机械毕业设计（论文）-多绳摩擦式提升机设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2011届本科生毕业设计 第58页1 概述全套图纸，加1538937061.1提升机简介矿井提升机是矿山的重要设备之一，是联系井下与地面的主要运输工具。 我国对滚筒直径在2m和2m以上的提升设备称之为提升机(防爆液压绞车除外)，对滚筒直径在2m以下的俗称为绞车。矿井提升机主要用于煤矿、金属矿、和非金属矿中提升煤炭、矿石和矸石、升降人员、下放材料、工具和设备。矿井提升机与压气、通风和排水设备组成矿井四大固定设备，是一套复杂的机械电气组。所以合理的选用矿井提升机具有很大的意义。矿井提升机的工作特点是在一定的距离内，以较高的速度往复运行。为保证提升工作高效率和安全可靠，矿井提升机应具有良好的控制设备和完善的保护装置。矿井提升机在工作中一旦发生机械和电气故障，就会严重地影响到矿井的生产，甚至造成人身伤亡。熟悉矿井提升机的性能、结构及工作原理，提高安装质量，合理使用设备，加强设备维护，对于确保提升工作效率和安全可靠，防止和杜绝故障及事故发生，具有重大意义。矿井提升机已有很长的发展历史。早在八百多年以箭我国古代劳动人民就发明了辘轳，用手摇辘轳从地下提升煤炭和矿石，以后发展成畜力绞车。十九世纪，西方资本主义国家制造出蒸汽提升机，并用于生产。到二十世纪，由于电力的发展，电力拖动的提升机逐渐代替蒸汽提升机。近几十年来，矿井提升机有了更大的发展，出现了多绳摩擦式提升机以及先进的拖动和控制系统。目前，国外的矿井提升机正向体积小、重量轻和自动化的方向发展，以适应深井和大产量的需要。随着生产技术不断的进步，矿井提升设备正在朝着大型化、高效化、自动化方向发展。矿井提升机是提升系统中最主要的组成部分，矿井提升机有多种结构形式，大致可按下列方式对其进行分类：日前我国生产的主要结构形式有：单绳缠绕式的单筒和双筒矿井提升机；摩擦式的多绳落地式和塔式多绳摩擦式提升机：拖动方式则技需要设计，另外用于井下的有液压传动矿井提升机等。我国常用的矿井提升机形式主要是单绳缠绕式和多绳摩擦式。我国的矿井与世界上矿业较发达的国家相比，开采的井型较小、矿井提升高度较高，煤矿用的较多，其他矿(如金属矿、非金属矿)则较少，另外斜井提升占的比重少。因此在20世纪80年代开始多绳摩擦式矿井提升机采用较多，因为多绳摩擦式较适合用于这种矿井。1.2提升机的类型1.2.1缠绕式提升机缠绕式提升机是将两根提升钢丝绳的一端以相反的方向分别缠绕并固定在提升机的两个卷筒上；另一端绕过井架上的天轮分别与两个提升容器连接。这样，通过电动机改变卷筒的转动方向，可将提升钢丝绳分别在两个卷筒上缠绕和松放，以达到提升或下放容器，从而完成提升任务的目的。它是较早出现的一种，它工作可靠，结构简单，但仅适用于浅井及中等深度的矿井，且终端载荷不能太大。对于深井且终端载荷较大时，提升钢丝绳和提升机卷筒的直径很大，从而造成体积庞大，重力猛增，使得提升钢丝绳和提升机在制造、运输和使用上都有诸多不便。因此在一定程度上限制了单绳缠绕式提升机在深井条件下的使用。以前，单绳缠绕式提升机在我国矿山中使用较为普遍。1.2.2摩擦式提升机摩擦提升就其工作原理来看,与缠绕提升是有显著区别的,钢丝绳不是缠绕在卷筒上,而是套在主导轮(摩擦轮)上,两端各悬挂一个提升容器,借助于安装在主导轮上的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来传动钢绳,使提升容器移动,进而完成提升或下放重物的任务。多绳摩擦式提升机不论塔式与落地式,均可采用低速或高速电动机拖动。选择低速电动机时,可采用直联方式;而选用高速电动机时,则需经过减速器后传动。它在一定程度上解决了单绳缠绕式提升机在深井条件下所出现的问题。但是，摩擦提升一般均采用尾绳平衡，以减小两端张力差，提高运行的可靠性。因此,在容器与提升钢丝绳连接处的钢丝绳断面上，静应力将随容器的位置变化而变化。矿井越深，静应力的波动值越大，因此，摩擦提升在深井的使用亦受到一定的限制，一般限制H1400m。