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湖南科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計（論文）
第一章 前言
1.1 提升機的發(fā)展概況
提升機是礦山大型固定設(shè)備之一，是聯(lián)系井下與地面的主要運輸工具，在礦山生產(chǎn)建設(shè)中起著重要的作用。礦井提升機主要用于煤礦、金屬礦和非金屬礦中提升煤炭、礦石和矸石、升降人員、下放材料、工具和設(shè)備。
礦井提升機與壓氣、通風(fēng)和排水設(shè)備組成礦井四大固定設(shè)備，是一套復(fù)雜的機械——電氣排組。所以合理的選用礦井提升機具有很大的意義。
礦井提升機的工作特點是在一定的距離內(nèi)，以較高的速度往復(fù)運行。為保證提升工作高效率和安全可靠，礦井提升機應(yīng)具有良好的控制設(shè)備和完善的保護裝置。礦井提升機在工作中一旦發(fā)生機械和電器故障，就會嚴(yán)重地影響到礦井的生產(chǎn)，甚至造成人身傷亡。
熟悉礦井提升機的性能、結(jié)構(gòu)和動作原理，提高安裝質(zhì)量，合理使用設(shè)備，加強設(shè)備維護，對于確保提升工作高效率和安全可靠，防止和杜絕故障及事故的發(fā)生，具有重大意義。
礦井提升機已有很長的發(fā)展歷史。早在八百多年以前，我國古代勞動人民就發(fā)明了轱轆，用手搖骨碌從地下提升煤炭和礦石，以后發(fā)展成畜力絞車。十九世紀(jì)，由于電力的發(fā)展，電力拖動的提升機逐漸代替蒸汽提升機。近幾十年來，礦井提升機有了更大的發(fā)展，出現(xiàn)了多繩摩擦式提升機以及先進的拖動和控制系統(tǒng)。目前，國外的礦井提升機正向體積小、重量輕和自動化的方向發(fā)展，以適應(yīng)深井和大量的需要。
解放以前，我國根本不能制造大型礦井提升機。解放以后，我國建立了礦井提升機的制造工廠，并已由仿制和改進國外產(chǎn)品發(fā)展到能自行設(shè)計和制造。目前，我國已能成批生產(chǎn)近代化的大型礦井提升機。
1958年，我國設(shè)計并試制成功第一臺多繩摩擦式提升機，為我國礦井提升機的制造和使用開辟了一個新的領(lǐng)域。目前，我國已能成批生產(chǎn)JKM型多繩摩擦式提升機，并正在逐漸形成多繩摩擦式提升機的新系列。
礦井提升是煤炭生產(chǎn)過程中必不可少的重要生產(chǎn)環(huán)節(jié)。從井下采煤工作面采出的
煤炭，只有通過礦井提升設(shè)備運到地面，才能加以利用?？梢哉f，礦井提升是礦井生產(chǎn)的“咽喉”，其設(shè)備在工作中一旦發(fā)生故障，將直接影響生產(chǎn)，甚至造成人身傷亡。此外，礦井提升系統(tǒng)的耗電量很大，一般占礦井生產(chǎn)總耗電量的50％-70％。因此，合理選擇維護使用這些設(shè)備，使之安全可靠、經(jīng)濟高效地運轉(zhuǎn)，對保證礦井安全高效的生產(chǎn)，對提高煤炭企業(yè)的經(jīng)濟效益．都具有重要的現(xiàn)實意義。由于礦井提升設(shè)備是在并下巷道內(nèi)和井簡內(nèi)工作，空間受到限制，故要求它們結(jié)構(gòu)緊湊，外部尺寸盡量?。挥忠蚬ぷ鞯亟?jīng)常變化，因而要求其中的許多設(shè)備應(yīng)便于移置；因為井下有瓦斯、煤塵、淋水、潮濕等特殊工作條件，還要求設(shè)備應(yīng)防爆、耐腐蝕等。此外，礦井提升設(shè)備是一大型的綜合機械—電氣設(shè)備，其成本和耗電量比較高，所以，在新礦井的設(shè)計和老礦井的改建設(shè)計中，確定合理的提升系統(tǒng)時，必須經(jīng)過多方面的技術(shù)經(jīng)濟比較，結(jié)合礦井的具體條件，在保證提升設(shè)備在選型和運轉(zhuǎn)兩個方面都合理的前提下，要求提升設(shè)備具有良好的經(jīng)濟性。
1.2 提升機的結(jié)構(gòu)和用途
