【文章內容簡介】 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。提升經濟速度 提升機的選擇 提升機是礦井提升設備的主要組成部分，供纏繞和傳動鋼絲繩之用，以完成礦井提升或下放重物的任務?，F(xiàn)在我國生產和使用的礦井提升即分兩大類：單繩纏繞式和多繩摩擦式。單繩纏繞式礦井提升機在我過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，在我國礦山得到了廣泛的應用。 由于該提升機運用于淺井，所以使用單繩纏繞式礦井提升機。所選提升機型號：速度最大靜張力：61KN最大靜張力差：61KN 為了保證提升機有足夠的強度，還必須驗算所選提升機最大靜張力Fjmax（它關系到滾筒與主軸的強度）及最大靜張力差所選提升機最大靜張力Fc（它關系到主軸的強度）應滿足下式： 1500+2000+365= 2000+365= 式中:——所選提升機最大靜張力； ——所選提升機最大靜張力差；強度校驗合格。 3 提升機減速器的設計 擬定傳動方案礦井提升機機是低速重載機械，工作條件較差，載荷有一定的沖擊，且有粉塵等。與其它傳動方式相比，齒輪傳動有效率高，尺寸小，適應性強等優(yōu)點，所以設計礦井提升機機采用齒輪傳動。根據(jù)齒輪傳動的特點，擬定采用兩級傳動，均采用展開式直齒輪傳動，如下圖所示： 圖31 傳動示意圖 預選電動機 作為提升機的動力部分，提升電動機的選擇關系到提升效率和工作性能。因此在對提升電動機在選擇過程中主要從電動機轉數(shù)、額定功率和額定拖動力方面考慮，對其進行合理的計算與選擇：（1）電動機功率估算： kw電動機轉速估算： k——礦井阻力系數(shù)，取k=；——減速器傳動效率，二級減速器取=；——動力系數(shù)，取=選擇Y335L16型電動機，其技術規(guī)格N=220kw, 額定轉速990,額定電流411伏，（2）實際最大提升速度: （3）電動機的額定拖動力: = 計算傳動裝置的總傳動比分配傳動比 （1）； （2）分配傳動比： 主軸的確定 主軸的輸入功率與電動機輸出功率和運動傳遞過程中各相連部件的傳遞效率密切相關。 = 其中，分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪和卷筒的傳遞效率。分別取。主軸輸入轉矩T計算： =9550 =9550 = 按轉矩法初步確定該軸最小直徑計算: 最小直徑在連軸器處，此外，主軸上有兩鍵槽，應放大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——為主軸的轉速；c——為許用應力確定值，選用45鋼，取c=120。滾筒長1500mm，考慮到軸承寬度，制動盤，主軸設計總長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）計算支承反力：軸承1的總支反力：軸承2的總支反力：計算彎矩 所以合成彎矩就是計算彎矩。危險截面在安裝齒輪處按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度，取，軸的計算應力 ：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，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心的能力，鑒于以上要求，選擇調心滾子軸承。其技術參數(shù)如表31： 圖33 軸承結構圖表31 軸承技術參數(shù) 國內新型號國內舊型號內徑外徑厚度所屬分類22238CCK/W33+H3138253534 170 340 92圓錐滾子軸承滾動軸承的校核計算輸入軸承： 軸承的預計壽命 已知，兩軸承的徑向反力 （1）計算當量載荷、 由于軸承只受徑向載荷故 （2）軸承壽命計算 由于軸承為深溝球軸承，取，又因為機器最高工作溫度為35℃，查表取、 查《機械設計課程設計手冊》得圓錐滾子軸承的，則 故滿足預期壽命。 減速器的設計 減速器的設計主要從傳動比和傳動平穩(wěn)性方面考慮，對其進行計算與設計，在考慮綜合因素滿足使用要求的情況下，經濟性和傳動效率也是減速器設計過程中需要特別注意的，它關系到能量利用程度，解決好以上問題，能在一定程度上節(jié)省資源，提高經濟。 有預選電動機的功率Pe=220KW,ne =990r/min,效率==170mm。計算減速器各軸運動和動力參數(shù)（1）各軸的轉速高速軸 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）各軸的輸入轉矩高速軸 中間軸 低速軸 高速級大小齒輪的設計：齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) (1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB/、 2——2001)。 (3)材料選擇。由《機械設計》（調質），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)初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度計算。兩者比較校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 確定公式內的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （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度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 （5）計算應力循環(huán)次數(shù) （6）取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 （7）計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1 計算齒輪 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 齒數(shù)比 （2）計算圓周速度。 （3）計算齒寬。 （4）計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)； 查得使用系數(shù)； 查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱分布時，； 故載荷系數(shù)： （5）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 （6）計算模數(shù) 查標準模數(shù)系列（GB 1357——87）取模數(shù) 小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取。 （4）齒高 按齒根彎曲強度校核彎曲強度的校核公式 （1）小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲強度極限； （2）取彎曲疲勞壽命系數(shù)，； （3）計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù)，應力修正系數(shù)，有 （4）計算載荷系數(shù)； （5）查取齒形系數(shù)； 查得； （6）查取應力校正系數(shù)；查得； （7）計算大、小齒輪的并加以比較； 校核計算：結構設計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，故以選用腹板式結構為宜。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構。低速級齒運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB/、2——2001)。低速級大小齒輪的設計:齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) （1）按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB/、 2——2001)。 （3）材料選擇。由《機械設計》（調質），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）按軟齒面齒輪非對稱安裝查表，取齒寬系數(shù)初步設計齒輪主要尺寸 （1）先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度計算。兩者比較校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計，即 確定公式內的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （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度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 （5）計算應力循環(huán)次數(shù) （6）取接觸疲勞壽命系數(shù)；。 （7）計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1 齒輪計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 齒數(shù)比 （2）計算圓周速度。 （3）計算齒寬。 （4）計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)； 查得使用系數(shù)； 查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱分布時，； 故載荷系數(shù)： （