1.3摩擦式提升机的发展概况由于矿井深度和产量的不断增加，缠绕式提升机的卷筒直径和宽度也随之加大，使得提升机卷筒体积庞大而笨重，给制造、运输、安装等带来很大的不便。为了解决这个问题，1877年法国人戈培提出将钢丝绳搭在摩擦轮上，利用摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来带动钢丝绳，来实现提升容器的升降，这种提升方式称之为摩擦提升。多绳摩擦提升运动学与动力学计算基本上与单缠绕式提升相同，不同点是摩擦提升动力的传递是依靠摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来实现的，其工作的可靠性取决于提升钢丝绳与摩擦衬垫之间是否有足够的摩擦力。但是，单绳摩擦式提升机只解决了提升机卷筒宽度过大的问题，而没有解决卷简直径过大的问题。因为全部终端载荷由一根钢丝绳承担，故钢丝绳直径很大。从而摩擦轮直径也很大(D80d)，因此就出现了用多根钢丝绳代替一根钢丝绳的多绳摩擦提升机。这样，由于终端载荷由n根钢丝绳共同承担，使得每根钢丝绳直径变小，从而摩擦轮直径也随之变小。多绳提升机又称“多绳摩擦轮提升机”，是在单绳摩擦轮提升机基础上，为了适应矿井向深部发展，以及年产量日益增大的需要逐渐发展起来的。摩擦提升机的钢丝绳不是缠绕在卷筒上，而是套在主导轮（摩擦轮）上，两端各悬挂一个提升容器，借助于安装在主导轮上的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来传动钢丝绳，使容器移动，从而完成提升或下放重物的任务。随着科学技术的发展，提升机的控制和调节系统也日趋完善，使得多绳提升机能够取代缠绕式单绳提升机。从1938年开始使用第一台多绳提升机，到1948年以前，全世界总共有六台多绳提升机在运转。而近几十年来，使用多绳提升机的国家，已经发展到20多个。在德国：GHH公司和DEMAG公司所制造的提升机中，有一半以上是摩擦轮式提升机。瑞典ASEA公司从1938年开始，共制作出上千台摩擦轮式提升机，供应23各国家使用，其中：四绳的占57%；1969年开始供应六绳的，占10%;1972年以后供应八绳及十绳的占5%。多绳提升机现在不仅用在竖井，在国外也用在斜井。例如：奥地利的Wodzyki煤矿的斜井，就采用了双绳摩擦轮式提升机。此外，如：德国、法国等，都有在斜井使用多绳提升机的是例。德国EPR公司生产一台四绳落地式摩擦轮式提升机，直径9米。习惯上，多绳提升机一般都安装在井塔上，目前的实际情况也是如此。但是，也有一些矿井，将多绳提升机安装在地面上。例如：赞比亚的一台直径为3.36米、四绳的多绳提升机（德国GHH公司制造），就是安装在地面上的。德国DEMAG公司从1901年开始，生产了很多落地式提升机。德国EPR公司生产一台落地式摩擦轮式提升机，直径9米，这是世界上最大的摩擦轮式提升机。1.4多绳摩擦式提升机的优点提升容器时由数根提升钢丝绳共同悬挂的，钢丝绳同时拉断的概率很小，因此，安全可靠性较高，不需要再在提升容器上装设断绳防坠器。多绳摩擦式提升机是由数根提升钢丝绳共同担负荷重，因而，每根钢丝绳只担负绳端荷重的1/n（n提升钢丝绳的根数），这样就可以使用直径较细的钢丝绳，使主导轮的直径相应减小。随着主导轮直径的减小，在同样的提升速度时，多绳摩擦式提升机可以采用高转速的电动机。因此，多绳提升机具有：外形尺寸小、传递力矩小、电动机功率小、设备重量轻、价格便宜、建设投资省、运行中的电耗较小、成本低等。多绳摩擦式提升机安装在井塔上，简化了提升系统及井口地面的布置，减少了占地面积，也改善了井塔建筑的受力情况，井塔无斜向的拉力，因此，无需设置为抵消斜向拉力的支撑腿，从而节约钢材，使用钢筋混凝土作井塔的建筑材料创造了有利条件。提升钢丝绳绳数为偶数，因而可以用相同数量的左捻和右捻钢丝绳，这样，提升钢丝绳在运行中产生的扭力可以相互抵消，从而减轻了提升容器因钢丝绳扭力而产生的对罐道的侧向拉力，降低了运行中的摩擦阻力，又可减轻罐耳与罐道间的单向磨损，延长了罐道和罐耳的使用寿命。多绳摩擦式提升机安装在井塔上，提升钢丝绳承受的弯曲次数减少，对于无导向轮的多绳摩擦式提升机尤其显著，因此，可以延长提升钢丝绳的使用寿命。