每臺提升機都由若干部分組成：主軸、纏繞機構(gòu)、軸承和主制動器。這些便是基本部分。纏繞機構(gòu)有好幾種，最常用的結(jié)構(gòu)是單圓柱形滾筒及雙圓柱形滾筒。對于單圓柱形滾筒，兩根鋼絲繩功用一個滾筒纏繞面；第一根鋼絲繩自滾筒松開而相應(yīng)地漏出的滾筒面由另一根鋼絲繩纏上。對于雙圓柱形滾筒，沒根鋼絲繩都纏繞在特有的滾筒上，即在任何時刻鋼絲繩都只是纏在兩支滾筒總纏繞面的一半上。在這種情形下，一個滾筒結(jié)
實地固定在主軸上，另一個則活套在主軸上，借助于離合器與主軸相連，以便在必須時可使二滾筒作相對轉(zhuǎn)動。滾筒相對轉(zhuǎn)動的可能行使得提升設(shè)備的操作變得容易，因為可以容易地調(diào)節(jié)由于鋼絲繩彈性變形而逐漸伸長的長度。此外，還可以補償由于對鋼絲繩做周期性的試驗而截下的長度。依次，在每個滾筒的表面除了等于提升高度的鋼絲繩長度外尚需附加30米長的鋼絲繩，這樣才有可能當(dāng)滾筒作相對轉(zhuǎn)動以使一根鋼絲繩的鉛垂長度增加時并不使另一根鋼絲繩縮短。當(dāng)有雙滾筒提升機時還可能更換操作水平。當(dāng)上容器停在井口車場時而下容器移至新的位置。這在一個提升水平但有個承受臺時也是需要的，例如翻轉(zhuǎn)式罐籠當(dāng)提升重物及提人時容器的終端位置是不同的。當(dāng)用單滾筒或滾筒的離合器不作用時，除原定水平外，如要服務(wù)于另一水平或承受臺則僅能用一個提升容器；第二個容器不過起著平衡錘的作用，此時，提升生產(chǎn)率驟然減少一半。
提升機的第二個重要部分為把電動機的轉(zhuǎn)動傳到安置有纏繞機構(gòu)的主軸上的減速器。減速器結(jié)構(gòu)因其類型、用途不同而異。但無論何種類型的減速器，其基本結(jié)構(gòu)都是由軸系部件、箱體及附件三大部分組成。軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合，軸承組合包括軸承、軸承蓋、密封裝置以及調(diào)整墊片等。減速器箱體上用以支持和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好潤滑及密封的重要零件。箱體質(zhì)量約占減速器總質(zhì)量的50/%。因此，在箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)量及成本等有很大影響，設(shè)計時必須全面考慮。為了使減速器具備較完善的性能，如注油、排油、通氣、吊運、檢查油面高度、檢查傳動件嚙合情況、保證加工精度和裝拆方便等，在減速器箱體上常需設(shè)置某些裝置或零件，將這些裝置和零件及箱體上相應(yīng)的局部結(jié)構(gòu)統(tǒng)稱為減速器附屬裝置或簡稱為附件。它們包括：視孔與視孔蓋、通氣器、游標(biāo)、放游螺塞、定位銷、啟蓋螺釘、吊運裝置、油杯等。
制動器為提升機設(shè)備第三個重要部分。制動器直接作用于制動輪或制動盤上產(chǎn)生制動力矩的部分按結(jié)構(gòu)分為盤式和塊式閘等；第四部分是傳動機構(gòu)，是控制并調(diào)節(jié)制動力矩的部分。按傳動能源分為油壓、壓氣或彈簧等；第五部分為深度指示器及與其相連的控制保護裝置，其用途為給司機指出提升容器在井筒中的位置；第六部分為操作臺，電動機及制動器的操縱手把均勻集中在這里，有時也有離合器操縱手把；提升機最后一部分為油壓及壓氣設(shè)備前者為每一機器所必備的；并且在油壓制動傳動時，它需作為機器潤滑，同時也作為制動裝置。當(dāng)用壓氣制動時，油壓設(shè)備所起的作用僅限于機器的潤滑，而此時需要附加壓氣設(shè)備，而在油壓制動時卻不需要附加壓氣設(shè)備。
