臂式斗轮机按照平衡方式的不同分为活动平衡式和整体平衡式，前者既可以使用钢丝绳卷扬机械变幅又可以使用油缸液压变幅，而后者只能使用油缸液压变幅。虽然油缸液压变幅的机型是斗轮机的主流机型，但使用传统钢丝绳卷扬机械变幅要比油缸液压变幅的成本低很多，出现问题时检修排查更直观方便，受环境和温度等外界因素影响也相对较小，在斗轮机市场还是得到很多用户的青睐，所以对于钢丝绳卷扬机械变幅的分析与研究，依然是我们研究和优化此类斗轮机的必要方向。
1钢丝绳卷扬系统的机构分析活动平衡式斗轮机的钢丝绳卷扬系统，在设计上为了保证整机的安全性，采用的是双联缠绕系统，这样即使在工作中一根钢丝绳断裂，也能保证前臂架不会突然坠落。在门柱的上端安装2组四联定滑轮组，在斜支撑对应的位置安装2组四联动滑轮组，整个系统滑轮倍率m=8，钢丝绳卷扬驱动布置在定滑轮组的下端，钢丝绳通过在驱动卷筒上的收放来带动斜支撑上的动滑轮组运动，再通过拉杆带动前臂架从而实现斗轮机的变幅运动。钢丝绳另一端通过平衡安全装置固定在门柱的上部，平衡安全装置的作用是平衡两根钢丝绳在不同工况时所受的不均匀载荷，在平衡安全装置前端设置一个起重量限制器，通过其上的传感器能实时把钢丝绳受力以数字信号的方式传输到司机室内的控制仪表上，让司机更方便地了解设备受力情况，大大提升了设备的安全性。活动平衡式斗轮机钢丝绳卷扬系统如图1所示IS-10。
2钢丝绳卷扬系统的计算、选型及验证
根据钢丝绳卷扬机系统已知的设计参数及数据，依据设计手册等资料提供的相关公式，对减速器速比和功率、钢丝绳、卷筒、滑轮进行计算、选型、验证。
2.1减速机速比的计算
先设定斗轮头部理想的提升速度V1=5m/min，由于活动平衡式斗轮机前臂架与斜支撑上的动滑轮都是绕一个铰点做圆周运动，所以二者角速度相等，即V/R1=V/R2，从图1可知，R1=28650mm，R2=14284mm，得动滑轮移动速度V=2.49m/min。在满足斗轮机取料下极限的条件下，以下俯极限15°计算，变幅提升前后钢丝绳的伸长量S=
11450-8349=3101mm，动滑轮与钢丝绳同步运行，所以二者运行时间相等，动滑轮移动距离S'=3739mm，根据m·S/Va=S'/V2，得出钢丝绳移动速度V=16.52m/min。保证钢丝绳卷扬变幅在低速条件下的运行平稳，建议选取8级电动机，电动机n=730r/min。出于斗轮机钢丝绳卷扬系统所用钢丝绳抗拉强度大，导致绳体弯曲半径小的原因，卷筒直径选取尽量大些，否则长期工作容易降低钢丝绳的使用寿命，这里拟选卷筒计算直径Do=600mm，根据公式i=4：0T，最终得到减速器速比i=83.25。
1000V32.2卷杨驱动功率的计算
根据斗轮机平衡计算可知，斗轮机着地力在空载、正常挖掘、超载挖掘、超载堆料时分别对应上仰、水平、下俯3个状态下12个工况，斗轮机只有在下俯超载挖掘时钢丝绳所受的载荷最大。已知在调整好斗轮机配重量，计算好整机稳定性后，空载下俯极限状态下着地力为G=40kN，超载挖掘各载荷产生弯矩Fe=F（胶带机煤载及积垢）+F2
（斗轮有效载荷）+F3（挖掘力）+F:（斗轮积垢载荷）=4000
kN·m，下俯极限超载挖掘力时的着地力=6+1000。
27672184.6kN，下俯极限超载挖掘时钢丝绳所受的总力=
184.6×27672：11610=440kN，单根绳所受静拉力F4402×827.5kN，钢丝绳对卷筒产生转矩7=2×27.5×0.3（滚筒半径）=16.5kN·m，电动机需提供转矩T=16.5×1000÷83.25=
198N·m。总效率7他=7和X7定部×7面X7型，7动活=1-72（1-n）
根据文献[1]的707页中表4-2-11得7=0.98，本提升系统为两套滑轮组，所以7动第=7定清=（sx（1-098）=0.93，7a=
0.99，驱动装置效率7第=刀般×刀联=0.97×0.99=0.96，78=0.93×
