【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 d——鋼絲繩直徑，mm；ε——鋼絲繩繩圈之間的間距，一般取2～3mm；考慮誤差等實(shí)際情況，故卷筒選用單繩纏繞，卷筒直徑D=1600mm,寬度B=1500mm。提升經(jīng)濟(jì)速度 提升機(jī)的選擇 提升機(jī)是礦井提升設(shè)備的主要組成部分，供纏繞和傳動(dòng)鋼絲繩之用，以完成礦井提升或下放重物的任務(wù)?，F(xiàn)在我國(guó)生產(chǎn)和使用的礦井提升即分兩大類(lèi)：?jiǎn)卫K纏繞式和多繩摩擦式。單繩纏繞式礦井提升機(jī)在我過(guò)礦井提升中占有很大的比重，使用比較普遍，目前斜井、淺井、中小型礦井以及鑿井中均大量使用。多繩摩擦式提升機(jī)由于具有安全可靠、體積小、重量輕、使用于深井提升等優(yōu)點(diǎn)，在我國(guó)礦山得到了廣泛的應(yīng)用。 由于該提升機(jī)運(yùn)用于淺井，所以使用單繩纏繞式礦井提升機(jī)。所選提升機(jī)型號(hào)：速度最大靜張力：61KN最大靜張力差：61KN 為了保證提升機(jī)有足夠的強(qiáng)度，還必須驗(yàn)算所選提升機(jī)最大靜張力Fjmax（它關(guān)系到滾筒與主軸的強(qiáng)度）及最大靜張力差所選提升機(jī)最大靜張力Fc（它關(guān)系到主軸的強(qiáng)度）應(yīng)滿(mǎn)足下式： 1500+2000+365= 2000+365= 式中:——所選提升機(jī)最大靜張力； ——所選提升機(jī)最大靜張力差；強(qiáng)度校驗(yàn)合格。 3 提升機(jī)減速器的設(shè)計(jì) 擬定傳動(dòng)方案礦井提升機(jī)機(jī)是低速重載機(jī)械，工作條件較差，載荷有一定的沖擊，且有粉塵等。與其它傳動(dòng)方式相比，齒輪傳動(dòng)有效率高，尺寸小，適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，所以設(shè)計(jì)礦井提升機(jī)機(jī)采用齒輪傳動(dòng)。根據(jù)齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)，擬定采用兩級(jí)傳動(dòng)，均采用展開(kāi)式直齒輪傳動(dòng)，如下圖所示： 圖31 傳動(dòng)示意圖 預(yù)選電動(dòng)機(jī) 作為提升機(jī)的動(dòng)力部分，提升電動(dòng)機(jī)的選擇關(guān)系到提升效率和工作性能。因此在對(duì)提升電動(dòng)機(jī)在選擇過(guò)程中主要從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)數(shù)、額定功率和額定拖動(dòng)力方面考慮，對(duì)其進(jìn)行合理的計(jì)算與選擇：（1）電動(dòng)機(jī)功率估算： kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速估算： k——礦井阻力系數(shù)，取k=；——減速器傳動(dòng)效率，二級(jí)減速器取=；——?jiǎng)恿ο禂?shù)，取=選擇Y335L16型電動(dòng)機(jī)，其技術(shù)規(guī)格N=220kw, 額定轉(zhuǎn)速990,額定電流411伏，（2）實(shí)際最大提升速度: （3）電動(dòng)機(jī)的額定拖動(dòng)力: = 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比分配傳動(dòng)比 （1）； （2）分配傳動(dòng)比： 主軸的確定 主軸的輸入功率與電動(dòng)機(jī)輸出功率和運(yùn)動(dòng)傳遞過(guò)程中各相連部件的傳遞效率密切相關(guān)。 = 其中，分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪和卷筒的傳遞效率。分別取。主軸輸入轉(zhuǎn)矩T計(jì)算： =9550 =9550 = 按轉(zhuǎn)矩法初步確定該軸最小直徑計(jì)算: 最小直徑在連軸器處，此外，主軸上有兩鍵槽，應(yīng)放大7%左右，故=（1+7%）=圓整為=170mm，材料為40Cr鋼。式中：P——為主軸軸傳遞的功率；n——為主軸的轉(zhuǎn)速；c——為許用應(yīng)力確定值，選用45鋼，取c=120。滾筒長(zhǎng)1500mm，考慮到軸承寬度，制動(dòng)盤(pán)，主軸設(shè)計(jì)總長(zhǎng)2350mm。 軸的校核（1）軸受力圖（2）水平面彎矩圖（3）垂直面受力圖(4) 合成彎矩圖圖32 軸的受力分析圖主軸的校核 （1）主軸的受力分析：圓周力：徑向力：（2）計(jì)算支承反力：軸承1的總支反力：軸承2的總支反力：計(jì)算彎矩 所以合成彎矩就是計(jì)算彎矩。危險(xiǎn)截面在安裝齒輪處按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 ：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得因此，故安全。 確定主軸部分的軸承及校核軸承的確定（1）安裝軸承處軸的直徑為170毫米；（2）要求軸承承受較大的徑向力和較小的軸向力；（3）要求該軸承具有一定的調(diào)心的能力，鑒于以上要求，選擇調(diào)心滾子軸承。其技術(shù)參數(shù)如表31： 圖33 軸承結(jié)構(gòu)圖表31 軸承技術(shù)參數(shù) 國(guó)內(nèi)新型號(hào)國(guó)內(nèi)舊型號(hào)內(nèi)徑外徑厚度所屬分類(lèi)22238CCK/W33+H3138253534 170 340 92圓錐滾子軸承滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算輸入軸承： 軸承的預(yù)計(jì)壽命 已知，兩軸承的徑向反力 （1）計(jì)算當(dāng)量載荷、 由于軸承只受徑向載荷故 （2）軸承壽命計(jì)算 由于軸承為深溝球軸承，取，又因?yàn)闄C(jī)器最高工作溫度為35℃，查表取、 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》得圓錐滾子軸承的，則 故滿(mǎn)足預(yù)期壽命。 減速器的設(shè)計(jì) 減速器的設(shè)計(jì)主要從傳動(dòng)比和傳動(dòng)平穩(wěn)性方面考慮，對(duì)其進(jìn)行計(jì)算與設(shè)計(jì)，在考慮綜合因素滿(mǎn)足使用要求的情況下，經(jīng)濟(jì)性和傳動(dòng)效率也是減速器設(shè)計(jì)過(guò)程中需要特別注意的，它關(guān)系到能量利用程度，解決好以上問(wèn)題，能在一定程度上節(jié)省資源，提高經(jīng)濟(jì)。 