【正文】 /min)970功率P/kw轉矩(N 計算傳動比(1)總傳動比 =970/=(2)每段結構傳動比取=4，=5I3=i/(i1i2)=(45)=(3)計算各傳動結構參數(shù)① 各軸的轉速n0=970r/min =970r/minnI=n0/i1 =970/4=nII=nI/i2=nIII=nII/i3=②各軸的功率 P0=pI= =pII==PIII==③各軸的轉矩T0=9550 針對于提升機系統(tǒng)，不需大功率電動機，采用中小型即可，而且避免大馬拉小車的現(xiàn)象產(chǎn)生，本設計選用Y系列全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。電動機種類很多,目前大部分工廠使用的電動機主流為三相異步電動機,此電動機使用交流電工作。多采用軸承連接減少接觸應力。主要用來提升物體，石料，工具。又對于目前提升機發(fā)展的現(xiàn)狀，并對其工作原理，工作機構提出了一些新的看法。一種是單繩纏繞，雙圓柱卷筒提升機。提升機的傳動機構一般由電動機，傳動機構，繩索，制動器，卷筒等部件組成。在礦山產(chǎn)業(yè)中，提升機是整個運作的主體，所有的物料都是通過提升機來運輸?shù)摹Ｄ壳笆袌錾弦彩怯泻芏喾N礦山用提升機，但大部分占地面積大，效率低下，制造成本高，浪費材料。而這次設計主要是設計針對于礦產(chǎn)行業(yè)物料輸送提升機中傳動系統(tǒng)。本人設計的創(chuàng)新點是將傳動的機構整體添加到了卷筒之中，減少了其占地面積，節(jié)省了制造材料，節(jié)約了成本。. . . .. .摘要提升系統(tǒng)存在于很多機械，生活，制造生產(chǎn)之中，其解決了人力物力無法辦到的一些繁瑣事務問題。本人運用強化提升機構，增大扭矩，減少占地面積，方便加工等理念進行了這次設計。傳動系統(tǒng)在整體中可以說是十分重要的，好比骨架，它需要計算各部分最大的載荷，看是否可以承受工作需要的重量，以保證工人安全，設施的完好，輸送材料的完整。而且維修不方便，配件笨重。所以，提升機的質量是否達到標準會影響到整個工作的進展是否順利。石料的開采，加工器械等都需要提升機的運輸來完成。另一種是多繩摩擦式單滾筒提升機。本人還只是學生，才疏學淺，難免有不妥當?shù)牡胤?，請老師指導教學。 機構傳動方式的選取方案一：選取二級減速器鏈接開式齒輪傳遞動力的機構方案。() 方案二圖經(jīng)過比較兩種方案的設計方法，本人選擇了第二種更為高效穩(wěn)定的設計思路。交流電動機還分為單相電動機和三相電動機，在市場上通常選擇的是三相電動機。額定參數(shù)：卷筒直徑D=300mm，工作機的線速度nw=其運行轉速V=40m/min，提升的最大重量F=。mTI=9550 m)傳動比i45效率η 軸齒輪的設計 齒輪簡介機構傳動系統(tǒng)中最常用的方式是運用齒輪的嚙合進行傳遞動力。在良好的設計情況下，齒輪機構的壽命相對要長得多，這一特點在一般的機構中省去經(jīng)常維修的時間，更對于礦井用機構來說，穩(wěn)定不易損壞的傳動機構尤為重要。(2)承受載荷的能力足夠： 要求齒輪在傳動動力的時候，保證了正常傳遞的情況下，小體積，高質量。查圖《齒輪的彎曲疲勞強度極限》可知 σHIim（齒輪失效概率1/100時接觸疲勞極限）=1500MP (查圖)， σFlim（齒輪失效概率1/100時齒根彎曲疲勞極限）=460MP(查圖) SF（安全系數(shù)）=1(查表)， SH（安全系數(shù)）=1， Yx（齒形系數(shù)）=(查圖)， 運用公式列出 [σH]=σHIim Yx / SH=1500/1=1500MP[σF]=σFlim Yx /SF= 齒輪設計 模數(shù)計算公式： （）查找，計算上公式內各字母所代表的參數(shù) (1)假設齒輪原始參數(shù)設齒數(shù)比為φd=(查表)（~） (2)計算齒輪轉矩=9550=1= (4)YFa1YSa1/[σF1]并比較YFa2YSa2/[σF2] YFS1=， YFS2= (查圖)YFS1YSa1/[σF1]= YFS2YSa2/[σF2]= (5)重合度系數(shù)計算：重合度是檢驗齒輪各參數(shù)之間誤差，嚙合是否流暢，設計是否正確的重要依據(jù)。 內齒輪的設計通常是內嚙合齒輪機構中,齒圈上的齒輪為內齒輪。 