同时，由于提升钢丝绳只在井筒中运行，不与室外接触，因而几乎不受气候变化的影响。多绳摩擦式提升机的提升钢丝绳未在主导轮上缠绕，对主导轮的宽度无缠绕要求，因而主导轮的宽度较单绳提升机较小，并且缠绕位置是固定的，可以说是与井深无关。使得多绳提升机能适应深井和载荷较大的矿井实际需要，这是多绳提升的最大优点。主导轮宽度较小，轴的跨度也小，改善了主轴的负载性能。1.5多绳摩擦式提升机的主要结构及其作用多绳摩擦式提升机由主轴装置、制动装置、减速器、深度指示器、车槽装置以及导向轮等部件组成。1.5.1主轴装置 多绳摩擦式提升机主轴装置由主导轮、主轴和两个轴承组成。主导轮和制动盘选用16Mn钢板焊接而成。对于JKMD-2.8/4以上的提升机，主导轮还带有支环，以增加主导轮的刚度。由于各种提升机能力（最大静张力差）的大小不同，提升机选用盘形闸的副数不同，因此一个主导轮上有焊接一个制动盘的，也有焊接两个制动盘的。主轴选用45号钢锻造后加工而成，其极限强度 4.25.6Mpa,它与减速器采用刚性联轴器连接。主轴与铸钢轮毂采用热压配合连接。主轴承采用滚动轴承，与滑动轴承相比有效率高、宽度小、维护简单、使用寿命长等优点。摩擦衬垫是多绳摩擦提升机的重要零件，它承担者提升机钢丝绳上的全部载荷，并且还必须具有足够的摩擦系数，以防止提升过程中的滑动。因此，摩擦衬垫材质的优劣对摩擦提升的工作性能、使用范围、工作安全等有着直接的影响。目前，国内多采用热塑性塑料和聚氯乙稀衬垫，利用梯形槽固定法、即靠圆周方向的推力将衬块推入，故增加了主导轮的强度，延长了使用寿命。1.5.2减速器多绳摩擦提升机采用行星齿轮减速器。由于行星齿轮传动装置采用数个行星齿轮同时传递载荷，使功率分流合理地使用了内啮合，因此具有一系列的优点，如结构紧凑、体积小、重量轻、传动比范围大、传动效率高、输入输出同心、可实现动力的分流和变速等，因而满足了上述要求，在冶金、矿山、起重运输、轻化、航空、船舶、动力等设备上作为减速、增速和变速传动获得广发的应用。由于行星齿轮传动结构复杂，对设计、制造和使用维修要求高。特别是高速行星齿轮传动，在均载机构的动态特性、系统的震动特性、零件的结构和制造精度等方面要求更高。1.5.3深度指示器为了防止因钢丝绳滑动伸长及蠕动等原因所产生的偏差，一般都有调零机构，以消除提升容器在每次运行后，由于上述原因所引起的容器实际停车位置与深度指示器指针预定零位之间的误差,使用多绳摩擦式深度指示器。当提升钢丝绳未发生滑动伸长及蠕动时，则调零电动机不运转，所以与它连接的螺杆，涡轮也不转。此时提升机主轴和齿轮使差动轮系的圆锥齿轮转动，再通过轴和齿轮带动圆锥齿轮转动。当丝杆转动时，深度指示器的指针便向上或向下移动，指示提升容器在井筒中的位置。指针称为粗针。为了更精细准确地反映容器在停车前的位置，则经过几级齿轮传动带动一根精针，并在井筒中距离提升容器卸载位置前10m处安装一个控制电磁离合器地磁感断电器。当容器在井筒中经过磁感断电器时，则电磁离合器合上使齿轮和轴连接上。于是当容器提升到距离卸载位置10m处时，则精针开始转动。精针刻度盘上有刻度，每柱表示1m的提升高度，这样就能精确地反映容器在停车前的位置。1.5.4车槽装置 多绳摩擦式提升机在开始运转前，为了增加钢丝绳与摩擦衬垫的接触面积，必须在衬垫上车出绳槽；同时提升机在运转中由于各衬垫磨损不均匀，使各绳槽直径产生误差，为保证几根提升钢丝绳上的负荷分配均匀，当绳槽直径误差达到一定值时，还必须对衬垫进行调整车削，为此设置了车槽装置。车槽装置是摩擦式提升机必备的装置，对新安装的提升机要开设绳槽。运行中衬垫有了磨损，各绳槽间磨损程度不均，而使摩擦半径有差异，致使每根提升绳张力不均匀。当绳槽直径误差大于1.52mm时，即应对衬垫上的钢丝绳槽进行车削调整，以保证各条提升钢丝绳的张力平衡。车槽装置安装在主导轮下，每根钢丝绳绳槽都有一个单独进刀的车刀装置，它通过支承架固定在车槽架上。车刀用合金工具钢制成碗状。车削时要调整好车刀，使车刀到头的刀面与主轴中心线平行，转动手轮即可进刀与退刀，进刀量大大小可以从刻度盘上看出。