煤炭、電力工業(yè)是國家的支柱產(chǎn)業(yè)，國民經(jīng)濟發(fā)展的重點。隨著我國國民經(jīng)濟的高速發(fā)展，電能利用量大大增加，煤炭、電力市場頻頻告急，致使江南、四川許多地區(qū)的企業(yè)大面積拉閘限電、減少勞動日、躲避用電高峰。而礦井提升機是煤炭產(chǎn)業(yè)的關(guān)鍵設(shè)備。為此，提高大型提升機的生產(chǎn)能力，滿足國內(nèi)能源、電力市場的需求勢在必行，也是緩解當(dāng)前煤炭、電力緊缺的關(guān)鍵所在。據(jù)有關(guān)市場調(diào)查，年前國內(nèi)火力發(fā)電總
裝機容量為億千瓦，每年消耗的煤炭總量為億多噸，按年產(chǎn)量萬噸煤炭生
產(chǎn)能力的大型提升機來計算，國內(nèi)煤炭市場每年需遞增大型提升機臺。因此，研制開發(fā)大型礦井提升機不僅可以滿足目前國內(nèi)能源、材料、電力市場的需求，也將使礦井提升設(shè)備的技術(shù)水平、安全環(huán)保、生產(chǎn)能力、資源利用、減少項目初期投資等方面有較大的改善和提高，進而實現(xiàn)大型集中化、開發(fā)有序化、控制微機化、綠色環(huán)保化的安全、高效、經(jīng)濟和可持續(xù)發(fā)展的要求。
礦井提升機的主軸裝置是其主要的工作機構(gòu)，它不僅要承受各種正常載荷（包括固定載荷和工作載荷），還要承受各種緊急事故情況下所造成的非正常載荷。本課題研究內(nèi)容為礦井提升機主軸裝置設(shè)計，為了使提升機高效、安全、可靠地為國內(nèi)外礦山機械用戶服務(wù)，實現(xiàn)廣大用戶和企業(yè)的經(jīng)濟雙贏，實現(xiàn)礦山機械用戶的高效、安全、低耗的良性經(jīng)濟發(fā)展態(tài)勢。設(shè)計者要綜合運用機械設(shè)計等知識，通過設(shè)計計算、繪圖以及運用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計手冊等有關(guān)資料，完成預(yù)期設(shè)計任務(wù)，并使機械設(shè)計的基本技能得到訓(xùn)練。
本設(shè)計在已有設(shè)計基礎(chǔ)上針對新的市場、資源等要求，進行深入分析研究，對原有產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)進行一定的改善，設(shè)計新一代的改進型產(chǎn)品以適應(yīng)市場需要，即在基本型產(chǎn)品的基礎(chǔ)上，開發(fā)出能耗低、重量輕、經(jīng)濟實用的改進型產(chǎn)品。
1.3提升機的分類及工作原理
提升機是礦井提升設(shè)備的主要組成部分，目前我國生產(chǎn)及使用的礦井提升機，按
其滾筒的構(gòu)造特點可分為三大類，即單繩纏繞式、多繩摩擦式及內(nèi)裝式提升機。
單繩纏繞式提升機在我國礦井提升中占有很大的比重，目前在豎井、斜井、淺井、
中小型礦井大量使用。其工作原理是把鋼絲繩的一線固定纏繞在提升機的滾筒上，另一端繞過井架上的天輪懸掛提升容器，利用滾筒轉(zhuǎn)動方向的不同，將鋼絲繩纏上或放松，完成提升或下放重物的任務(wù)。多繩摩擦式提升機其特點是靠鋼絲繩與摩擦輪之間的摩擦力傳動，這種提升機由于具有安全可靠、體積小、質(zhì)量小，適用于深井提升等優(yōu)點，在我國礦井提升中也已得到較廣泛的應(yīng)用。
內(nèi)裝式提升機是世界上近年來研制成功的一種全新的新型提升機，從提升機的工
作原理來看，它亦屬于摩擦提升范疇，但它實現(xiàn)了“內(nèi)裝”。所謂內(nèi)裝，就是格拖動電機直接裝在摩擦輪內(nèi)部，使電機轉(zhuǎn)子與摩擦輪成為一體。內(nèi)裝式提升機摩擦輪的外觀與一般的摩擦式提升機毫無區(qū)別，但它卻把由電動機、減速器和摩擦輪組成的常規(guī)式，發(fā)展成為省去減速器，而使摩擦輪相當(dāng)于電動機的轉(zhuǎn)子，主軸相當(dāng)于電動機定子的高度，結(jié)構(gòu)新穎的提升機。同時為了使內(nèi)部電動機冷卻，主軸可以做成空心軸作為冷卻風(fēng)道，這樣減少了設(shè)備結(jié)構(gòu)重量又減少了提升系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動慣量。世界上第1臺內(nèi)裝式提升機于1988年在德國豪斯阿登礦投入運行，我國的開灤礦業(yè)集團東歡坨煤礦也于1992年從德國引進了1臺內(nèi)裝式提升機，迄今設(shè)備運行良好。
