摩擦式卷扬机主轴断裂事故原因分析通用范本Word格式文档下载.docx
《摩擦式卷扬机主轴断裂事故原因分析通用范本Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《摩擦式卷扬机主轴断裂事故原因分析通用范本Word格式文档下载.docx（3页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
TheProductionProcessIncludesDeterminingTheObjectOfTheProblemAndTheScopeOfInfluence,AnalyzingTheProblem,ProposingSolutionsAndSuggestions,CostPlanningAndFeasibilityAnalysis,Implementation,Follow-UpAndInteractiveCorrection,Summary,Etc.
编辑：
__________________
审核：
单位：
使用指引：
本解决方案文件可用于对工作想法的进一步提升，对工作的正常进行起指导性作用，产生流程包括确定问题对象和影响范围，分析问题提出解决问题的办法和建议，成本规划和可行性分析，执行，后期跟进和交互修正，总结等。
资料下载后可以进行自定义修改，可按照所需进行删减和使用。
摩擦式卷扬机因钢绳牵引端、收绳端位置固定不变，主机牵引钢绳节圆直径大小不变，容绳量大，牵引速度恒定，功率无波动，便于设置测重、测距、测速机构，所以在需精确计量拉曳距离、精确控制牵引速度和实时显示牵引力时可实现智能化重物设备安装牵引、起吊等作业，故该设备得到越来越广泛的应用。
但其结构复杂、制造精度要求高，特别是主轴受力状态远非一般缠绕式卷扬机可比，设计和制造中的细微差异会导致主轴受力成倍变化、主观计算的结论与客观实际状态的不符，造成强度刚度不足、机械不能正常工作，甚至主轴折断而酿成设备安全事故。
摩擦式卷扬机工作原理如图1所示。
机械安装结束后由人工将钢绳螺旋状穿绕在二卷筒上，开机后主机的二卷筒同向旋转，贮绳筒在力矩电机驱动下同步旋转，为收绳端提供初拉力。
在主机卷筒摩擦力作用下，钢绳被逐步缠紧。
因有多道钢绳同时缠绕在卷筒上，每道钢绳均有相当拉力，所以卷筒主轴所受径向力是这些多道钢绳拉力之总和。
而一般常见的缠绕式卷扬机主轴，只受一个额定拉力作用。
显然，尽管是同样额定拉力的卷扬机，摩擦式卷扬机主轴承受的径向力比缠绕式卷扬机主轴所受径向力大许多倍。
摩擦式卷扬机卷筒主轴所受的力是缠绕其上多道钢绳受力之总和，但每道钢绳的张力随设计方法不同又有巨大差异。
是否注意到这个差异，是设计成败的关键。
某工地曾经使用一台悬臂式80KN的摩擦式卷扬机，在实际载荷远远小于额定载荷状态下主轴便折断，后经采取加粗主轴直径、更换主轴材质、增加主轴端部支撑等一系列措施，在起吊50KN重物时再次出现主轴断裂事故。
为此我们对摩擦式卷扬机主轴受力进行分析计算，得出如下三个结论:
图1摩擦式卷扬机工作原理
1）卷筒上每道钢绳张力按欧拉公式分布必须遵循一定条件。
取卷筒和某一道钢绳分析，根据接触状态，符合欧拉公式的特征，见图2。
欧拉公式表达式为F1=F2efα，式中F1是进绳端拉力，F2是出绳端拉力，f是钢绳与卷筒表面静摩擦系数，α是钢绳在卷筒上的包角（单位弧度），e是自然对数的底。
主机上两卷筒上多道钢绳与卷筒缠绕摩擦，不断增力，最终把收绳端上由贮绳筒上原始的、较小的、初拉力逐级增大，达到卷扬机恒定的额定拉力。