1.5.5制动装置制动系统是提升机不可缺少的重要组成部分, 是提升机最后一道也是最关键的安全保障装置, 制动装置的可靠性直接关系到提升机的安全运行。制动力矩不足是导致提升设备过卷、放大滑等事故的直接因素。对于摩擦式提升，安全制动时的减速度不应使钢丝绳滑动。制动装置由工作机构及传动机构组成。工作机构是直接作用于制动轮上的部分，按结构分为盘式和块式制动器；传动机构则是使工作机构产生和消除制动力的部分。制动装置的要求：1是制动器必须给出一个恰当的制动力矩；2是安全制动必须能自动、迅速和可靠地实现。盘闸制动器的制动力矩是闸瓦沿轴向压制动盘时产生的摩擦力矩。为了使制动盘不产生附加变形，主轴不承受附加轴向力，盘闸都成对使用，每一对叫做一副制动器。制动力靠碟形弹簧产生，松闸靠油压。当压力油充人油缸，推动活塞压缩碟形弹簧，并带动调整螺栓、螺钉及柱塞右移时，筒体和闸瓦在回复弹簧和缸紧螺栓的作用下一起右移，闸瓦离开制动盘，呈松闸状态。当油缸内油压降低，碟形弹簧回复其压缩变形，推动活塞5向左移动，同时带动调整螺栓，螺钉，柱塞推动筒体左移，使闸瓦压向制动盘，达到制动的目的。1.5.6导向轮装置 当主导轮的直径大于两个提升容器或提升容器与平衡重锤之间的距离时，则需要采用导向轮系统来改变两根钢丝绳之间的中心距离。有时也可以利用导向轮来增加钢丝绳对主导轮的围包角，提高摩擦轮提升机的防滑安全系数。导向轮时由数根辐条组成的轮子，轮子的个数与钢丝绳的根数相同。其中一个是固定导向轮，轮子用键与轮轴连接在一起，其余均为游动轮。轮毂内压有耐磨的铸铁套，该套采用动配合套在轮轴上，可以相对轮轴自由转动，其目的是消除提升钢丝绳的相对误差。另外各导向轮之间留有轴向间隙，以保证各个轮子相对运动时互不干扰影响。导向轮轮轴的支承采用滚动轴承，轴承座采用整体形式，使其重量轻结构简单。1.5.7防过卷装置多绳摩擦提升机的防过卷装置共分为三个部分：一是安装在深度指示器上的终点开关；二是安装在井塔上的过卷开关；三是设置在井塔和井底的两套楔形罐道装置。提升容器过卷时，首先是深度指示器上的终点开关动作，使提升机立即进行安全制动，防止发生过卷事故。要想保证容器过卷高度不超过0.5m即进行安全制动，就必须依靠安装在井塔上的过卷开关。井塔上的一对罐道小头向下，而井底的一对则小头向上。容器上、下头的罐耳制成喇叭口形。当提升容器过卷冲入罐道时，罐耳对罐道只产生挤压和摩擦两种作用，从而吸收主导论上升和下降侧容得全部能量，而实现过卷安全停车。图1-1 塔式摩擦式提升机1.6提高防滑安全系数的措施1.研制摩擦系数高于0.2的衬垫材料。这是最理想的解决办法，但实行起来遇到不少困难，迄今为止仍未获得满意的结果。2.增加围包角0实际上围包角是不能随意增加的，因为一般导向轮的设置是为了使两提升容器保持一定的中心距，它只是附带地起到增加围包角的作用。通常可增至190220，有的报导主张不要超过195，否则将会缩短钢丝绳的寿命。3.采用平衡锤单容器提升。平衡锤单容器提升在一次提升量相同的情况下，其两绳般的拉力差仅为双容器提升时的一半，因此具有较好的防滑性能，但效率不如双容器提升高，一般多用于多水平提升。4.加重容器。在箕斗的框架上加设配重来增加容器自重，这是最常用的办法显然也是迫不得已的办法。2 总体设计2.1设计的依据和内容设计依据矿井年产量：矿井深度： 卸载高度：装载高度：松散密度：工作制度：拟定每年工作日 天，每天净提升时间提升方式：双箕斗提升，采用定重装载提升容器的确定提升高度：最大经济提升速度：每次提升的循环时间：式中：提升加速度，=0.8 u箕斗进入卸载曲轨前后的爬行阶段所占用的时间，u=10s休止时间，=8s根据煤炭工业设计规范的规定：考虑在井底设置煤仓，取=1.15矿井能力富裕系数，取箕斗的一次提升量根据上述结果，选择多绳箕斗，箕斗参数如下：箕斗型号：载重 自重容积 箕斗全高箕斗的有效装载量所以，所选箕斗可用。每次提升循环允许的提升时间2.2钢丝绳的选择悬垂长度： (2-1)式中 井架高度，初选尾绳环高度，初选则 图2-1 提升位置示意图提升钢丝绳的安全系数：首绳单位长度重量计算查机械设计手册，选用（GB/T8918-1996），选择6V21+7FC型三角股钢丝绳，左右捻各两根。