壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 摘要 本次的設計題目是礦井提升機主軸系統(tǒng)的設計，內(nèi)容涉及到了主軸系統(tǒng)總體方案的確定，還有一些機械零件和機械結構的設計計算與校核，與專業(yè)課緊密聯(lián)系，符合專業(yè)培養(yǎng)目標。在設計工作中，需要對所學知識綜合的加以運用，使之能夠熟練應用有關參考資料、計算圖標、手冊、CAD等畫圖軟件中；熟悉有關的國家標準，體現(xiàn)了綜合訓練的要求。對關鍵的承載部件主軸的結構優(yōu)化設計進行了較為系統(tǒng)的研究。簡述了礦井提升設備選型的目的和意義，分析了礦井提升設備工作的原理，介紹了礦井提升機的結構組成和用途。 本文涉及到了減速器的設計及聯(lián)軸器的選型與校核，電動機的選擇，滾筒的尺寸計算，結構設計和強度計算。本文還對提升機關鍵部件—主軸結構進行了受力分析及設計計算，并對提升機主軸在承受工作載荷下的進行了強度驗算。 關鍵詞: 提升機 主軸系統(tǒng) 設計 Abstract The selected design topic is the design of the spindle system of mine hoist, related to the overall program to determine the spindle system of machine parts and mechanical structure design calculations and check, close contact with the professional courses, in accordance with professional training objectives. In design work, you need the knowledge to use, so proficient in the relevant reference information, calculation icon, manuals, CAD and other drawing software; familiar with the relevant national standards, reflecting the integrated training requirements. The optimum design of a more systematic study on the critical load components spindle structure. Outlined the purpose and significance of the mine hoist equipment selection, the principle of mine hoisting equipment, composition and use of the mine hoist. This article relates to the selection and checking of the design of the reducer and coupling, the choice of the motor, drum size calculation, structural design and strength calculation. The elevator key components - spindle structure behavior analysis and design calculations, checking the strength and the elevator shaft to work load. Keywords: elevator Spindle system design iii 目錄 前言 1 1緒論 1 1.1提升機的用途和發(fā)展概況 1 1.2提升機的結構和用途 2 2總體方案設計 4 2.1設計任務說明 4 2.2總體設計的內(nèi)容及要求 5 3電動機的選擇 7 4減速器的設計及聯(lián)軸器的選型與校核 10 4.1.齒輪傳動 10 4.1.1高速級齒輪 10 4.1.2 低速軸齒輪傳動 15 4.2 軸的設計 20 4.2.1 輸入軸即高速軸的設計 20 4.2.2 中間軸的設計 27 4.2.3 輸出軸即低速軸的設計 33 4.3 箱體設計及尺寸的計算 39 4.3.1 見下表 39 4.3.2 箱體附件的結構設計 40 5鋼絲繩的選擇 41 6滾筒的設計 43 6.1 滾筒有關尺寸的計算 43 6.2 滾筒的結構設計 43 6.3 滾筒的強度計算 45 6.3.1 筒殼的計算載荷 46 6.3.2筒殼強度的校核 47 6.3.3支輪處筒殼應力的校核 48 6.3.4支環(huán)處筒殼應力的校核 49 6.4筒殼的強度穩(wěn)定性校核 50 7主軸的設計 51 7.1主軸的結構設計 52 7.2主軸的強度校核 53 7.2.1 求主軸的正常載荷 53 7.2.2 支反力的計算 56 7.2.3按彎扭組合校核強度 58 7.2.4正常載荷下主軸強度驗算 59 8其它部件的設計與選用 62 8.1底座 62 8.2其它部件 62 致 謝 63 主 要 參 考 文 獻 64 65 前言 畢業(yè)設計是大學畢業(yè)走向工作崗位之前，對所學知識的一次檢驗和鞏固，也是一次學習各位師長嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度的機會。又一次熟練了CAD制圖軟件。做好畢業(yè)設計可以為以后的工作打下堅實的基礎，因此具有很重要的意義。 我所設計題目是礦井提升機主軸系統(tǒng)的設計。焦作作為一個傳統(tǒng)工業(yè)基地有著雄厚的機械制造基礎。