所以钢绳从牵引端到收绳端，其张力是逐级递减的，递减幅度按欧拉公式规律分布。
每经卷筒半圈，减小efα倍。
以80KN卷扬机为例，当卷筒缠绕7道钢绳后，如取绳与筒摩擦系数f=0.1，包角α＝π，则递减系数k=e0.1×
3.14=1.36，F合=80/k0+80/k+80/k2+……80/k14=299.14KN。
此合拉力为最小，按此合拉力设计的主轴直径也最细。
要保证钢绳拉力按欧拉公式递减状态分布，卷筒绳槽底径必须精确计算，并严格按设计要求加工制作。
因为在上述计算中，前一道钢绳与后道钢绳张力逐级相差k倍，卷筒底径必须逐级减小，使钢绳逐级有所松驰，这个松驰的量即钢绳的绝对变形是借助虎克定律公式计算出来的，ΔL=FL/ES，式中F为钢绳张力，L为钢绳原长，这里近似为卷筒中心距，E为钢绳弹性模量，S为钢绳横截面积。
根据公式计算出所需松驰量后，再按底径与周长关系逐一计算修正卷筒绳槽底径。
因为设计钢绳每道拉力不等，所以松驰量也必然每道不等，尽管其值最终计算很小，但不可忽略。
由此可知，卷筒绳槽只有每道按所需松驰量精确计算，主轴受力按欧拉公式状态累加才符合客观实际。
图2钢绳张力
2）设计相等绳槽底径，必须改变主轴受力计算力学模型。
如上所述，将卷筒绳槽底径设计成每道不相同，不少企业做不到。
一是计算较繁，更主要的是不少企业认为卷筒绳槽底径缩小补偿钢绳张力的量是很小的，可以忽略不计。
因此往往把卷筒绳槽底径设计加工成同一尺寸，互相之间没有变化。
这样在卷扬机牵引重物过程中，由于钢绳没有得到松驰量的补偿，相邻两道钢绳长度始终一致，钢绳张力处处相等，在牵引全过程中钢绳始终处于同一张力状态，钢绳与卷筒之间没有摩擦力而是啮合关系。
这时卷筒主轴受力就不能再按欧拉公式分布累加，而是应将单根钢绳牵引力乘以总圈数的两倍。
仍以80KN卷扬机为例，同样缠绕7道，卷筒主轴所受实际径向负荷是F合＝80×
7×
2=1120KN。
很明显，此时卷筒主轴实际受力是按欧拉公式计算值的四倍多。
如果在设计计算中把受等张力分布的主轴按照欧拉公式受力分布的主轴来计算强度和刚度、确定主轴直径，主轴必然处于超极限状态工作，这就是某工地摩擦式卷扬机主轴多次折断的真正原因。
3）制造中收绳端卷筒钢绳绳槽底径必须小于牵引端的，此结论是非常明显的。
从设计和工艺角度出发，将卷筒钢绳绳槽底径制成统一尺寸是可行的，但主轴直径须相应加粗。
然而由于制造精度不高、检验不严格，偏差过大，把卷筒绳槽底径加工成牵引进绳端小、贮绳放绳端大或卷筒绳槽底径与主轴回转中心不同轴，当卷筒偏心相差180°
且在同一平面内时，则卷筒主轴受力之大将远远超过计算值。
例如，设想贮绳端卷筒钢绳绳槽底径被加工比前一道大ΔD，钢绳流进该段时其必须伸长ΔL=πΔD/2。
由虎克定律可知，钢绳要伸长ΔL须在钢绳上附加ΔF的力。
ΔF＝ΔDπES/2L，当钢绳弹性模量E较大、钢绳直径较粗截面积S较大时，该附加力是相当大的。
我们常见的多级拉丝机正是利用这一原理，把原较粗的钢丝通过逐级加大拉丝盘直径的办法，把钢丝拉拔成较细钢丝，而拉丝盘主轴则承受巨大径向力。
经实地考察，一些工地的摩擦式卷扬机在牵引时钢绳收绳端不断发出炸响，其原因就是钢绳被附加拉伸力强力拉伸，卷扬机主轴就有弯曲交变应力超过疲劳强度极限而被折断的可能。
可在此位置输入公司或组织名字
YouCanEnterTheNameOfTheOrganizationHere
升级会员 