其规格为：；d=20mm；钢丝绳全部破断力，公称抗拉强度验算式主绳的实际安全系数大于允许最小值，所选钢丝绳可用尾绳单位长度重量计算式中尾绳数为。选用(GB/T8918-1996) P647 型扁钢丝绳两根。查钢丝绳规格表；钢丝绳宽厚：6715；Mpa由于，所以本系统为等重尾绳系统。钢丝绳的选用所用公式和表参考机械设计手册 。2.3卷筒直径的选择 据煤矿安全规程规定,有导向轮的塔式摩擦提升装置的摩擦轮及导向轮（包括天轮），井上不得小于90，井下不得小于80；无导向轮的塔式摩擦提升装置的摩擦轮，井上不得小于80，井下不得小于70。立井的天轮、主动摩擦轮、导向轮的直径或滚筒上绕绳部分的最小直径与钢丝绳中最粗钢丝的直径之比值，不小于1200。主导轮直径导向轮直径根据国标GB/T10599-1998，选标准摩擦轮和导向轮直径为：主导轮直径：导向轮直径：2.4塔式布置多绳摩擦提升机与井筒相对位置2.4.1井塔高度验算(2-2)式中主导轮与导向轮轴中心的高差过卷高度，按煤矿安全规程对过卷高度的要求取D导向轮直径箕斗容器全高则由于初选值小于验算值，所以选验算值作为实际值。即2.4.2尾绳环高度验算尾绳环高度式中 过卷高度箕斗中心距，按标准（MT20-90）取=1.85m经验算初选值可用，即2.4.3提升钢丝绳在主导轮上的围抱角(2-3)式中两容器中心距，查标准MT20-90,取导向轮半径，m 主导轮与导向轮轴中心的高差，则 图2-2 塔式多绳摩擦提升系统示意图2.5摩擦衬垫比压的验算 多绳摩擦提升机靠摩擦传动。保证摩擦衬垫的性能，对延长其寿命有重要意义，一般规定了衬垫的允许比压，应当验算实际比值是否在允许范围内，实际比压(2-4)式中提升侧钢丝绳总的静张力，式中矿井运行阻力系数，下放侧钢丝绳总的静张力，允许比压值，衬垫材料不同，其值不一样，一般PVC为150经验算可用2.6静防滑验算式中提升钢丝绳在主导轮衬垫上的摩擦系数，钢丝绳在摩擦轮上的摩擦力围抱角，rad计算数值列表如下：表2.1 提升机计算数值名称符号单位数值摩擦轮直径Dmmm2250导向轮直径Dmm2250钢丝绳直径dmm20钢丝绳数量根4最大提升速度Vmm/s7.6钢丝绳在摩擦轮上的围抱角度184.33钢丝绳最大静张力FjsN127919.9钢丝绳最大静张力差337362.7预选电动机最大经济提升速度：电动机功率：其中：矿井阻力系数 减速器效率 动力系数 选用JQR-157-6型三相绕线型电动机一台，其技术规格如下：额定功率，额定转速， 为2.3，总质量3.9t，飞轮转矩2300。2.8箕斗六阶段速度图计算图2-3 箕斗提升六阶段速度图已知：，箕斗卸载过程斗框运行距离（m）空箕斗脱离曲轨上的速度（m/s）空箕斗在曲轨上的运行时间空箕斗在曲轨上的加速度（）空箕斗脱离曲轨后的加速度（）加速运行时间（s）加速运行距离（m）重箕斗进入曲轨前的减速度（）减速时间（s）减速运行距离（m）重箕斗进入曲轨的爬行速度（m/s）爬行时间（s）爬行距离（m）制动减速度（m/s）制动减速时间（s）制动减速距离（m）等速运行距离（m）等速运行时间（s）一次提升运行时间（s）两次提升的间隙时间（s）一次提升全时间（s）每小时提升次数2.9提升时的力图计算1变位质量有效装载量（kg） 箕斗质量（kg）全部首绳质量（kg）全部尾绳质量（kg）提升机转动部分变位质量（kg）电动机转动部分变位质量（kg）变位质量总和2 提升动力K=1.15阶段（N）阶段（N）阶段（N）阶段（N）阶段（N）阶段（N）提升系统等效力（N）式中等效时间（s）则电动机等效功率式中传动效率；则所以所选电机可用。总体设计所用的表和公式参考矿井提升机械设备 。3 减速器计算3.1方案选择根据传动比和传动方案的需要，选用行星齿轮减速器。它与普通齿轮减速器相比，具有许多突出的优点，已成为世界各国机械传动发展的重点。行星齿轮减速器具有体积小、质量轻、结构紧凑、传动比大、传递效率大、承载能力高、工作可靠等主要优点。根据设计计算总传动比i总，选用二级NGW型行星减速器。