特別是煤礦用絞車，提升機等產(chǎn)品以其類型齊全，制造工藝成熟，可靠性高等優(yōu)點享譽省內(nèi)外。礦井提升機的結構可分為三個部分：原動機部分（即電動機），與原動機相連的減速機部分，以及與減速機相連的滾筒部分。其中最主要的部分是中間的減速機部分，它對提升機的性能起著決定性的作用。滾筒中的主要部件有主導輪、主軸等。此次設計中將對此部分進行重點設計。 此次設計模式屬二級圓柱齒輪減速器提升型，但應滿足使主機本身結構尺寸、重量大大減小，而且攜帶、轉移方便，掛結要求簡單，自鎖性強，安全性高，符合作業(yè)時間短，懸掛時間長的要求。 為了對提升機有一個更全面的認識，還介紹了提高提升機的安全性能，使用維護等方面的內(nèi)容。為了清楚表現(xiàn)，在必要的地方配有插圖。 在設計過程中，多次經(jīng)劉建慧老師耐心指導，在此表示深深的謝意！ 由于本人水平有限，時間倉促，在設計中難免有不少缺點和錯誤，懇切的希望劉老師和各位提出寶貴意見，給予批評指正！ 1緒論 1.1提升機的用途和發(fā)展概況 提升機是礦山大型固定設備之一，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、工具和設備。 礦井提升機與壓氣、通風和排水設備組成礦井四大固定設備，是一套復雜的機械——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)，以較高的速度往復運行。為保證提升工作高效率和安全可靠，礦井提升機應具有良好的控制設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、結構和動作原理，提高安裝質量，合理使用設備，加強設備維護，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，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，我國設計并試制成功第一臺DJ2*4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。 1.2提升機的結構和用途 每臺提升機都由若干部分組成：主軸、纏繞機構、軸承和主制動器。這些便是基本部分。纏繞機構有好幾種，最常用的結構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動。滾筒相對轉動的可能行使得提升設備的操作變得容易，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，這樣才有可能當滾筒作相對轉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。當有雙滾筒提升機時還可能更換操作水平。當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，例如翻轉式罐籠當提升重物及提人時容器的終端位置是不同的。當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動傳到安置有纏繞機構的主軸上的減速器。減速器結構因其類型、用途不同而異。但無論何種類型的減速器，其基本結構都是由軸系部件、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。箱體質量約占減速器總質量的50/%。因此，在箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質量及成本等有很大影響，設計時必須全面考慮。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置某些裝置或零件，將這些裝置和零件及箱體上相應的局部結構統(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、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構分為盤式和塊式閘等；第四部分是傳動機構，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。當用壓氣制動時，油壓設備所起的作用僅限于機器的潤滑，而此時需要附加壓氣設備，而在油壓制動時卻不需要附加壓氣設備。 在本次設計中，根據(jù)設計要求，著重設計提升機主軸系統(tǒng)及滾筒，對本段所述五個部分的內(nèi)容由于時間關系本次設計不予進行。 2總體方案設計 2.1設計任務說明 某礦井，井深232米，裝載水平低于井下運輸水平18米，卸載水平高于井口水平16米。單鉤箕斗提升，井筒直徑4.5米。 根據(jù)下列條件，設計礦井提升機： 1.年工作日 b=300天 2.日工作時 t=14h 3~5m/s 3.提升鋼絲繩線速度 910~1000r/min 4.所選電機轉速約為 5.減速器級數(shù) 二級減速 6.所選提升機類型 纏繞式 7.提升箕斗自重 一次提升量 8.提升不均勻系數(shù) 9.鋼絲繩出繩角 其他條件在計算是逐一給出或在圖中標出。（注：本處所給提升機的參數(shù)為設計參考參數(shù)）。 本次設計的傳動系統(tǒng)應遵循以下幾個規(guī)則： 由于傳動系統(tǒng)要求的傳動比不是十分精確，所以選擇聯(lián)軸器時不需要剛性聯(lián)軸器。 工作制動器之所以選擇在電動機輸出軸端，是由于電動機轉速相對高于減速器輸出端，在功率一定的情況下所需的制動矩明顯較小，從而有利于系統(tǒng)的準確制動。 在提高系統(tǒng)效率的同時，應注意系統(tǒng)各部位轉速給電動機帶來的影響。由于電動機的額定轉速越低，其輸出轉矩愈穩(wěn)定，工作起來愈平穩(wěn)。從而大大降低了系統(tǒng)的沖擊力，在設計時應加以考慮。 