內(nèi)裝式提升機是提升機的機械與電氣高度一體的完美結(jié)合，由于它體積?。亓枯p、基礎(chǔ)設(shè)施簡單、設(shè)備造價低、運行費用低，與傳統(tǒng)的提升機相比，其各項技術(shù)、經(jīng)濟指標(biāo)都顯示出了很高的優(yōu)越性，引起了國際提升界極大的關(guān)注。內(nèi)裝式提升機的問世，是提升機領(lǐng)域里的一個新的里程碑，它不但對提升機制造業(yè)產(chǎn)生巨大影響，還對礦井提升機的使用、維修也將引起變革，迫使人們用全新的概念去評價提升機性能的優(yōu)劣。內(nèi)裝式提升機的研制，在我國尚屬空白，應(yīng)給予足夠重視，以促進國內(nèi)提升機的發(fā)展，趕超世界先進水平。
單繩纏繞式提升機的工作原地簡單地說，就是用一根較粗的鋼絲線在卷筒上纏上和纏下來實現(xiàn)容器的提升和下放運動。提升機安裝在地面提升機房里，鋼絲繩一端固定在卷筒上，另一端繞過天輪后懸掛提升容器。單繩纏繞式單卷筒提升機，卷筒上固定兩根鋼絲繩，并應(yīng)使每根鋼絲繩在卷簡上的纏繞方向相反。這樣，當(dāng)電動機經(jīng)過減速器帶動卷簡旋轉(zhuǎn)時，兩根鋼絲繩便經(jīng)過天輪在卷筒上纏上和纏下，從而使提升容器在井筒里上下運動。不難看出，單繩纏繞式提升機的一個根本特點和缺點是鋼絲繩在卷筒上不斷的纏上和纏下，這就要求卷簡必須具備一定的纏繞表面積，以便能容納下根據(jù)井深或提升高度所確定的鋼絲繩懸垂長度。單純纏繞式提升機的規(guī)格性能、應(yīng)用范圍及機械結(jié)構(gòu)等，都是由這一特點來確定的。
單繩纏繞式雙卷筒提升機具有兩個卷簡，每個卷筒上固定一根鋼絲繩，并應(yīng)使鋼
絲繩在兩卷筒上的纏繞方向相反，其工作原理和特點與單卷筒提升機完全相同。多繩摩擦式提升機的工作原理與單純纏繞式提升機不同，鋼絲繩不是固定和纏繞在主導(dǎo)輪上，而是搭放在主導(dǎo)輪的摩擦襯墊上，提升容器懸掛在鋼絲繩的兩端，在容器的底部還懸掛有平衡尾繩。提升機工作時，拉緊的鋼絲繩必須以一定的正壓力緊壓在摩擦襯墊上。當(dāng)主導(dǎo)輪由電動機通過減速器帶動向某一個方向轉(zhuǎn)動時，在鋼絲繩和摩擦襯墊之間使發(fā)生根大的摩擦力，使鋼絲繩在這種摩擦力的作用下，跟隨主導(dǎo)輪一起運動，從而實現(xiàn)容器的提升和下放。不難看出，多繩摩擦式提升機的一個根本特點和優(yōu)點是鋼絲繩不在主導(dǎo)輪上纏繞，而是搭放在主導(dǎo)輪的摩擦襯墊上，靠摩擦力進行工作。同樣，多繩摩擦式提升機的規(guī)格性能、應(yīng)用范圍和機械結(jié)構(gòu)等，都是由這—特點來確定的。多繩摩擦式提升機特別適應(yīng)于深井和大產(chǎn)量的提升工作。多繩摩擦式提升機與單繩纏繞式提升機比較，在規(guī)格性能、應(yīng)用范圍、機械結(jié)構(gòu)和經(jīng)濟效果等方面都優(yōu)越得多，就深井和大產(chǎn)量來說，是豎井提升的發(fā)展方向。但是，根據(jù)我國目前淺井多、斜并多的特點，單繩纏繞式提升機仍然是目前制造和使用的重點。對于部分深井和大產(chǎn)量的礦井，則應(yīng)該合理的選用多繩摩擦式提升機，而不宜選用大型的單繩纏繞式提升機。
1957年南非工程師Robert Blair發(fā)明了多繩纏繞式提升機（我國稱為布雷爾式
提升機）。他是基于深井提升的實踐，總結(jié)了單繩纏繞式和多繩摩擦式提升機存在的問題而產(chǎn)生的。眾所周知，單繩纏繞式提升機在井深超過1500m時，其主、尾繩和摩擦襯墊的壽命都幾乎下降，而且還會出現(xiàn)主繩震動和尾繩難以管理等問題。為了保證鋼絲繩的使用壽命，規(guī)定鋼絲繩的任意斷面處的應(yīng)力不應(yīng)過大（一般不應(yīng)大于),而摩擦提升機采用尾繩，在容器與鋼絲連接處的鋼絲繩斷面上，靜力隨容器位置的不同而改變的幅度很大，約為。如果以應(yīng)力波動值不大于計算，則提升高度的極限約為1700m。布雷爾提升機不用尾繩，克服了這些弱點。又無防滑問題。出現(xiàn)的問題是體積大功耗大。