3.2传动比分配提升机摩擦轮的转速总传动比总传动比传动比分配高速级传动比低速级传动比联轴器效率：轴承效率：齿轮效率：3.3齿轮参数设计3.3.1高速级齿轮设计1.配齿计算：查表7-3选择行星轮数目（齿轮设计手册） 确定各轮齿数，按装配条件配齿： 调整使N为整数本设计采用不等角度变位齿轮啮合，提高了齿轮的承载能力，配齿方案时，齿数选择满足以下四个条件：传动比条件 同心条件（各齿轮模数相同） 装配条件（N为整数） 邻接条件 按图6-1（机械传动设计手册）预选啮合角，因取2.材料选择及热处理方式(1)太阳轮与行星轮： 选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC查表选取 (2)内齿轮： 选用35CrMoV调质，表面硬度250280HBS3.a-c齿轮按接触强度初算按 （1）齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数按表2-28，取=1 （2）计算齿数比 （3）接触强度使用的综合系数(4) 输入转矩 查表17.2-16，设载荷不均匀系数 =1.15 在一对a-c传动中，小轮（太阳轮）传递转矩(5)计算齿宽系数 取（6）计算 （7）初定中心距，代入强度计算公式 = （8）计算模数m 取标准值（9）未变位时中心距a (10)中心距变动系数 =(11)实际中心距取4.a-c齿轮传动的主要尺寸1)实际中心距变动系数Y 2)实际啮合角 3)总变位系数 4)分配变位系数，查图2-1（b）知合适，可分变位系数如下， 5)齿高变动系数 6)太阳轮a的主要尺寸 = 7)行星轮c的主要尺寸=5.b-c齿轮传动的中心距 6.内齿圈b的主要尺寸齿根圆直径7.验算a-c齿轮传动的接触强度 1)圆柱齿轮接触应力计算公式 式中：“+”-外啮合，“-”-内啮合 2)计算 式中： 3)确定参数查得 所选齿轮精度为（7-7-7） 4)确定参数 查表得 计算 5)计算 将以上各个数值代入接触应力计算公式，得 6)验算结果 满足要求8.轮齿抗弯强度校核 1)齿根应力计算公式 由于行星轮c受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可查得： 代入上述各值 2)验算 满足要求由于b-c齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算。9.端面重合度计算=1.9表3.1 高速级齿轮参数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽齿数中心距模数传动比太阳轮174188.9162.21032917163.93行星轮162176.8150.111027内齿圈510499.2523.9103853.3.2低速级齿轮设计1.配齿计算：查表7-3选择行星轮数目（齿轮设计手册） 确定各轮齿数，按装配条件配齿： 调整使N为整数本设计采用不等角度变位齿轮啮合，提高了齿轮的承载能力，配齿方案时，齿数选择满足以下四个条件：传动比条件 同心条件（各齿轮模数相同） 装配条件（N为整数） 邻接条件 按图6-1预选啮合角，因取2.材料选择及热处理方式 1)太阳轮与行星轮： 选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC查表选取 2)内齿轮： 选用35CrMoV调质，表面硬度250280HBS3.a-c齿轮按接触强度初算按 1)齿轮副配对材料对传动尺寸的影响系数按表2-28，取=1 2)计算齿数比 3)接触强度使用的综合系数 4) 输入转矩 查表17.2-16，设载荷不均匀系数 =1.15 在一对a-c传动中，小轮（太阳轮）传递转矩 5)计算齿宽系数 6)计算 7)初定中心距，代入强度计算公式 = 8)计算模数m 取标准值 9)未变位时中心距a 10)中心距变动系数 = 11)实际中心距取4.a-c齿轮传动的主要尺寸 1)实际中心距变动系数Y 2)实际啮合角 3)总变位系数 4)分配变位系数，查图2-1（b）知合适，可分变位系数如下， 5)齿高变动系数 6)太阳轮a的主要尺寸 = 7)行星轮c的主要尺寸m=5.b-c齿轮传动的中心距 6.