1 4 3 2 圖2-1傳動原理圖 1電動機 2聯(lián)軸器 3減速器 4滾筒 由于提升機主要工作部件——主軸、滾筒部分所需要轉速要求較低，在選擇低轉速電動機的前提下，經(jīng)過減速器降速，然后再由一級外嚙合齒輪傳動降速，以達到所需要工作轉速。其中，為確保工作正常進行，有效防止意外事故的發(fā)生，在滾筒末端安裝工作閘進行調(diào)速，控制滾筒升降的速度；而同時在電機與減速器連接處安裝安全閘，以使在其通電時放松閘輪，在意外事故發(fā)生時斷電抱緊閘輪，起到安全保護作用?？傮w傳動原理圖如圖2—1所示： 2.2總體設計的內(nèi)容及要求 總體設計的步驟一般由總裝草圖分拆成部件零件草圖，經(jīng)審核無誤后，再由零件工作圖、部件圖繪制總裝圖。本階段的主要任務是對確定的最佳初步總體設計進一步完善。包括選擇材料、熱處理方法、進行結構形式設計和有關計算，完成機械產(chǎn)品的總體設計圖。總體設計圖是零件設計的依據(jù)。不僅要求嚴格按比例繪圖，而且還要表示出重要部件的主要結構并標注有關的重要尺寸。除此之外，還要完成部件和零件的設計，完成全部生產(chǎn)圖，并編制設計說明書等有關技術文件。 總體設計時，要求部件滿足功能要求、零件結構形狀要便于制造加工，常用零件盡可能標準化、通用化、組合化、對于總體設計還應滿足總功能、人機工程、造型美學、包裝運輸?shù)确矫娴囊?。此外，還要擬訂工藝文件、擬訂制造、裝配和使用規(guī)范，編制技術文件。如實際說明書、標準件、外購件明細表、備件、專用工具明細表等。以下是本次設計的詳細步驟： 電動機的選型設計————減速器的設計及聯(lián)軸器的選型設計————滾筒部件的設計計算————主軸的設計計算————其他零部件的選用與設計。 3電動機的選擇 1. 電動機是專業(yè)工廠批量生產(chǎn)的標準部件。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要電源，結構復雜，價格較高，因此，無特殊要求時不宜采用。生產(chǎn)單位一般用三相交流電源。因提升機工作在經(jīng)常啟動、制動的場合，要求電動機轉動慣量小，過載能力大，應選用三相異步電動機YZ型或YZR型。 2. 選擇電動機的容量 ———提升機所需工作效率 由已知，N V取 則 又電動機所需工作功率即輸出功率為 其中，傳動裝置的總效率為組成傳動裝置的各部分運動副效率的乘積 即 其中，為高速軸聯(lián)軸器的傳遞效率，為一對齒輪傳動效率，為一對軸承的傳動效率，低速軸聯(lián)軸器的傳遞效率，為滾筒的傳遞效率。查《機械設計課程設計指導書》（航空工業(yè)出版社）表10—5，取為0.99，為0.97，為0.99，為0.96 則 又由已知，電動機的轉速為910～1000r/min，故查上述手冊表12—1，選電動機型號為YZR280S—6，額定功率為63Kw，滿載轉速為980r/min，最大轉矩亦額定轉矩為2.0.同步轉速為1000r/min，額定電壓為380v。 3. 傳動比的分配 根據(jù)生產(chǎn)要求及機械合理性，由上述手冊表2—2，此次設計設定轉速比為i=18/1，滾筒轉速 分配傳動比: 因提升機經(jīng)常啟動或負載啟動，故電動機與減速器高速軸多用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接，故傳動比全部由減速器來分配 式中，——總傳動比 ——齒輪減速器的傳動比 又由已知條件，采用的是二級減速且提升機所受載荷較為平穩(wěn)，一般無沖擊性載荷，故選用二級展開式圓柱齒輪減速器，因此傳動比可按下式分配 式中，——高速級傳動比 則 取 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）各軸轉速 Ⅰ軸： 式中， ——電動機的滿載轉速（r/min） ——電動機至Ⅰ軸的傳動比 則 Ⅱ軸： Ⅲ軸： 因減速器低速級轉速較底，且所需軸的剛度較大，故提升機主軸與減速器的聯(lián)接采用齒輪聯(lián)軸器，故=54.4r/min 各軸功率: Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 各軸轉矩: 電動機軸： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 4減速器的設計及聯(lián)軸器的選型與校核 4.1.齒輪傳動 4.1.1高速級齒輪 由于Ⅰ軸轉速較高，若采用直齒圓柱齒輪傳動，則傳動平穩(wěn)性較差，容易產(chǎn)生較大的沖擊、振動和噪音，故采用斜齒輪傳動，它具有傳動平穩(wěn)、承載能力大的優(yōu)點。 1. 選擇材料、熱處理、精度等級及齒數(shù) 1） 礦山機械中的齒輪傳動，一般功率很大，工作速度較低，周圍環(huán)境中粉塵含量極高，因此往往選擇鑄鋼或鑄鐵等材料。減速器屬于閉式傳動，本次設計中載荷為中小功率，轉速不高，對可靠性的要求一般，安全系數(shù)為1.25，故從經(jīng)濟性角度出發(fā)，采用軟齒面，選價格較便宜的材料。查《機械設計》（高等教育出版社）表10—1，選擇小齒輪材料為ZG346—640、?；ㄕ穑?、硬度為210HBS；大齒輪材料為ZG340—640、調(diào)質、硬度為250HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選7級精度，斜齒圓柱齒輪傳動 3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為 4） 選取螺旋角，初選螺旋角 2. 按齒面接觸強度設計 按《機械設計》（第七版）（高等教育出版社）式（10-2）計算， 即 本小節(jié)下述所查內(nèi)容均出自此書。 