6 M7 M8 卷筒h1 14 16 18 20 22.4 25 滑輪h2 16 18 20 22.4 25 28 表3－4滑輪或卷筒的h值 注:l 采用不旋轉鋼絲繩時，應按機構工作級別取高一檔的數(shù)值。 　 2 對于流動式起重機，可不考慮工作級別，取h1＝16，h2=18。 3.3 提升系統(tǒng)電動機選擇 電動機是已經系列化的標準產品。在機械設計中，主要根據(jù)所需電動機的輸出功率，工作條件及經濟性要求，從產品目錄中選擇其類型、結構型式、容量（功率）和轉速、并確定型號。 3.3.1 選擇電動機類型和結構型式 減速機選擺線針輪減速機。三相異步交流電動機由于結構簡單，制造、使用和維修方便，價格便宜，所以在工業(yè)中得到廣泛的使用。Y系列籠型三相異步交流電動機具有效率高、啟動轉矩大、價格低，維護方便等優(yōu)點。適用于不易爆，不易燃、無腐蝕性氣體的一般場所和無特殊要求的機械上，例如：機床、泵、風機、運輸機械、食品機械、農業(yè)機械等。也適用于對起動轉矩要求較高的機械，如壓縮機等，對于經常啟動，制動和反轉的場合，要求電動機的轉動慣量小及過載能力大，應選用冶金及其起重用的YZ（籠型）或YZR（繞線型）系列。在我們設計的驅動電機選用YEJ系列。 YEJ系列（IP44）電磁制動三相異步電動機是Y系列（IP44）三相異步電動機的風扇與端蓋之間附加一個直流電磁制動器派生產品。IP.國際外殼防護標志代號，為International Preventing的簡寫字母。IP44代表封閉式，防護大于1mm的固體且防濺。該系列電機適用于建筑、食品、印刷、橡膠、化工、包裝、木工、鍛壓及冶金等要求快速、準確停車的各種機械設備中。 該系列電機高效節(jié)能、噪音低、安裝尺寸和功率等級完全符合IEC標準和DIN42673標準。采用B級絕緣，外殼防護等級為IP44，冷卻方式為IC0141，額定電壓和頻率分別為380V、50HZ、工作制為連續(xù)工作制S1。 該系列電機應用在下列條件下使用： 1、海拔不超過1000米；環(huán)境空氣最高溫度隨季節(jié)變化，但不超過40度最低溫度為-15度。若在海拔1000米或者40度以上條件下使用，應按GB755的規(guī)定。 2、環(huán)境濕度最濕月月平均最高相對濕度為90%，同時該月月平均最低溫度不高于25度 3.3.2 選擇電動機的容量 選擇電動機的容量就是合理確定電動機的額定功率。電動機功率選擇合理與否，對其工作和經濟型都有影響。電動機功率小于工作要求時，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；電動機功率過大，電動機容量不能充分利用，效率和功率因素都較低，造成浪費。所以，對于載荷不變或變化不大，且在常溫下長期連續(xù)運轉的電動機，只需使電動機負載不超過其額定值，電動機便不會過熱，因此，選擇電動機就是根據(jù)電動機的額定功率稍大于（或等于）所需電動機功率來選擇電動機。 電動機工作時所需的功率按下式計算： （KW） （3-1） 式中：—滑輪工作所需的功率，（KW）；—電動機的工作效率，=0.85工作機所需的功率一般根據(jù)工作機的生產阻力和運動參數(shù)計算： （KW） （3-2） 式中：F—滑輪的工作阻力，（N）；V—滑輪的速度，（m/s）； 于是需要求出F和V.先求出F. 當料斗沿導軌開始提升后，對導軌進行受力分析如下圖所示； 圖3.1料斗提升受力分析 由〈〈機械設計手冊〉〉中可以查得，在料斗提升時料斗與導軌的摩擦系數(shù)為μ=0.1，摩擦力f= μ=0.05G 由力的平衡條件得F= =（ =0.916G=N =N 由〈〈現(xiàn)澆混凝土建筑結構施工手冊〉〉可以查得，在機械工程中，材料的提升速度最小為0.12m/s，最大為0.6m/s，此處設計時，為了安全和可靠系數(shù)比較高，選v=0.3m/s。 