内齿圈b的主要尺寸齿根圆直径7.验算a-c齿轮传动的接触强度 1)圆柱齿轮接触应力计算公式 式中：“+”-外啮合，“-”-内啮合 2)计算 式中： 3)确定参数查得 所选齿轮精度为（8-8-9） 4)确定参数 查表得 计算 5)计算 将以上各个数值代入接触应力计算公式，得 6)验算结果 满足要求8.轮齿抗弯强度校核 1)齿根应力计算公式 由于行星轮c受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可查得： 代入上述各值 2)验算 满足要求端面重合度计算=1.9由于b-c齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算。齿轮数据整理如下：表3.2低速级齿轮参数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽齿数中心距模数传动比太阳轮230256212.813623227103.91行星轮210236192.814321内齿圈670657695.2136673.4减速器轴的设计3.4.1高速轴的设计 1)计算作用在齿轮上的力 轴的转矩 输入轴上太阳轮分度圆直径圆周力径向力轴向力各力方向如图和图所示。 2)估算轴的直径 由于是齿轮轴，选取20CrMnTi作为轴的材料，渗碳淬火。由式计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响 根据轴的材料查得 则 取 3)轴的结构方案 左、右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。太阳轮做成齿轮轴。最右侧两轴承靠套和端盖定位。 图3-1 轴的结构图 4)确定各轴段直径和长度段 轴通过键于联轴器相连且是过盈配合连接，则，。段 轴为了定位联轴器，取一定的轴肩高，则该轴段直径，长度。段 安装轴承、套筒，。段 安装套筒，则，。段 安装轴承、套筒，。轴肩段，,宽度段 该段为轴颈，。段 该段为齿轮，分度圆径 5)轴的计算简图轴承反力水平面 ，垂直面 ，齿宽中点处弯矩水平面，垂直面 ，合成弯矩 ，扭矩 图3-2 轴的计算简图 6)校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩 轴的材料为20GrMnTi，由机械设计手册得，材料施用应力轴的应力为该轴满足强度要求3.4.2低速轴设计计算 1)确定轴的结构方案轴通过圆头普通平键传递转矩，轴的右端采用双键180布置与行星架输出端配合，轴的左端装齿轮减速器，行星架和齿轮联轴器的轴向定位均为轴肩定位。轴的结构如图所示。 2)初步估算轴的直径 选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式计算轴的最小直径并加大10%以考虑键槽的影响根据轴的材料查得则 取 3)确定各轴段直径和长度段 用来与齿轮联轴器相连，为了便于定位，取轴段长度；，取轴段直径。 段 轴承是以轴肩来定位的。所以轴肩的直径，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，则该轴段直径，长度。段 轴通过键于行星架相连且是过盈配合连接，则，。图3-3 减速器输出轴 4)按扭转强度条件进行轴的校核轴的转矩查机械设计手册，轴的需用扭转切应力 该轴强度条件满足要求3.5减速器上轴承的寿命验算3.5.1高速级上轴承的校核高速级上选用深沟球轴承6224，查机械设计手册得 (3-12)式中P滚动轴承的当量动载荷；则 温度系数；寿命指数；对于球轴承由以上可知，选用轴承的寿命满足要求。3.5.2低速轴上轴承的校核低速轴上选用深沟球轴承6264，查机械设计手册得 (3-13)式中P滚动轴承的当量动载荷；则 温度系数；寿命指数；对于球轴承由以上可知，选用轴承的寿命满足要求。减速器上轴承的寿命验算的公司和表参考机械设计 。3.6减速器轴上键的校核3.6.1高速轴上键的验算 与联轴器联接处键，根据轴径选取， 由机械设计(3-15)则由以上可知，键的强度通过。