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選 2） 查圖10-30，選取區(qū)域系數(shù) 3） 查圖10-26，得 則 4） 計算小齒輪傳遞的轉矩 5） 由表10-7選取齒寬系數(shù) 6） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 8） 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數(shù) 由式（10—12）得 3 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 2） 計算圓周速度 3） 計算齒寬及摸數(shù) 4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù) 由表10-2，查得使用系數(shù) 根據(jù)，級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) ， 由表10-4查得接觸疲勞強度計算用齒向載荷分布系數(shù) 由圖10-13查得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 由式（10-10a）得， 7） 計算模數(shù) 4. 按齒根彎曲強度設計 由式（10-17） 1） 確定計算參數(shù) a. 計算載荷系數(shù) b. 根據(jù)縱向重合度 ，從圖10—28查得螺旋角影響系數(shù) c. 計算當量齒數(shù) d. 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 e. 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 其余參數(shù)同上 f. 計算大、小齒輪的并加以比較 小齒輪的數(shù)值大 2） 設計計算 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面摸數(shù)=大于齒根疲勞強度計算的法面模數(shù)，取已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則 5. 幾何尺寸計算 1） 計算中心矩 將中心矩圓整為 2） 按圓整后的中心矩修正螺旋角 ` 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 4） 計算齒輪寬度 圓整后取 5） 結構設計 見減速器裝配圖 4.1.2 低速軸齒輪傳動 1.選定齒輪類型、精度等級及齒輪材料 1） 由于減速器輸出轉矩較大，轉速較低，故輸出軸采用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 同斜齒輪的選擇原則一樣，仍選小齒輪材料為ZG340—640、正火、硬度為210HBS；大齒輪材料為ZG340—640、調(diào)質、硬度為250HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3） 因提升機工作速度不高，為一般工作器，故選用7級精度（GB10095—88）。 4） 因兩齒輪是閉式軟齒面?zhèn)鲃?，故選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取 2． 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式（10—9a）進行試算， 即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a. 試選載荷系數(shù) b. 計算小齒輪傳遞的轉矩 其中， ——Ⅱ軸的轉矩 ——Ⅱ軸的功率， ——Ⅱ軸的轉速 c. 由表10-7選取齒寬系數(shù) d. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) e. 由圖10-21d按齒面強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 f. 由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) g. 由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， h. 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 ，安全系數(shù) ，由式（10-12）得 2） 計算 a. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b. 計算圓周速度v C． 計算齒寬b d. 計算齒寬與齒寬之比b/h 模數(shù) 齒高 e. 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.19m/s，7級精度，由圖10-8查得動栽系數(shù) 直齒輪，假設，由表10-3查得 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時 將數(shù)據(jù)代入后得 由 ， 查得10-13得 故載荷系數(shù) f. 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式（10-10a）得 g. 計算模數(shù)m 3. 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a. 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 b. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) c. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，由式（10-12）得 d. 計算載荷系數(shù)k e.. 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 f. 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 g. 計算大、小齒輪的 并加以比較 小齒輪的數(shù)值大 2） 設計計算 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的摸數(shù)6.37，并就近圓整為標準值m=6mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算得小齒輪齒數(shù) ，取 大齒輪齒數(shù) ， 取 這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4. 幾何尺寸計算 1） 計算分度圓直徑 2） 計算中心矩 3） 計算齒輪寬度 圓整取 5. 驗算 合 適 6. 結構設計及繪制齒輪零件圖 因 ， 則 可做成實心結構，見圖紙Ⅱ軸小齒輪 ， 則 可做成輪輻截面為“十”字形的輪輻式結構的齒輪，圖略。 4.2 軸的設計 4.2.1 輸入軸即高速軸的設計 1. 減速器的傳動功率不是很大，對其材料無特殊要求，則選用常用材料45鋼，調(diào)質處理 2. 初步確定軸的最小直徑 由表15-3可知，，按式（15-2初步估算軸的最小直徑 又考慮到軸Ⅰ—Ⅱ段與聯(lián)軸器聯(lián)接，軸Ⅰ上有一個鍵槽，故軸徑應增大5%~7%，先取6% 則 所以 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了是所選的軸直 徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查表14-1，考慮到轉矩變化和沖擊載荷，故 則 按照計算轉矩=應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查〈〈機械設計課程設計〉〉（第3版）（機械工業(yè)出版社）表17-2，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑=45mm，故取=45mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm 3. 軸的結構設計 1） 根據(jù)減速器結構，軸承尺寸以及所有軸上零件軸向定位和固定的要求，逐段確定軸的各段直徑長度，畫出軸的結構草圖。如圖4-1所示： 圖4-1 一軸的結構簡圖 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a. 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ—Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、颉蠖蔚闹睆?52mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm，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Ⅰ—Ⅱ段的長度應比=短一些，現(xiàn)取=82mm。 b. 初步選擇滾動軸承 因Ⅰ軸轉速較高，且同時承受徑向和軸向載荷，故選用角接觸球軸承。參照工作要求，并根據(jù)=52mm。查<<機械設計課程設計>>（第3版）（機械工業(yè)出版社）表15—4,初步選角接觸球軸承7211C，其尺寸為，故，而 又右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查上述手冊，角接觸軸承7211C的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取=64mm。 c. 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑=58mm，齒輪的左端與左軸承之間 采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為150mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=146mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07～0.1）d。取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑=68mm，軸環(huán)寬度，取=10mm。 d. 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù) 軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器由端面間的距離=30mm，故取=50mm。 e. 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應句箱體內(nèi)壁一段距離 s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度B=23mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a為16mm，Ⅱ軸大斜齒輪與小直齒輪的距離c為20mm， 則 根據(jù)兩軸在箱體內(nèi)的裝配要求，取 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度 4. 