【正文】 大。布雷爾提升機有三種不同的布置方式。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。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。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。在卷筒的每個纏繩間隔的整個寬度上，設有弧形板A，它距所纏繞的一層鋼絲繩有繩徑的間隙，弧形板由線圈2來控制。一層纏滿時，線圈3通電拔起閉鎖插銷，同時線圈B通電使軸4移動，帶動弧形板1后移或者前移，弧形板移到新的位置后，線圈2的3斷電閉鎖。此外也可以用液壓控制檢測纏繩。（a）前后排列齒輪傳動布置（b）直線式布置（c）電器聯(lián)系直聯(lián)電機拖動式布置 鋼絲繩拉力平衡輪 根據(jù)對單繩纏繞式、多繩摩擦式的布雷爾式提升機進行一次提升量的井深，以及對功率和初期投資的比較結(jié)果，可以得出結(jié)論，每種提升機都一個臨界提升高度。小于臨界高度，布雷爾提升的一次提升量不變，而多繩摩擦提升則可大大增加。影響初期投資的因素很多，但無疑多繩摩擦提升機要便宜的多，但是在那些不得不使用布雷爾提升機的礦井，這個問題就要退居次要了，以為如果由于提升機的緣故，不得不改變礦井設計，或者采用分段提升，那么費用就會超過布雷爾提升機的初期投資。本次設計的就是副井所使用的提升機。我國單繩纏繞式提升機多為右螺旋纏繞，故應選右捻繩，目的是防止鋼絲繩松捻。 m安全系數(shù)，按表選擇6x19鋼絲繩，其技術(shù)規(guī)格如下：繩徑 d= 每米繩重p=鋼絲破斷力總和N鋼絲繩公稱抗拉強度 1卷筒直徑D=1000mm 2卷筒寬度B=1000mm3鋼絲繩的最大靜張力 4鋼絲繩的最大靜張力差 5合理的提升速度 按照《礦井運輸提升》附表12選擇2JK2/20型提升機，其技術(shù)規(guī)格如下：卷筒直徑D=1000mm 寬度= B=1000mm 鋼絲繩最大靜張力 最大靜張力差：.配套的二級減速器比 i= （不包括天輪和電動機） 提升機的運動學計算 選擇加減速度 根據(jù)煤礦安全規(guī)程規(guī)定，升降人員時加、 速度各參數(shù)的計算提升中段由305到245由245到地面由305到地面提升高度H60m260m320m加速時間7s7s7s加速距離減速時間7s7s7s減速距離等速距離25m225m285m等速時間5s45s57s一次提升時間19s59s71s 提升動力學計算 預選電動機 電動機的近似容量 選擇JRQ1478型電動機 其技術(shù)規(guī)格N=200千瓦 額定轉(zhuǎn)速735轉(zhuǎn)/分額定電壓=6000伏 轉(zhuǎn)子飛輪力矩125kg. 提升系統(tǒng)的變位質(zhì)量 (1) 礦石重量： Q=1400kg(2) 罐籠重量：=2000kg(3) 礦車重量： q=500kg(4) 鋼絲繩重量： （5) 機器旋轉(zhuǎn)部位變位質(zhì)量 (6)天輪的變位質(zhì)量： (5) 電動機轉(zhuǎn)子變位質(zhì)量：(6) 總變位質(zhì)量： 力圖的計算 動力方程式 (1) 提升開始時，t=0,拖動力為 =++ =（2) 加速階段階段終了時， 拖動力 ，動力方程為 (1)在等速開始時，t=0 拖動力方程為 （2） 等速終了時， 拖動力為 拖動力方程式為：(2) 減速階段開始時，t=0, 拖動力為： (3) 減速終了時 t= ,拖動力為： 3 提升機減速器的設計 減速器的作用 1）降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。 減速器的國內(nèi)外現(xiàn)狀 1）國外減速器現(xiàn)狀：齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國AlanNewton公司研制的XY式減速器，在傳動原理和結(jié)構(gòu)上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。因此，除了不斷改進材料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。2）國內(nèi)減速器現(xiàn)狀：國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積（或重量）比值仍小。我國超大型減速器（如水泥生產(chǎn)行業(yè)，冶金，礦山行業(yè)都需要超大型減速器）大多依靠進口，而本減速器的一個巨大優(yōu)勢就是可以做超大型的減速器，完全可以填補國內(nèi)市場的空白，并將具有較大的經(jīng)濟效益和社會效益。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，均采用閉式斜齒輪傳動，如下圖所示： 電機選型 工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求，一般采用三相異步交流電機。由上章所知，選擇的是2JK2/20型礦井提升機，,20,30三種。m）傳動比1 齒輪設計 高速級齒輪設計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，所以提升機磨傳動裝置高速級選擇斜齒輪傳動。齒輪材料、精度等級、齒數(shù)及螺旋角選擇小斜齒輪選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，HB=241～286強度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa,齒面硬度為260HBS。齒數(shù)選擇：小齒輪齒數(shù)，取75初選螺旋角2.、按齒面接觸疲勞強度計算（1） 確定公式內(nèi)各計算量1）選擇=。