將F=和v=0.3m/s代入式（3-2）得： 再將，η=0.85代入式（3-1）中得到 3.23KW 引參考文獻〈〈機械設計指導〉〉，考慮到上列計算公式與實際工作時的工況差異頗大，為了安全和整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性，通常取功率裕度系數(shù)為1～3,此處取1.6，于是計算電動機功率： 由于載荷平穩(wěn)，電動機額定功率應略大于即可。所以初步選定5.5KW的電動機。 3.3.3選擇電動機的型號 選擇減速電動機的型號： 因為和滑輪連接的減速電機給滑輪提供動力，所以滑輪的速度也是這個減速電動機的速度。則電機轉速為 （設滾筒直徑為200mm） = =28.7r/min 由此確定選用輸出轉速為35r/min的減速電動機。再由5.5KW的功率，同步轉速選1500r/min，所以傳動比i==43。 由這些條件，最后確定選用擺線針輪減速機XWD5.5-6-43.t它的公稱許用 引參考文獻[4]電機工作時，它的實際輸出轉矩 Ms= （）=9550=1129N 因為Ms<=2200，合格可選。 式中 N—輸入功率,KW； n—輸入軸轉速，r/min； K—工況系數(shù)，由《機械設計手冊》查的連續(xù)工作時K=1.2； i—傳動比； η—機械效率，單級時η=0.9； 擺線針輪減速電動機，按傳動系數(shù)分為單級和多級傳動類型，該處選用單級。按結構型式可分為臥式、立式，此處選臥式。 1.適用范圍 傳動比： 單級 11≤i≤87 兩級 121≤i≤ 5133 功率： 0.4≤P40KW 輸出扭矩： 147≤≤19620 輸入轉速： n≤1500r/min 2.代號 由參考文獻[4]行星擺線針輪減速器代號包括型號和規(guī)格兩部分。型號用漢語字母拼音表示， X—行星擺線針輪減速器，W—臥式，D—帶電動機。規(guī)格包括功率、機型號和傳動比三項內容，均以實際數(shù)字表示。 選擇驅動電動機的型號： 由功率5.5KW，同步轉速1500r/min，引參考文獻[3]，可知驅動電動機選YJE132S-4型制動三相異步電動機。實際轉速1440r/min。 4 提升系統(tǒng)的校核 4.1 導軌校核 4.1.1導軌強度校核 圖4.1導軌與水平面夾角示意圖 由已知條件可以求出導軌與水平面所成夾角。 tan= = 由=角可以計算出導軌從運行到卸料時的長度（設為C），而已知所列直角三角形的一條邊的長度為6.1m。畫出支持導軌的三個支架，并計算出1、2兩支架間的長度以校核導軌的最大彎曲正應力。所計算的三角形如下： 圖4.2導軌支架示意圖 由上圖可得：， 這樣證明了導軌長度選9m是可以的 所以導軌的長度最終確定為9m，為2.4m。 導軌（1、2間）受力簡化如下圖： 圖4.3導軌（1、2）間受力簡化圖 如圖所示，列出靜力平衡方程： 由此得： 從而求出支反力： 再把P、Ra、P-Ra這三個力在導軌的水平方向和豎直方向進行分解。 圖4.4導軌受力分解圖 在三力分解后，因為導軌水平方向受力所引起的強度變化和導軌和豎直方向引起的強度變化比起來，它可以忽略不計。所以在水平方向上無需對導軌進行強度校核，只要在豎直方向上對導軌校核就可以。 于是進一步簡化為下圖： 圖4.5導軌受水平力簡化圖 然后作出導軌的彎矩圖如下圖所示： 圖4.6導軌受力彎矩圖 在圖4.6所示變形情況下，即截面m-m上的彎矩變形凸向下時，截面m-m上的彎矩規(guī)定為正：反之為負。 圖4.7彎矩變形圖 所以彎矩： 設 若要使得y取最大值，則，這樣為最大值。 