布雷爾提升機實際上是在較寬的卷筒上安裝一個中間擋板，把一個卷筒分隔成兩
段，每段纏繞一根鋼絲繩，每個卷筒上的兩根鋼絲繩，繞過天輪以后共同連接到一個提升容器上，可見提升原理與單繩纏繞式無異，只是用兩根鋼絲繩代替一根鋼絲繩，因此繩徑和卷筒直徑相對減小了。
布雷爾提升機在結(jié)構(gòu)上有如下特點：
1） 卷筒上的兩個纏繞間隔，必須設(shè)計成纏繞相同圈數(shù)和相同層數(shù)的鋼絲繩，以
保證兩根繩中拉力平衡。
2） 應(yīng)進肯呢個纏繞多層以減少卷筒的寬度，實際證明，纏四層甚至是五層是無
困難的，為了減少多層纏繞帶來的繩弦震動和鋼絲繩排列不齊的擠壓喝磨損，一般多采用平行繩槽（Le Bus繩槽），并很好地設(shè)計間層過渡楔。
3） 以為兩根鋼絲繩連在一個提升容器上，就存在如多繩摩擦提升的鋼絲繩拉力
平衡問題，布雷爾提升機使用兩種平衡方法。一種是平衡輪法，兩根鋼絲繩以相反方向在平衡輪上纏繞數(shù)圈并固定在平衡輪上，拉力不平衡時，平衡輪可以轉(zhuǎn)動。另一種方法是利用天倫來平衡鋼絲繩拉力，天輪裝在聯(lián)通的液壓缸上，借天倫的升降來平衡鋼絲繩拉力。
4） 保證整齊的多層纏繞對布雷爾提升機是十分重要的，為了見識纏繩情況，設(shè)
有纏繩檢測裝置。在卷筒的每個纏繩間隔的整個寬度上，設(shè)有弧形板，它距所纏繞的一層鋼絲繩有繩徑的間隙，弧形板由線圈來控制。可隨層數(shù)的不同而移動，另有閉鎖線圈，纏繩過程中，它使插銷總是定位于軸上的凹槽中（凹槽與纏繞層數(shù)相對應(yīng)）。一層纏滿時，線圈通電拔起閉鎖插銷，同時線圈通電使軸移動，帶動弧形板后移或者前移，弧形板移到新的位置后，線圈斷電閉鎖。如果在一層沒有一根繩提前纏到下層上，稀釋由于軸被閉鎖，弧形板不能移動，便在繩的壓力下繞軸轉(zhuǎn)動，使之與安全回路中的接點打開，提升機以正常減速度停車。此外也可以用液壓控制檢測纏繩。
第二章 總體方案設(shè)計
2.1設(shè)計數(shù)據(jù)
提升高度
卷筒直徑
由《煤礦安全規(guī)程》可知，合理的運行速度為
2.2罐籠的選擇
根據(jù)礦車類型按表選擇單層罐籠，其技術(shù)規(guī)格為：裝載礦車一輛，最大載重2.2t，自重2t，乘人數(shù)10人，斷面尺寸.
礦石一次提升重量：
廢石一次提升重量：
一次提升礦車總重：
2.3鋼絲繩的選擇設(shè)計
我國單繩纏繞式提升機多為右螺旋纏繞，故應(yīng)選右捻繩，目的是防止鋼絲繩松捻。根據(jù)貨源情況，選用右捻鍍鋅鋼絲繩
(m為安全系數(shù)，罐籠類取7.5)
其技術(shù)規(guī)格如下：
繩徑，每米繩重
鋼絲破斷力總和
鋼絲繩公稱抗拉強度
鋼絲繩的最大靜張力差
2.4預(yù)選電動機
2.4.1電動機的近似容量
（K為礦井阻力系數(shù)，取1.2。為加減速度及重力因素影響系數(shù)，取1.4）
2.4.2卷筒轉(zhuǎn)速
由轉(zhuǎn)速和功率選擇JRQ-147-8型電動機，其技術(shù)規(guī)格為：，額定轉(zhuǎn)速為，額定電壓為6000V.
第三章 減速器齒輪的設(shè)計
3.1擬定傳動方案
礦井提升機是低速重載機械，工作條件較差，載荷有一定的沖擊，且有粉塵等。與其他傳動方式相比，齒輪傳動有效率高，尺寸小，適應(yīng)性強等優(yōu)點，所以采用齒輪轉(zhuǎn)動。斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，沖擊、震動、噪聲小，適用于高速重載傳動。根據(jù)齒輪傳動的特點， 擬定采用兩級轉(zhuǎn)動，均采用閉式斜齒輪傳動，如下圖所示：
圖3.1 減速器傳動方案圖
3.2電機的選擇
上章已提到，選擇JRQ-147-8型電動機，，.