3）計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 4）齒寬系數(shù)，選5）彈性影響系數(shù)，6）按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限7）計算應力循環(huán)次數(shù) 8）查疲勞強度壽命系數(shù)；9）計算接觸疲勞許用應力10）端面重合度，查得，于是取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1得（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入的值.2)計算圓周速度V3)計算齒寬及模數(shù) 齒寬 模數(shù) 齒高 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù)K 經(jīng)查課本《機械設計》表102得使用系數(shù) 根據(jù)v=,7級精度,查圖108得動載系數(shù)，由表103查得；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)由,2查圖1013得,故載荷系數(shù)為： 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑如下： 7)計算模數(shù)： 3 按照齒根彎曲強度設計，使用以下公式： (1) 確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù)：2) 根據(jù)縱向重合度 = 查圖1028得螺旋角影響系數(shù) 3）計算當量齒數(shù).4）查取齒形系數(shù) 查105表應用插值法得 5）查取應力校正系數(shù)查105表應用插值法得 （2）其余參數(shù)選擇查圖1020c表得小齒輪的彎曲疲勞極限 。大齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255，選取硬度為：225 HBS 二者硬度差為：35 HBS，精度等級為7。2）查圖1030選擇區(qū)域系數(shù)=。大齒輪的彎曲疲勞極限 查圖1021表選取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力 選取彎曲疲勞安全系數(shù)S= ,利用公式求得如下: 大齒輪的數(shù)值大(4) 設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差較大，為保證齒輪的在使用期間能滿足壽命要求，取較大值作為設計時參考的模數(shù)，取標準值=10mm,取分度圓直徑 取，則,取4 幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為616mm （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多,故參數(shù) 等不必修正（3 ）計算大，小圓的基圓直徑，齒圓直徑，齒根圓直徑 5 結(jié)構(gòu)設計：以大齒輪為例,因齒輪齒頂圓直徑大于160mm, . 軸的設計選擇材料 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，查得材料的力學性能數(shù)據(jù)為： 初步估算軸徑 由于軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。為了使所選的,軸頸與聯(lián)軸器的孔頸相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。半聯(lián)軸器的孔徑為70mm,故取，故取輸入軸的最小直徑為70mm,半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段左端需制出一軸肩，故取23段的直徑；右端用軸端擋圈定位。2）初步選擇滾動軸承。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。3)已知齒輪輪轂的寬度為200mm，故取。根據(jù)實際情況取。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。6)軸上零件的周向定位 。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m6。5 支座反力分析1）水平面上支反力 2) 垂直反力 6 當量彎矩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)切應力為脈動循環(huán)變應力，取得 校核強度按扭彎合成應力校核軸的強度，由軸的結(jié)構(gòu)筒圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，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。查參考文獻[機械設計] 選取 ，則得：軸的結(jié)構(gòu)設計高速軸1的形狀如下圖，為了方便清楚的進行尺寸設計計算，圖上軸的各段標注了相應的數(shù)字。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，標準精度級的單列圓錐滾子軸承33016，其尺寸為，故，且（67段左端有一個擋圈），取(12段右端有一個套筒) 2）取安裝齒輪處的軸段23的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=5mm，則。 3）由低速級小齒輪的齒寬為273mm得。 4）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由表查得平