軸上零件的周向固定 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按，查〈〈機械設計課程設計〉〉（機械工業(yè)出版社）表14-24，取平鍵截面（GB/T1096—1979）。鍵用鍵槽銑刀加工，長為125mm（GB/T1096—1979）。同時，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的 周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 5. 確定軸上圓角和倒角尺寸 查表15-2，取軸端倒角c為 軸肩a、b、c、d、e、f處的圓角半徑依次為R1.6、R2、R2、R2、R2。 6. 求軸上的載荷 a. 首先根據(jù)軸的結構圖如3-1，作出軸的計算簡圖,如圖4-2所示 在確定軸承的支點位置時，從〈〈機械設計課程〉〉（機械工業(yè)出版社）中，查得7211C型角觸球軸承a=20.9mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨矩為。 其中， b. 計算軸的圓周力，徑向力及軸向力 由前面設計知， 小斜齒輪分度圓直徑 ，壓力角 所以， 方向如圖4-2(a)所示 圖4-2 一軸的載荷分析圖 c. 計算水平支反力及水平彎矩 由 則， 水平面受力圖如圖4-2(b)所示 截面c處的水平彎矩 水平彎矩圖如圖4-2（c）所示 d. 計算垂直支反力及垂直彎矩 由 則， 垂直面受力圖如圖4-2（d）所示 截面c處的垂直彎矩 垂直面彎矩圖如圖4-2（e）所示 e. 求總彎矩 總彎矩圖如圖4-2（f）所示 f. 作扭矩圖如圖4-2（g）所示 7. 按彎扭合成應力校核軸的強度 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。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，根據(jù)《機械設計》（高等教育出版社）式（15—5）及上述中的數(shù)值，并取 軸的計算應力 查表15—4，取 則， 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由表15—1查得 很明顯 ，故安全。 8. 鍵的校核 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵的校核。 按書（同上）6-2式， 其中， K為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， K=0.5h，此處h為鍵的高度 L為鍵的工作長度，按圓頭平鍵計算， L=L—b=125—16=109mm d 為軸的直徑 則， 查書（同上）表6-2，知=60~90Mpa 很明顯 ，適合。 齒輪軸轂與軸聯(lián)接處平鍵的校核 同上， < 合適 9. 聯(lián)軸器的校核 扭矩驗算 K——工作系數(shù)，如前所述，查表取 ——驅動功率 ——工作轉速 故所選聯(lián)軸器符合要求。 4.2.2 中間軸的設計 1. 材料的選擇同熱處理方式 仍選常用材料45鋼，調(diào)質處理 2. 初步確定軸的最小直徑 仍按公式 故取 因此段軸上裝有軸承，即承受徑向載荷也承受軸向載荷，初選圓錐滾子軸承，根據(jù)，查〈〈機械設計課程設計〉〉表15-1，選單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故d=65mm。又考慮到本軸大斜齒輪與高速齒輪的嚙合傳動，故選。 3. 軸的結構設計 1） 同高速軸結構設計方法一樣，中間軸的結構設計草圖如圖4-3所示： 圖4-3 二軸的結構簡圖 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a. 由前面設計結果，已知中間軸斜齒齒輪輪轂寬度為145mm，為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。 b. 又由上述設計中知中間軸斜齒輪與直齒輪的距離為20mm，故取。 c. 已知中間軸直齒齒輪輪轂寬為160mm，同高速軸所述原因，取 。 考慮到兩軸在箱體內(nèi)的安裝，結合高速軸的長度尺寸及已選圓錐滾子軸承 30313的尺寸為，故， 。 d. 又查〈〈機械設計課程設計〉〉（機械工業(yè)出版社）表15-1，型號為30313 軸承的安裝尺寸為d=77mm，故。斜齒齒輪與直齒輪兩者中間采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07～0.1）d=（0.07～0.1）77，取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。 4. 軸上零件的周向定位，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵，兩齒輪與軸均采用平鍵連接。按，查冊（同上）表14-24（GB/T1095 1096—1979） 選平鍵。按， 選平鍵，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇兩齒輪輪轂與軸的配合均為H7/n6，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 5. 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考〈〈機械設計〉〉（機械工業(yè)出版社）表15-2，取軸端倒角c為 。 a、b、c、d、e、f處圓叫半徑依次為R2、R2、R2、R2.5、R2.5、R2。如圖4-3所示 6. 求軸上的載荷 a. 首先根據(jù)軸的結構圖，作出軸的計算簡圖。