3.3分配傳動比
總傳動比
按推薦的兩級減速器傳動比分配情況確定兩級的傳動比：
高速級齒輪傳動比為
低速級齒輪傳動比為
3.4計算減速器各軸的轉(zhuǎn)速和力矩
各軸標(biāo)號如圖3.1所示，
電機功率為200kw，各軸輸入功率為：
電動機的效率為，聯(lián)軸器傳動效率為
軸承傳動效率為， 齒輪傳動效率為
各軸輸入轉(zhuǎn)矩如下：
3.5齒輪設(shè)計
3.5.1高速級齒輪設(shè)計
高速級傳動位于減速器內(nèi)，屬閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度計算，然
后校核齒根彎曲疲勞強度。
(1).選擇材料及熱處理方式
小斜齒輪選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，強度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa,齒面硬度為280HBS。大齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為：240HBS .二者硬度差為：40HBS，精度等級為7。
(2).按齒面接觸疲勞強度計算
取小齒輪，則，取，并初步選定
確定公式中的各計算數(shù)值
a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)，試選
b.選取區(qū)域系數(shù)
c.查得, ,則
d.小齒輪的轉(zhuǎn)矩:，確定許用接觸應(yīng)力
e.查得材料的彈性影響系數(shù)
f.因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表得小齒輪許用接觸應(yīng)力 大齒輪的為
h.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(按工作壽命15年，每年工作300天，兩班制)
i.取接觸疲勞壽命系數(shù)
(3).計算
1).計算圓周速度:
2).計算齒寬B及模數(shù)
3).計算縱向重合度
4).計算載荷系數(shù)
分別查得:
故載荷系數(shù):
5).按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，
得
6).計算模數(shù)
(4).按齒根彎曲強度設(shè)計
1）、計算載荷系數(shù):
2)、根據(jù)縱向重合度,查得螺旋角影響系數(shù)
3)、計算當(dāng)量齒數(shù)
，
4）、查得
查得
查得
取彎曲疲勞極限
計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù),得:
5).計算大小齒輪的，并比較
且，故應(yīng)將代入計算。
6).計算法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑來
計算應(yīng)有的齒數(shù), 取
7).則，故取
則，取
8).計算中心距
取
9).確定螺旋角
10).計算大小齒輪分度圓直徑:
11).確定齒寬
取
(5).齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計。配合后面軸的設(shè)計而定。
3.5.2低速級齒輪設(shè)計
(1).選擇材料及熱處理方式
小斜齒輪都選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，強度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa,齒面硬度為280HBS。大齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為：240 HBS 。二者硬度差為：40 HBS，精度等級為7。
(2).初選齒數(shù)
取小齒輪，則 取，初步選定
(3).按齒面接觸強度計算:
確定公式中的各計算數(shù)值
a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)，試選
b.選取區(qū)域系數(shù)
c.查得
則
d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:
e.查得材料的彈性影響系數(shù)
f.因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸，
然后驗算輪齒的彎曲強度,查得小齒輪接觸應(yīng)力，大齒輪的為
h.計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)
i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)
(4).計算
1).圓周速度:
2).計算齒寬b及模數(shù)
3).計算縱向重合度
分別查得:
故 載荷系數(shù)
4).按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑得 =
5).計算模數(shù)
(5).按齒根彎曲強度設(shè)計
a.上式中
b.根據(jù)縱向重合度,查得螺旋角影響系數(shù)
c.計算當(dāng)量齒數(shù)
，
查得
查得
取彎曲疲勞極限,
d.計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù),得:
e.比較
且，故應(yīng)將代入計算。
f.法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是有:
取 . 則
g.中心距
取
h.確定螺旋角
i.計算大小齒輪分度圓直徑:
j. 確定齒寬
取
(6).齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計，配合后面軸的設(shè)計而定。
第四章 減速器傳動軸的設(shè)計
4.1高速軸1的設(shè)計
4.1.1選擇材料
由于傳遞中小功率，軸的轉(zhuǎn)速較高，為保持尺寸穩(wěn)定性和減少熱處理變形可選用40，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：
4.1.2初步估算軸徑
由于軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[機械設(shè)計] 選取，則得：
此軸上有一個鍵槽，則軸徑增大7%
輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸頸。為了使所選的,軸頸與聯(lián)軸器的孔頸相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表取, 則：
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用LH7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為,故取，故取輸入軸的最小直徑為,半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