查資料《齒輪的彎曲疲勞強度極限》可知σH1im（齒輪失效概率1/100時接觸疲勞極限）=690MP，σF1im（齒輪失效概率1/100時齒根彎曲疲勞極限）=220MP由設計計算公式進行計算，即(1)式子中各值根據(jù)滾動軸承的選取規(guī)則非對稱分布φd的范圍是（~）所以φd=1，因為在機構中的齒輪機構為降低速度傳遞動力， 所以u=i=5(2)計算齒輪扭矩 （）(3)設定齒輪參數(shù)Z1=24, Z2=524=120, 取Z2=120(4)計算 K（載荷系數(shù)）根據(jù) V=3m/s，8級精度可有表查得動載荷系數(shù) Kv=(查圖)。行星輪的傳遞功率很大，所以為了不造成齒面磨損，采用的齒輪傳動必須具有高硬度才能避免磨損損壞，硬齒面能確保齒輪的正常工作。m=14=4 hf1=4=5da1=d＋2ha1=68+8=76mm df1=d2hf1=6810=58mmha2=ha2*在軸上的橫向，縱向分別所受的載荷力的大小，方向，以及力在軸上的最大扭矩點；在軸上需要套用的其他部件的裝載尺寸，安裝的位置尺寸，以及加工時需要的退刀槽，軸肩等工藝裝備設計。(2)在軸上將需要安裝部件的位置定位準確，加工工藝需要尺寸保證精確?；瑒虞S承要比滾動軸承的尺寸較小，噪聲和震動比較小，而且造價也便宜一些。如果只受到橫截面剪切力時,一般選用徑向接觸軸承,例：深溝球軸承等。相關資料（抗拉強度極限表）：,按強度規(guī)定軸的最小直徑，由材料系數(shù)資料查得。.軸承標準寬度B=31mm，因齒輪在其中是油潤滑，所以設置擋油板，其厚度一般為1mm所以B=32mm 在軸承間需要軸套來穩(wěn)定機構，還有退刀槽的加工工藝的考慮等，取其剩余寬度為43mm.所以軸的總長度為L=48+5+32+32+43=160mm。(5)軸的強度校核①計算載荷其分度圓直徑 ，轉矩 齒輪切向力 =齒輪徑向力 =齒輪軸向力=0N②軸的力矩圖( )③計算向上力() 水平平面 FH2=Ft120/48=FH1= FH2－Ft=垂直平面 FV2=Fr98/48= FV1= Fv2－Fr=④繪制彎矩圖()水平平面彎矩圖，b戴面MHb=48FH1=48=垂直平面彎矩圖，M Vb=48FV1=48=合成彎矩圖，Mb =(M Hb2+M Vb2)1/2=(+)1/2=⑤繪制轉矩圖T=⑥繪制當量彎矩圖b截面Meb =(Mb2+ Tb2)1/2=(+)1/2=⑦核校截面b針對于截面校核，只針對于最小截面處強度的校核就可以，不用校核a面，只校核b面就可以了，而且整體還有軸肩，鍵槽和過度的配合存在，軸的受力會減少許多，校核b面足矣。軸承的標準厚度b=33mm，并設置擋油板，其尺寸通常為1mm，所以在軸承間需要軸套來穩(wěn)定機構，還有退刀槽的加工工藝的考慮等， 再取其余寬度為40mm.所以軸的總長度為L=58+6+34+34+40=172mm。(4)按照以上方法校核內齒輪強度，符合。反之為正號機構。為了保證抗壓能力，通常取=(～)140=～行星架軸孔公差f1f1是影響行星輪系的重要指標，由公式計算行星架正常工作的使用原則為：(1)行星架邊緣，架體不能有氣泡，毛邊等瑕疵。鋼絲繩的種類很多，按形狀給其分類：圓股式鋼絲繩 編織式鋼絲繩 扁鋼絲繩。耐腐蝕，壽命長。捻法：Z，右向捻；S，左向捻；ZZ，右同向捻；SS，左同向捻。應對工作環(huán)境惡劣的礦下工作場地，鋼絲繩需要以鍍鋅應對、SS或者ZS的鋼絲繩，其耐磨，抗腐蝕的性能更佳。設計的準則按照《煤礦安全規(guī)程》，其原則是：鋼絲繩的載荷校核要考慮所有的載荷最大值時的情況，而達到一定的安全系數(shù)。 鋼絲繩的最大載荷力作用于鋼絲繩與滾筒點接觸處（A點），其值為： ()式中：為鋼絲繩靜載荷最大限度； 為一次提升的有益載荷,Q=103=104N為容器重量；=0N(設為0，具體設計會根據(jù)詳細情況設計計算）為鋼絲繩每米重力；為鋼絲繩懸垂長度，=繩容量+20（載重平臺高度）=320m；為井架高度；礦井深度；為容器裝載高材料：《煤礦安全規(guī)程》中規(guī)定，安全系數(shù)ma公式 ： 式中：Ma的值根據(jù)《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定選擇。但是繩體自重過重的話，又會降低柔韌度，造成卷筒摩擦。根據(jù)上面敘述所說，其需要保證鋼絲繩與殼體直徑的尺寸比例，才是