所以在料斗（已經裝了材料時）沿導軌運行到正中間時，料斗對導軌的彎曲應力最大。 則 （P=1t=） =（b=1.2m） 在該材料的強度時，限定最大正應力不得超過許用應力，于是強度條件為： 而由已知條件得 （1） 由參考文獻[2]可以查得，在熱扎普通槽鋼126×53×5.5中，W=62.1，將W代入上面的公式（1）得： 引參考文獻[6]可以查得，[]=345～420MPa 因為<[]，導軌的強度足夠。 4.1.2 導軌剛度校核 仍然以1、2間導軌長設為來進行剛度校核。如下圖所示： 圖3.10導軌受力圖 求出兩端支座的支反力為： , 分段列出彎矩方程 AC段： (0) CB段： （） 由于梁AC和CB兩段內彎矩不同，撓曲線的微分方程也就不同，所以應分成兩段進行積分。而因為在列出CB段的彎矩方程時，仍用截面左端的外力來計算，這就使得的表達中包含著的表達式，而增加的項又含有因子（-a）。在CB段積分時，對含有（-a）的項就以（-a）為變量。積分的結果是： AC段(0) CB段（） EI= （i） （j） EI （k） （） 積分出現(xiàn)4個常數(shù)，需要4個條件來確定。因為撓曲線是連續(xù)光滑的曲線，所以在兩段交界的截面C上，由式（i）確定的轉角應該等于由式（k）確定的轉角，應該由式（j）確定的撓度應該等于由式（1）確定的撓度。 即 時， ， 在（i）、（j）、（k）和（l）等式中，令，并應用上列連續(xù)性條件得 由以上兩式，即可求得 C=C , D=D 此外，梁在A、B兩皆為角支座，邊界條件為 X=0時， V=0 (m) X=1時， V=0 (n) 以邊界條件（m）代入式（j）,得 D=D=0 以邊界條件（n）代入式（l）,得 C=C= 把求得的四個積分常數(shù)代入（i）、（j）、（k）和9（l）四式，得轉角和擾度方程如下； AC段（0） CB段（a） (o) (p) (q) (r) 受一個集中力P作用的簡支梁，其最大轉角一般在兩端截面上，在式（o）、（q）中分別令和，得 若a>b，可以斷定為最大轉角。 最大撓度發(fā)生在=0的截面上。在a>b的情況下，θ=o的截面AC段內，令式（0）等于零，得 即為發(fā)生最大撓度的截面的坐標。在式（p）中，令得最大撓度為： 的值一般非常接近0.5，即撓度最大的截面總在跨度中點附近。因此，可用跨度中點的撓度近似地代替最大撓度。在式（p）中令，得 當a=b=時，撓度最大。 （2） 由強度計算中已經計算出的條件可知，。而根據(jù)《機械設計手冊》可以查得，在熱扎普通槽鋼126X53X5.5中，彈性模量E=(2～2.2)N/,取E=2N/，I=391，將E、I、l代入公式（2）得： （） =- =1.67mm 規(guī)定[f]= =4.8mm 因為<[f]，所以導軌的剛度足夠。所以選擇導軌材料槽鋼126X53X5.5可以或者對該型號的槽鋼加固以提高剛度。 5 機架的設計及校核 在機器中支承或容納零部件稱為機架。如支承罐的塔架、容納傳動齒輪的減速器的殼體，機床的床身等等統(tǒng)稱為機架。 5.1機架結構類型 5.1.1 按機架外形分類 按機架外形分類：網架式、框架式、梁柱式、板塊式和箱殼式。 5.1.2 按機架的制造方法和材料分類 按制造方法，機架可分為鑄造機架、焊接機架和螺栓或鉚接機架。按機架材料可分為金屬機架、非金屬機架。非金屬機架又可分為混凝土機架、素混凝土機座平臺、花崗巖機架、塑料機架等。 鑄造機架常用材料為鑄鐵、鑄鋼和鑄鋁。小型設備（如儀表等）的機架則有銅制或塑料制造。 5.2 機架結構的選擇 進行機架結構形式的選擇是一個較復雜的過程，對結構形式、構件截面和結點構造等均需要結合具體的情況進行仔細的分析。對結構方案要進行技術經濟比較。