4.1.3齒輪的力分析計算
圓周力：
徑向力：
軸向力：
4.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
高速軸1的形狀如下圖，為了方便清楚的進行尺寸設(shè)計計算，圖上軸的各段標(biāo)注了相應(yīng)的數(shù)字。
圖5.1 高速軸1的結(jié)構(gòu)
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑；右端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。
2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)；，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級角接觸球軸承33016，其尺寸為，故；而。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得30316型軸承的定位軸肩高度，因此取。
3)已知齒輪輪轂的寬度為200mm，故取。4-5段比3-4段高出一個軸肩的高度，軸肩高度，故取,則。根據(jù)實際情況取。
4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面之間的距離，故取。
5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁一短距離，取，已知滾動軸承寬度，則。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
6)軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位.采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，長度取，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為。
7）確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖紙所示。
4.1.5 支座反力分析
1）水平面上支反力
2) 垂直反力
4.1.6 彎矩計算
1）水平彎矩
2) 垂直面彎矩
3) 合成彎矩
根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取得
4.1.7校核強度
按扭彎合成應(yīng)力校核軸的強度，由軸的結(jié)構(gòu)筒圖及當(dāng)量彎矩圖可知截面C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面，進行校核時，只校核軸上承受最大當(dāng)量彎矩的截面的強度，則由軸的強度校核式：
其中軸為直徑d=70mm的實心軸，則
故軸的強度足夠，軸安全可靠。
4.2中間軸2的設(shè)計
4.2.1選擇材料
軸2的材料與軸1的材料相同
4.2.2初步估算軸徑
由于軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[機械設(shè)計] 選取，則得：
4.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
高速軸1的形狀如下圖，為了方便清楚的進行尺寸設(shè)計計算，圖上軸的各段標(biāo)注了相應(yīng)的數(shù)字。
圖5.2 中間軸2的結(jié)構(gòu)
1) 初步選擇滾動軸承。軸的兩端采用深溝球軸承，顯然此軸的最小直徑在兩端的安裝軸承處，根據(jù)尺寸，由軸承產(chǎn)品目錄初步選0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承33016，其尺寸為，故，且（6-7段左端有一個擋圈），取(1-2段右端有一個套筒)。
2）取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為205mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則。軸環(huán)寬度，取。
3）由低速級小齒輪的齒寬為，得。取軸段5-6比6-7段高出一個軸肩，取，。
4）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由表查得平鍵，取長度為。
5）軸的強度校核和軸1相同，經(jīng)校驗強度足夠，安全。
4.3低速軸3的設(shè)計
4.3.1選擇材料
軸3的材料與軸2的材料相同
4.3.2初步估算軸徑
由于軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[機械設(shè)計]選取 ，則得：
此軸上有一個鍵槽，則軸徑增大7%
輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸頸。為了使所選的軸頸與聯(lián)軸器的孔頸相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表取,則：
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用LH12型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑為,故取，故取輸入軸的最小直徑為,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。
4.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
圖5.3 低速軸3的結(jié)構(gòu)
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，故取2-3段
的直徑；右端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。
2）初步選擇軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力選作用，故采用單列角接觸球軸承，因軸徑較大，采用專門制造的大軸承。取，，則，軸的6-7段左端由套筒定位，套筒長，取。
3)取安裝齒輪處的軸段；齒輪的右端與右軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。
4），取。
5）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，由，選，取長度為。
6）軸的強度校核同軸1的方法相同，經(jīng)校核強度足夠，安全。
附 減速器的其他設(shè)計尺寸：
軸承端蓋凸緣厚度11mm，減速器殼體壁厚12mm，軸承距箱體內(nèi)壁8mm，齒輪距箱體內(nèi)壁16mm.
第五章 主軸的設(shè)計
5.1主軸的選擇
主軸材料一般采用優(yōu)質(zhì)中碳鋼，最常用的是＃碳素結(jié)構(gòu)鋼，這種材料價格便宜，對應(yīng)力集中的敏感性小，加工性能好，一般不采用合金鋼。本系列產(chǎn)品的主軸有兩種不同的結(jié)構(gòu)，單、雙筒米提升機采用光軸，固定卷筒的左右支輪熱裝在主軸上，而米雙筒提升機的主軸上有兩個鍛造出的法蘭盤，固定卷筒的兩個幅板用高強度螺栓分別與兩法蘭連接。