如圖4-4所示： 確定軸承的支點位置時，從〈〈機械設計課程設計〉〉（機械工業(yè)出版社）表15-1中查得，對于30313型圓錐滾子軸承，a=29mm，故其中， ， b. 作用在大斜齒輪上的力 作用在小直齒輪上的力 方向如圖4-4（a）所示 c. 作出水平面受力圖并計算水平面支反力，如圖4-4（b）所示 所以 FR/ （g） (d) (b) (a) FNH2 FNH2 Fr2 FNV1/ FT/ FT2 FNH1 FNV2 Fr/ Ft/ Ft2 Fa D C B A FNV11 FNH1 L1 L2 L3 FNV2 Fr2 MHC T (f) (e) MB MVC MVB FNV1 MC 圖4-4 二軸的載荷分析圖 d. 求B、C面的水平彎矩并作出水平面彎矩圖，如圖4-4（c）所示 e. 作出垂直面受力圖并計算水平面支反力，如圖4-4（d）所示 由 得 由 得 f. 求B、C面的垂直彎矩并做出垂直彎矩圖，如圖4-4（e）所示 g. 求合成彎矩并作合成彎矩圖，如圖4-4（f）所示 h． 作轉矩圖，如圖4-4（h）所示 7. 按彎扭合成應力校核軸的強度 可以看出截面C是軸的危險截面，故只校核截面C 處的強度 由式 其中， 故 故安全 8. 鍵的校核 大斜齒輪與軸連接處的平鍵的校核 按〈〈機械設計〉〉（第3版）（高等教育出版社）6-1式 式中，K、L所代表意義如前所述 查書（同上）表6-2知， 很明顯， 合 適 小直齒輪與軸連接處的平鍵的校核 同上， 合 適 4.2.3 輸出軸即低速軸的設計 1. 材料的選擇及熱處理方法 仍選常用材料45鋼，調(diào)質處理 2. 初步確定軸的最小直徑 仍按公式 故取 此段軸上安裝軸承，即承受徑向載荷也承受軸向載荷，初選角接觸軸承，根據(jù)，查〈〈機械設計課程設計〉〉表15-4，選7220C型角接觸軸承，其尺寸為 ，故 又考慮到與中間輪的嚙合傳動及在箱體內(nèi)的安裝，故取。 3. 軸的結構設計 1） 確定各軸段直徑及長度 a. 結構設計方法前面已述，此處略，結構草圖如圖4-5所示 b. 左邊軸承右端采用軸肩進行軸向定位。查表（同上）知角接觸球軸承7220C的定位軸肩高度，故取 。 c. 取軸安裝齒輪處的直徑，齒輪的右端與軸承之間采用套筒定 位，已知齒輪輪轂寬度為155mm，為了使左邊套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位， 軸肩高度h=（0.07～0.1）d=7.35～10.5（mm）。取h=9mm，則軸環(huán)處直 圖4-5 三軸的結構簡圖 徑。軸環(huán)寬度，取。 d. 因 段安裝軸承7220C，故，考慮到裝配要求，故取 。 e. 又考慮到箱體內(nèi)的裝配要求，故取。 f. 根據(jù)角接觸軸承7220C的尺寸，取 ， 軸承端蓋的總寬度仍取20mm，端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面距離仍取L=300mm，故取。 h. 因輸出軸轉矩較大，轉速較低，故選用齒式聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查〈〈機械設計〉〉（高等教育出版社）表14—1，考慮到轉矩變化和沖擊載荷中等，故選， 則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查〈〈機械設計課程設計〉〉 （機械工業(yè)出版社）表17-4，選用CICL9型聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 18000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取。半聯(lián)軸器長度L=172mm，故半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，故 。 至此，軸的各段直徑及長度已確定完畢。 4. 軸上零件的周向固定 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按，查 〈〈機械設計課程設計〉〉（機械工業(yè)出版社）表14—24，選平鍵截面（GB/T1095——1979）。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為140mm（標準鍵長見GB/T1096——1979），仍選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，同樣，半聯(lián)軸器與軸連接選用平鍵 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6。 5. 確定軸上圓角和倒角尺寸 查〈〈機械設計〉〉（高等教育出版社）表15-2，取軸端倒角C為 a、b、c、d、e、f處圓叫半徑依次為R2.5、R3.、R2.5、R2.5、R2.5、R2.5。如圖4-5所示 5. 求軸上的載荷 a. 首先根據(jù)軸的結構作出軸的計算簡圖，如圖4-6（a）所示 由計算知各支承點距離為分別為 方法如前所述。 作用在大直齒輪上的力 FNH2 (f) (e) (d) (c) (b) (a) C B A FNV2 Ft Fr FNH1 M2 M1 M2 M1 Fnv2 Fr FNV1 MH FNH2 Ft FNH1 FNV1 L1 L2 L3 圖4-6 三軸的載荷分析圖 b. 作出水平面受力圖并計算水平面支反力，如圖4-6（b）所示 由 則 c. 計算水平面彎矩并作出水平面彎矩圖，如圖4-6（c）所示 d. 作垂直面受力圖并計算出垂直面支反力，如圖4-6（d）所示 由 則 e. 計算垂直面彎矩并作出垂直面彎矩圖，如圖4-6（e）所示 f. 計算合成彎矩并作出合成彎矩圖，如圖4-6（f）所示 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 很明顯，截面B處是危險截面 由 如前所述， 則 故軸安全 7. 