由于各種設備有不同的規(guī)范和要求，制定統(tǒng)一的機架結構選擇方法較困難。但是，可以利用結構力學的知識提出下列一般的規(guī)則。這些規(guī)則是為了節(jié)約材料在選擇形式時應遵守的一般規(guī)律。 1．結構的內力分布情況要與材料的性能相適應，以便發(fā)揮材料的優(yōu)點。軸力較彎矩能更充分地利用材料。桿件受軸力作用時，截面上的材料分布是均勻的，所有材料都能得到充分利用。但在彎矩作用下截面的應力分布是不均勻的，所以材料的應力分布不夠經濟。 機械結構中許多構件所受的都是沿垂直于桿軸的方向作用的。彎矩沿桿變化很迅速。有垂直載荷處，彎矩曲線有曲率，且曲率與載荷集度成正比。最大的彎矩限于一小段內，在較長段內材料不能充分利用，這是彎曲構件不經濟的另一原因。 2.結構的作用在于把載荷由施力點傳到基礎。載荷傳遞的路程愈短，結構使用的材料愈省。 3.結構的連續(xù)性可以降低內力，節(jié)省材料。 5.3 機架設計計算的準則和要求 5.3.1機架設計的準則 1．工況要求 任何機架的設計首先必須保證機器的特定工作要求。例如，保證機架上安裝的零部件能順利運轉，機架的外形或內部結構不致有阻礙運動件通過的突起；設置執(zhí)行某一工況所必須的平臺；保證上下料的要求、人工操作的方便及安全等。 2．剛度要求 在必須保證特定外形條件下，對機架的主要要求是剛度。例如機床的剛度決定了機床的效率和加工的精度；在齒輪減速器中，箱殼的剛度決定了齒輪的嚙合性及運轉性能。 3．強度要求 對于一般的機架，剛度達到要求，同時也能滿足強度的要求。但對于重載設備的強度要求必須引起足夠的重視。其準則是在機器運轉中可能發(fā)生的最大載荷情況下，機架上任何點的應力都不得大于容許應力。此外，還要滿足疲勞強度的要求。 4．要求 對于細長的或薄壁的受力結構及受彎—壓結構存在失穩(wěn)問題，某些板殼結構也存在失穩(wěn)問題或局部失穩(wěn)問題。失穩(wěn)對結構會產生很大的破壞，設計時必須校核。 5．美觀 目前對機器的要求不僅要求能完成特定的工作，還要使外形美觀。 6．其他 如散熱的要求；防腐蝕及特定環(huán)境的要求；對于精密機械儀表等熱變形小的要求，等等。 5.3.2 機架設計的一般要求 在滿足機架設計準則的前提下，必須根據(jù)機架的不同用途和所處環(huán)境，考慮下列各項要求，并有所偏重。 1.機架的重量輕，材料選擇合適，成本低。 2.結構合理，便于制造。 3.結構應使機架上的零部件安裝、調整、修理和更換都方便。 4.結構設計合理，工藝性好，還應使機架本身的內應力小，由于溫度變化引起的變形應力小。 5.抗振性能好。 6.耐腐蝕，使機架結構在服務期限內盡量少修理。 7.有導軌的機架要求導軌面受力合理，耐磨性良好。 5.4 機架的形式及主要參數(shù) 在生產設備中，經過多方面的考慮后，決定選用框架式的金屬機架。在下圖4-1中，陰影部分表示滾筒，滾筒通過桿件和主機架連成一整體，由機架的立柱支撐。 圖5.1機架的外形結構 圖5.2主機架結構 由圖4-2計算主機架重量： 首先計算總長度L L= 所以 L= =17800+11900+7000+7200=43900mm （槽鋼12.368kg/m） 為了維修方便，在機架上還有一塊4mm厚的鋼板（4850mm X 3500mm）。 鋼板重 = 考慮到存在一些不確定因素，所以取機架重量為1.2噸。 5.5機架的強度校核 主機架受滾筒作用如圖5.3所示：（已知滾筒自重0.8噸） 圖5.3主機架受滾筒作用圖 由圖5.3可以看出，滾筒對主機架的壓力主要是作用在梁1和2上，3和4沒受什么影響，然后梁1和2把力傳到了梁5和6上，最終由梁5和6承擔了滾筒對機架的作用力，而因為它們是對稱的，為了簡化機架的受力，把所有對機架的作用力都只有一半在梁5和6上檢驗即可。 