5.2結(jié)構(gòu)的設(shè)計
根據(jù)結(jié)構(gòu)及工藝要求，繪制出結(jié)構(gòu)草圖，并初定主軸的尺寸，主軸直徑可根據(jù)傳遞扭矩進行初算，也可根據(jù)結(jié)構(gòu)估計，通常取，式中為卷筒直徑，然后進行驗算。
圖5.1 主軸設(shè)計草圖
該主軸采用兩點支撐，電動機在軸的右端通過連軸器和減速器與軸連接。軸上設(shè)計一個鍵槽，為以后安裝機械式深度指示器裝置預(yù)留接口。支輪與軸的連接采用熱裝方式；減速器與軸的連接則采用兩個切向鍵來連接。
5.3主軸強度的校核
安裝在主軸上的零部件的重量：可認(rèn)為集中加于各輪轂中心。主軸自重可認(rèn)為是均布載荷，也可認(rèn)為集中加在各輪轂處，作用于各輪轂的中心，此項載荷在提升過程中大小不變。
纏繞在卷筒上的鋼絲繩的重量：此項載荷在提升過程中是變化的。鋼絲繩拉力，在提升過程中大小是變化的。
計算說明：
1. 提升機出繩按水平方向計算。
2. 由于提升過程中外載荷是變化的，設(shè)計時都是對具體提升機選定幾種典型的工況，對這幾種工況的外載荷進行計算，然后找出各危險斷面的最大外載荷進行強度計算。本設(shè)計選取了提升機提升開始和結(jié)束時的兩種典型工況。在這兩種工況下，提升機主軸裝置的受力達到極限狀態(tài)，并且計算時對其主軸裝置的受力分析也采用了典型分析，這樣所計算出的數(shù)據(jù)更有意義，也更有說服力。
3. 本計算根據(jù)第三強度理論即最大切應(yīng)力理論。這一理論認(rèn)為引起材料屈服破壞的因素是最大切應(yīng)力。最大切應(yīng)力理論能很好地說明低碳鋼試件拉伸出現(xiàn)的滑移線，并與有關(guān)塑性材料的多種試驗結(jié)果相接近。它的計算也較簡便，所以應(yīng)用相當(dāng)廣泛。
a.工況一 提升開始:
(1)主軸上作用力大小
轉(zhuǎn)矩 :
圓周力:
徑向力
(2)軸承支反力
水平面上的支反力：
2200
1. 受力簡圖
E
1800
1800
D
C
B
A
2.合成彎矩圖
E
B
D
A
C
3.計算彎矩圖
A
C
E
B
D
圖5.2 工況一
垂直面上的支反力
(3)求彎矩
C處 水平面
垂直面
D處 水平面
垂直面
(4)合成彎矩
C處
D處
(5)計算彎矩
軸為雙向回轉(zhuǎn),視轉(zhuǎn)矩為對稱循環(huán),,則截面C、D兩處的當(dāng)量彎矩分別為：
(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
截面C當(dāng)量彎矩最大,故截面C為可能危險截面。
截面E處雖僅受轉(zhuǎn)矩,但其直徑最小,則該截面亦為可能危險截面。
所以主軸強度足夠。
圖5.3 危險截面
由圖5.2及圖5.3可知，計算彎矩在C截面處最大；Ⅰ截面處計算彎矩較大，且有圓角和配合邊緣的應(yīng)力集中；Ⅱ截面處計算彎矩也較大且有鍵槽的應(yīng)力集中；Ⅲ截面處計算彎矩雖然不大，但其直徑最小且有圓角、鍵槽和配合邊緣多種應(yīng)力集中。所以以上4個都是可能的危險截面?？扇≡S用安全系數(shù)，其校核計算如下：
(7)C截面處疲勞強度安全系數(shù)計算
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
合成彎矩
扭矩
因為應(yīng)力為對稱循環(huán)應(yīng)力:
彎曲應(yīng)力幅
彎曲平均應(yīng)力
扭剪應(yīng)力幅
扭剪平均應(yīng)力
彎曲、剪切疲勞極限
彎曲、扭轉(zhuǎn)的等效系數(shù)
絕對尺寸系數(shù)
表面質(zhì)量系數(shù)
彎曲時配合邊緣處有效應(yīng)力集中系數(shù)為：
扭轉(zhuǎn)時配合邊緣處有效應(yīng)力集中系數(shù)為：
受彎矩作用時的安全系數(shù)
受扭矩作用時的安全系數(shù)
安全系數(shù)
Ⅰ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。
Ⅱ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。
Ⅲ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。
b.工況二 提升終了:
(1)主軸上作用力大小
轉(zhuǎn)矩:
圓周力:
徑向力:
E
B
D
C
A
1.受力簡圖
1800
2200
1800
2.合成彎矩圖
E
B
D
C
A
3.計算彎矩圖
E
B
D
C
A
圖5.4 工況二
(2)軸承上的支反力：
垂直面上的支反力：
(3)求彎矩
C處 水平面
垂直面
D處 水平面
垂直面
(4)合成彎矩
C處
D處
(5)計算彎矩
軸為雙向回轉(zhuǎn),視轉(zhuǎn)矩為對稱循環(huán),,則截面D處的當(dāng)量彎矩為
(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
截面D當(dāng)量彎矩最大,故截面D為可能危險截面。
截面E處雖僅受轉(zhuǎn)矩,但其直徑最小,則該截面亦為可能危險截面。
所以主軸強度足夠。
圖5.5 危險截面
由圖5.4及圖5.5可知，計算彎矩在D截面處最大；Ⅰ截面處計算彎矩較大，且有圓角和配合邊緣的應(yīng)力集中；Ⅱ截面處計算彎矩也較大且有鍵槽的應(yīng)力集中；Ⅲ截面處計算彎矩雖然不大，但其直徑最小且有圓角、鍵槽和配合邊緣多種應(yīng)力集中。所以以上4個都是可能的危險截面。取許用安全系數(shù)，其校核計算如下：
(7)Ⅱ截面處疲勞強度安全系數(shù)計算
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
合成彎矩
扭矩
因為應(yīng)力為對稱循環(huán)應(yīng)力:
彎曲應(yīng)力幅
彎曲平均應(yīng)力
扭剪應(yīng)力幅
扭剪平均應(yīng)力
彎曲、剪切疲勞極限
彎曲、扭轉(zhuǎn)的等效系數(shù)
絕對尺寸系數(shù)
表面質(zhì)量系數(shù)
彎曲時配合邊緣處與鍵連接處的有效應(yīng)力集中系數(shù)分別為：
扭轉(zhuǎn)時配合邊緣處與鍵連接處的有效應(yīng)力集中系數(shù)分別為：
計算取較大值，即
受彎矩作用時的安全系數(shù)
受扭矩作用時的安全系數(shù)
安全系數(shù)
D截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。
Ⅰ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。
Ⅲ截面處疲勞強度安全系數(shù)校核(經(jīng)計算可證明安全，略)。
5.4 主軸軸承壽命計算
軸承壽命計算公式：
式中：－已選定的軸承的額定動負(fù)荷，；
－軸承的工作轉(zhuǎn)速 ，
－修正后的當(dāng)量動負(fù)荷，
-軸承所受的動負(fù)荷，；
－負(fù)荷系數(shù)，見軸承樣本表，一般可??；
5.4.1左軸承
軸承代號：
性能參數(shù)：
額定負(fù)荷
極限