有預(yù)選電動(dòng)機(jī)的功率Pe=220KW,ne =990r/min,效率==170mm。計(jì)算減速器各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸的轉(zhuǎn)速高速軸 中間軸 低速軸 （2）各軸的輸入功率高速軸 =e=220=中間軸 = ==207千瓦低速軸 =2352=（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩高速軸 中間軸 低速軸 高速級(jí)大小齒輪的設(shè)計(jì)：齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù) (1)按簡(jiǎn)圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 (2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度(GB/、 2——2001)。 (3)材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS，大齒輪為45鋼（正火），硬度為210HBS，二者材料硬度差為50HBS。 (4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) (5)，取齒寬系數(shù)初步設(shè)計(jì)齒輪主要尺寸 (1) 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。兩者比較校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）查得材料系數(shù)。 （4）按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 （5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （6）取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 （7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1 計(jì)算齒輪 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 齒數(shù)比 （2）計(jì)算圓周速度。 （3）計(jì)算齒寬。 （4）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)； 查得使用系數(shù)； 查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐對(duì)稱(chēng)分布時(shí)，； 故載荷系數(shù)： （5）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 （6）計(jì)算模數(shù) 查標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列（GB 1357——87）取模數(shù) 小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度 取。 （4）齒高 按齒根彎曲強(qiáng)度校核彎曲強(qiáng)度的校核公式 （1）小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限； 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限； （2）取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)，有 （4）計(jì)算載荷系數(shù)； （5）查取齒形系數(shù)； 查得； （6）查取應(yīng)力校正系數(shù)；查得； （7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較； 校核計(jì)算：結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制齒輪零件首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結(jié)構(gòu)，不宜與軸進(jìn)行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。低速級(jí)齒運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度(GB/、2——2001)。低速級(jí)大小齒輪的設(shè)計(jì):齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù) （1）按簡(jiǎn)圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 （2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度(GB/、 2——2001)。 （3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS，大齒輪為45鋼（正火），硬度為210HBS，二者材料硬度差為50HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) （5）按軟齒面齒輪非對(duì)稱(chēng)安裝查表，取齒寬系數(shù)初步設(shè)計(jì)齒輪主要尺寸 （1）先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。兩者比較校核。 （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）查得材料系數(shù)。 （4）按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 （5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （6）取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 （7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1 齒輪計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 齒數(shù)比 （2）計(jì)算圓周速度。 （3）計(jì)算齒寬。 （4）計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)； 查得使用系數(shù)； 查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐對(duì)稱(chēng)分布時(shí)，； 故載荷系數(shù)： （