現(xiàn)在取梁5來做受力分析，如圖5-4所示： 圖5.4梁5受力分析圖 而根據(jù)已設計好的數(shù)據(jù)和圖紙可得下列數(shù)據(jù)。 P=1.0t， 為料斗（含料時）的重量， 為滾筒（含料時）的重量， 為機架自重， 為成品倉（含料時）的重量， ，，，， 由力和彎矩方程求出支反力和 圖5.5梁5的受力圖 由力和彎矩公式列方程求出支反力和 ， 代入數(shù)據(jù)解得：=1.09t =1.11t 因為要檢驗剛架的強度，必須用最大的彎矩來計算，所以，必須求出在梁5上的最大彎矩。 段的最大彎矩： 圖5.6 段受力和彎矩圖 在圖5-6中，由，得 （0≤X≤） 當X=時，最大， 段的最大彎矩： 圖5.7 段受的彎矩圖 在圖5-7中，由，得 = 當X=時，最大， =537.5t?mm 段的最大彎矩： 圖5.8 段彎矩圖 在圖5.8中，由，得 （0≤X≤） = =0.24X+（1.09X1250-0.5X1650）t?mm =0.24X+537.5t?mm 當X=時，最大，=0.24X200t?mm+537.5t?mm =609.5t?mm 段的最大彎矩： 圖5.9 彎矩圖 在圖5-9中，由得 （0≤X≤） =0.36X+505.5t?mm 當X=時，最大， =613.5t?mm 段的最大彎矩： 圖5.10 彎矩圖 在圖5-10中，由 得 （0≤X≤） =（1.11-0.4）X-0.4x600 =0.76X-240 t?mm 當X=時，最大， =558t?mm 段的最大彎矩：見下圖圖5.11所示 圖5.11 段彎矩圖 在圖5-11中，由 得 （0≤X≤） 當X=時，最大， =240t?mm 在梁5上，段的最大彎矩分別為，537.5t?mm，=609.5t?mm，613.5t?mm，558t?mm 最大，所以，最大彎矩發(fā)生在上。 在校核材料的強度時，限定最大正應力不得超過許用應力，于是強度條件為： 而由已知條件得 （1） 根據(jù)《機械設計手冊》中，可以查得在熱扎普通槽鋼中，W=80.5，將W代入上面的公式（1）得： 76.2MPa 根據(jù)《機械設計手冊》中，可得[]=375～460MPa 因為<[]，的強度足夠 這樣，梁5的強度是足夠的。從總體上來看的話，機架的強度也是足夠的。對機架設計的分析：由計算可以知道，在處強度最大，對整個機架考慮后，為了使機架更加安全可靠，考慮加上加強梁。 5.6 機架的剛度校核 由圖5.5可知梁5的受力圖。 圖5.5梁5的受力圖 和強度計算一樣，采用分步驟的計算。對作用處進行計算，為了簡化計算，將CA部分作為懸臂梁如圖5-12所示。 圖5.12 作用時懸臂梁示意圖 在作用下，引參考文獻[2]查的C點的撓度是 因為在A的右端還有梁，所以需要求出在截面A的轉角，引參考文獻[2]查得 =0.00032 而在梁A—B段，因為在點、和這三個點上最有可能出現(xiàn)撓度最大的情況，所以，取這三個點來分析。 對作用處理進行計算，分析如下圖4-13所示： 圖5.13 作用力圖 在作用下，引參考文獻[2]查得D點的撓度是： =1.53mm 引參考文獻[2]查得對截面A和B的轉角和的計算公式并求出這兩個數(shù)值： = =0.0015 = =0.0014 對作用處進行計算，分析如圖5.14所示： 圖5.14 對梁的作用力圖 在作用下，引參考文獻[2]查的E點的撓度為： =1.64mm 引參考文獻[2]查得對截面A和B的轉角和的計算公式并求出這兩個數(shù)值： = = 0.00247 = =0.0015 對作用處進行計算，分析如圖4-15所示 圖5.15 對梁的作用力圖 在作用下，參考文獻[2]查得F點的撓度為： =1.23mm 引參考文獻[2]查得對截面A和B的轉角和的計算公式并求出這兩個數(shù)值 = =0.0012 = =0.0015 對作用處進行計算校核 圖5.16 作用校核圖 為了簡化計算，將BG部分作為懸臂梁如圖5-16所示。 