0.93×0.99×0.96=0.82，电动机功率P=1=18.46
kW，所以选取22kW起重电动机型号为YZP225M-8。
2.3钢丝绳、卷筒、滑轮的计算与选型
首先根据最小安全系数法”计算钢丝绳的整绳最小破断拉力Fo，Fn≥F·n=195.25（n按M7工作级别查文献[1]表4-1-3取7.1，考虑日常工作中卷扬机钢丝绳的润滑防锈及减少钢丝绳磨损等因素，双绕钢丝绳建议选用纤维芯钢丝绳，结合最小破断力查文献[1]表4-1-3选定抗拉强度o=1870N/mm2。接着再按C系数法选取系数C值来确定钢丝绳最小直径，查文献[]表4-1-3得C=0.107，钢丝绳最小直径dn=CV1000F=17.74mm，选取钢丝绳直径d=18
mm，最终选取钢丝绳的型号为18NAT6（1+6+12）+FC
1870ZZ200119GB/T891828-。破断拉力总和=200kN，破断拉力换算系数O=0.9，考虑钢丝绳换算系数的破断拉力总和为S，=④x=0.9x200=180kN，计算安全系数n=Sp/F=180/
27.5=6.5>6.0，可见选取的钢丝绳是安全可靠的。根据JB/T
9005.2选取的滑轮直径D'=560，型号WJ2324，经验算D'>
d·h2=18×25（M7工作级别）=450，所选滑轮满足使用要求。验算卷筒直径，筒绳直径比Do/d=33.33>h1=
22.4（M7工作级别），所选卷筒满足使用要求。验算卷筒的长度和卷绕长度，按臂架上仰和下俯角度都为15°计算，钢丝绳卷扬长度为Hm=2×（11450-8349）=6202
mm，对于单层双联缠绕，卷筒长度L、=2（Lo+L1+L2）+L。，卷筒端部无绳槽段长度L，=60mm，节距p=20，固定绳尾所需的长度L2=3p=60，卷筒中间光滑部分长度L=160，钢丝绳安全圈数=3，卷绕长度Le（am:m）+z）-p=（6202x8
T·Do's/-3.14×6003）×20=586.7*600mm（圆整），卷筒长度L.=1600mm3。
设定卷筒轴材料选择45钢，与联轴器连接轴头的直径为140mm，按扭转强度计算，空心轴按45钢r=（2.5~
4.5）=4.5（取最大值计算），减速器输出转矩T7=16.5kN·m；d=17.2x1VI=123mm；所以选择45钢的轴径为140mm，可以满足强度要求。应用Q235钢板卷制（或无缝钢管），卷筒凹槽最小壁厚6≥d，选择壁厚6=20mm。验算卷筒内壁最大压应力a，=A1A28ms[o，]，查文献[]中的716页表4-3-4得A1=0.75，A=l，Sm=F=27500N，则a，=1×0.75x
2x27500=103MPa，对于Q235钢的[o]=0，/1.5=235=1.520×20
=157MPa，所以Q235钢满足强度要求。卷筒相邻筋板间距离L=1300mm，=2.16<2.4，则此筒壁不需要进行稳定性计算。计算由弯矩和转矩产生的换算应力G=
VMPawt+T2/W≤[o1]，式中，[o1]=0.50，=117.5MPa，Mam在Sam处引起的最大张力，则Ma=×Sam=800×27500=22000000N·mm，对于双联卷筒，卷筒转矩T1=S·Do=
16500000N·mm，卷筒名义直径D=D-d=582mm，抗弯模量w=0.1（D1-D2=0.1（6821-5402-5103675mm2.or=
D
582（上接第114页）V22000000416500000÷5103675=5.39MPa<[o1]，由此可以判定卷筒壁厚的强度满足使用要求。如图1所示，卷筒与定滑轮的偏角c=arctan（430-0.5L.）=4<5°，满足使5000用要求。
3结语
钢丝绳卷扬机构是斗轮机各机械传动机构中最复杂的机构，也是活动平衡式机械变幅斗轮机最重要的机构，其计算的正确性和选型的合理性直接关系到整机的安全性，应该得到设计者和使用者足够的重视。