鍵的校核 齒輪與軸的連接處平鍵的校核，方法如前所述 可見聯(lián)接的擠壓強度不夠，考慮到相差較大，因此改用雙鍵，相隔 布置。 雙鍵的工作長度 則此時 故安全 8. 聯(lián)軸器的校核 扭矩驗算 故所選聯(lián)軸器符合要求 4.3 箱體設計及尺寸的計算 4.3.1 見下表 名稱 單位（mm） 箱座壁厚 箱蓋壁厚 箱座、箱蓋、凸緣厚座b 箱座底凸緣后座 地腳螺釘直徑 地腳螺釘數(shù)目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 聯(lián)接螺栓的間距L 軸承端蓋螺釘直徑 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑d 、、至外箱壁距離 、至凸緣邊緣距離 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面距離 鑄造過渡尺寸k、h 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離 齒輪端面與內(nèi)壁距離 箱蓋、箱座筋厚、m 軸承端蓋外徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 4.3.2 箱體附件的結構設計 視孔蓋、軸承蓋、通氣器、游標、放油孔和螺塞、啟蓋螺釘、定位銷、起吊裝置、油杯、密封圈等查《機械設計課程設計》（航空工業(yè)出版社）中的有關表，各自尺寸及圖形均見減速器裝配圖。 5鋼絲繩的選擇 1. 根據(jù)已知條件，計算鋼絲繩每米重P 式中， ——一次提升量 ———箕斗自重 ———鋼絲繩鋼絲的極限抗拉強度 取 ———安全系數(shù)，《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，主井箕斗提升 ，取 ———鋼絲繩最大懸垂長度 式中 ， ———井架高度，暫取22米 2. 選擇標準鋼絲繩 由于提升量不大，且井較淺，根據(jù)P查《礦井提升設備》（煤炭工業(yè)出版社）表2—1（2），可考慮選用普通圓股繩鋼絲繩。 普通圓形股型新型鋼絲繩的主要規(guī)格是：鋼絲繩直徑d=12.5毫米；鋼絲直徑毫米，鋼絲繩每米重量P=0.5412Kg/mm，鋼絲繩鋼絲的極限抗拉強度 ，全部鋼絲斷裂力之和，鋼絲總斷面積。 現(xiàn)檢驗如下 故上述鋼絲繩可用。 3. 計算鋼絲繩的最大靜拉力 6滾筒的設計 滾筒的作用主要是通過一外嚙合圓柱齒輪傳動，通過主軸把減速器箱傳遞給它的轉速和轉矩轉化成繞在它上面的鋼絲繩的線速度，以提升和下放物體。 6.1 滾筒有關尺寸的計算 1. 計算滾筒直徑 由 式 則 2. 驗算滾筒直徑 故D=1320mm合適 3. 計算滾筒寬度 式中， ——主井提升高度 ———鋼絲繩纏在滾筒上時，兩繩圈之間間隙，取 6.2 滾筒的結構設計 礦井提升機的滾筒是纏繞鋼絲繩的，并且承受鋼絲繩的拉力所造成的各種載荷的主要部件和傳遞動力的元件。滾筒一般由三部分組成，即筒殼、法蘭盤（支輪）和支環(huán)。筒殼是滾筒最基本和最薄弱的元件，是滾筒的主要承載部分。其寬度一般為，本次設計中取為.支環(huán)的作用是增加滾筒的穩(wěn)定性。筒殼和支輪的材料為 鋼板。礦井提升機的運轉實踐證明，木襯對筒殼能起到一定的保護作用，故設計時在筒殼外裝有木襯。但木襯對筒殼的保護只有在筒殼的形狀比較規(guī)則，沒有發(fā)生較大的變形，并且合適的木材制作木襯（現(xiàn)常用柞木、水曲柳或榆木等制作），使木襯與筒殼能各處均勻嚴密接觸的情況下才是有效的，故，在安裝提升機時，要求筒殼的外形是比較規(guī)則的圓柱體，木襯用上述木材制作，并按規(guī)定車制繩溝。裝設木襯時，應使木襯襯條在長度方向上與筒殼均勻嚴密的接觸，木襯襯條之間的縫隙應盡量予以消除。在使用過程中當木襯已經(jīng)磨損時，應及時予以更換。 木襯每塊的長度與滾筒寬度相等，即為780mm，每塊的寬度為適宜于制造起見，不超過，每塊的厚度應不少于鋼絲繩直徑的兩倍，一般為100mm左右，取為80mm。固定滾筒木襯的螺釘頭應沉入木襯厚度三分之一以上，當全部木襯固定完以后，應用木塞沾膠水將螺釘孔塞死，并須用木楔將木襯縫添滿。使用中的木襯，當因磨損使螺釘頭的沉入深度尚存10mm時，即應重新更換。筒木襯必須刻制繩槽， 則溝槽深度 d——鋼絲直徑 兩相鄰溝槽的中心矩 取 由于筒殼是一個處于負荷不斷變化和復雜應力狀態(tài)下的殼體，故筒殼的結構設計應保證滾筒的各個部分有足夠的強度和剛度，并應盡量使各部的強度和剛度均勻，以便使筒殼能足以適應外力和內(nèi)力的變化，而不致產(chǎn)生變形。 根據(jù)工程實際參照設計標準，現(xiàn)設計為 圖6-1 滾筒結構簡圖 其優(yōu)點是：1.滾筒內(nèi)部設有加強支環(huán)，增加了筒殼的剛度，筒殼鋼板較薄 2.采用鑄鐵法蘭盤，節(jié)省鋼材，減少了焊接工作量和焊接內(nèi)應力 6.3 滾筒的強度計算 作用在滾筒筒殼上的外載荷主要有下列幾種： （1）已經(jīng)纏繞到滾筒的鋼絲繩繩圈對筒殼所施加的徑向壓力 （2）尚未纏繞到滾筒上的鋼絲繩的靜拉力對筒殼所施加的彎矩和扭矩 分析指出，由彎矩和扭矩所引起的筒殼的彎曲應力和扭矩應力與壓縮應力相比，數(shù)值很小，可以忽略不計。由已經(jīng)纏繞到滾筒上的鋼絲繩繩圈的徑相力所引起的筒殼自由段的壓縮應力具有很高的值。能達到，而在法蘭盤（支輪）處，筒殼的彎曲應力具有更高的值。能達到，這樣高的應力甚至超過了筒殼材料的屈服極限。 所以，纏繞式礦井提升機滾筒筒殼的強度計算不要是指筒殼自由段的壓縮應力和法蘭盤處筒殼的彎曲應力計算，并應使筒殼在這些地方的最大應力不超過筒殼材料的許用應力。 6.3.1 筒殼的計算載荷 1. 筒殼的外載荷 筒殼上的單