在作用下，引參考文獻[1]查的G點撓度為： ==0.23mm 因為在B的左端還有梁，所以需要求出在截面B的轉角 引參考文獻[2]查得== =0.00058 引參考文獻[2]可以查得，在小變形且材料服從胡克定理的情況下，可以求得撓曲線的近似微分方程它是一個線性方程，因而方程式的解可以疊加的。這樣，當梁上有幾種載荷共同作用時，可分別求出每一載荷單獨作用時下的變形， 然后將各個載荷單獨引起的變形疊加，就是這些載荷共同作用時下的變形。以下就是運用疊加法在總體考慮上來計算處的總撓度。 計算處受的總撓度 0.0015400-0.00247400-0.0012400+0.00058400 =0.17-0.6-1-0.48+0.232 =-1.68 機架上這一部分總長為=600mm 引參考文獻[1]可知，在懸臂梁中，受彎構件的跨度為懸臂梁的懸伸長度的兩倍 []=1.68<2=2mm，符合要求。 計算處受的總撓度 =1.57+1.64+1.23-0.4-0.96 =3.08mm 機架上這一部分總長A-B為2900mm []=3.08<2=4.8mm，符合要求。 計算處受的總撓度 =1.53+1.64+1.23-0.5-0.783 =3.12mm 機架上這一部分總長為A-B為2900mm []=3.12<2=4.8mm，符合要求。 計算處受的總撓度 =1.53+1.64+1.23-0.59-0.61 =3.2mm []=3.2<2=4.8mm，符合要求。 計算處受的總撓度： =0.37-0.84-0.9-0.72+0.192=-1.9 機架上這一部分總長為：=1000mm 引參考文獻[1]可知，在懸臂梁中，受彎構件的跨度為懸臂梁的懸伸長度的兩倍。 []=1.9<2=3.3mm，符合要求。 所以，機架的剛度滿足要求 因為攪拌滾筒運行時可能對機架產生其它載荷，為了更加安全，在機架設計時立柱上各加了一個加強梁以提高機架的強度和剛度，同時考慮到實際作用和外形美觀，在A-B段也加了加強梁，使機架更加安全可靠。如下圖4-17所示。 圖5-17 安裝加強梁的機架 5.7立柱的強度及穩(wěn)定性校核 1、強度校核：下支座受力最大，其受力情況如圖4-18所示： 圖5.18 立柱受力圖 從設計尺寸可以知道，立柱是將兩根槽鋼140586焊接在一起而成的,長度為1900mm，引參考文獻[2]可以查得立柱截面面積B=，對立柱受到的壓力和來說，=1.11t>=1.09t，所以選來計算支柱壓應力。 （引參考文獻[6]） 2、穩(wěn)定性校核： 引參考文獻[2] P≤ Pc—臨界載荷， μ—長度系數(shù)取1 =（公斤） 引參考文獻[2]可查得 E= 因參考文獻[2]可查得I=564 公斤 P =1110公斤< =67937公斤 所以，立柱穩(wěn)定。 6　檢驗安裝和使用維修 6.1檢驗規(guī)則 1.設備個部件出廠前必須經技術檢驗合格后方準出廠。 2.本設備電控系統(tǒng)在出廠前必須檢驗。 3.設備安裝完畢進行空轉實驗方可交付使用。 空轉實驗時技術要求如下： 1.電動機順利起動，運轉平穩(wěn)。 2.提升斗，攪拌滾筒運轉平穩(wěn)，無異常振動和響動。 3.試驗中各種動作平穩(wěn)，協(xié)調、準確，傳動系統(tǒng)無異常響聲。 6.2吊裝，安裝和調整 1. 吊裝 1.1滾筒出廠時已裝配好，可整機吊裝。 1.2吊裝時，兩鋼絲繩的夾角不得大雨90度，以免引起設備變形。 1.3吊裝時必須注意安全，吊運工具