3.6.2低速轴输入端键的验算 1.输出轴与轮毂联接键的验算 根据轮毂联接处的直径选取，由机械设计公式3-15 则由以上可知，键的强度通过。 2.中间轴上小齿轮的键，根据轴径选取，由机械设计公式3-15则由以上可知，键的强度通过。3.6.3低速轴输出端键的验算 1与联轴器联接处键，根据轴径选取，由机械设计公式3-15 则由以上可知，键的强度通过。 2.与联轴器联接处键，根据轴径选取，由机械设计公式3-15则由以上可知，键的强度通过。齿轮上键的设计参考机械设计和机械设计手册 。4卷筒主轴的设计已知条件钢丝绳直径d=20mm摩擦轮直径查机械设计手册绳槽半径取R=12mm绳槽深度标准槽取钢丝绳间距卷筒厚度 取=30mm卷筒宽度b=1170mm4.1轴的设计从减速器出来，所传递的功率，联轴器效率：，则作用在主轴上的功率轴上轴上转矩选取45号钢作为轴的材料为，调质处理。由式计算轴的最小直径，考虑键槽对轴的影响，取系数1.06，查表 取A=110 ，结合联轴器的内径取 2.确定各段轴的直径和长度段，由和选择联轴器的型号为齿形联轴器（JB/ZQ4378-1986），比毂孔长度短14mm作为（1）段长度，取 327mm =240mm段，考虑联轴器的定位，轴肩高度，则 =313mm，=280mm段，选调心滚子轴承24160CAW33，基本尺寸 200mm，=300mm段，查机械设计手册，根据轴承的轴向定位 =247mm，=352mm段 =434mm, 段 =400mm，=464m段 =434mm， 段 ，段 段 段 主轴如图4-1所示图4-1 主轴 3对轴进行受力分析 轴上只有径向力，没有轴向力，轴上的载荷为钢丝绳的重力、箕斗的重力、箕斗一次提升的载荷和轴承对它的作用力（忽略摩擦轮的重力）。这些力通过支环作用在轴上，其作用点位B、C两点，轴上还受到轴承对它的反作用力，起作用点位A、D两点。其受力图如图3-5所示。图4-2 轴受力图由力的平衡原则得，并根据轴的对称原则则即 4绘制轴的弯矩图轴中心处的弯矩轴弯矩图如图4-3所示图4-3 轴弯矩图 5按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数=0.6，则齿宽中点处当量弯矩当量弯矩图如下轴的材料为45号钢，调制处理。查表得，查表得材料的许用应力由式 得轴的计算应力为 所以，该轴满足强度要求。主轴的轴设计所用的公式和表参考机械设计和机械设计手册4.2主轴与摩擦轮之间螺栓的设计主轴与摩擦轮之间靠螺栓联接。 1.螺栓材料 40Cr合金钢性能等级 查表2-6选取，精度等级9级。 2.螺栓受拉应力分析及计算轴上所受的扭矩由螺栓承受，一共60个螺栓分2圈均布在圆盘上，则每个螺栓所受的扭矩Z螺栓数目；z=60螺栓的扭矩是由靠螺栓压紧轮辐与法兰盘的摩擦力来传递的。其摩擦力由式中 R螺栓孔到轴中心的距离，即 螺栓所受的工作拉力式中摩擦因素，=0.3残余预紧力 螺栓拉力 相对刚度系数 查表2.4 螺栓所需要预紧力 3.初定螺栓直径选安全系数 许用拉应力 所需螺栓直径，查有关机械设计手册 选d=30mm 其中 4.螺栓疲劳强度校核螺栓尺寸系数 螺栓材料的疲劳极限应力幅安全系数 应力集中系数 螺纹制造系数 受力分配系数 螺栓许用应力幅 螺栓应力幅 所以满足疲劳强度要求 5.螺栓还受到剪切力的受力分析螺栓所收的剪切力是由提升物重所提供的，即(4-1)则螺栓所受的剪切力总共有60个螺栓承受，则每个螺栓所受的剪切力 6.螺栓疲劳强度校核选安全系数 查表2-8 许用剪切应力 由式2-28螺栓的校核公式为：(4-2)则满足疲劳强度要求主轴的螺栓设计所用的公式和表参考机械设计和机械设计手册4.3摩擦轮轮壳的校核多绳摩擦式提升机主导轮轮壳的结构式轴对称的，但钢丝绳沿轮壳轴向仅围包一部分，只在其围包角内对轮壳产生径向压力和切向力，且径向压力沿周向式呈指数分布的，故外载荷不是轴对称的。主导轮轮壳的经验公式(4-3)式中上升钢丝绳的最大静张力，n钢丝绳根数；n=4主导轮轮壳的厚度；h支环的高度；h=115mm支环的厚度；则所以摩擦轮轮壳强度满足。摩擦轮轮壳强度校核参考矿山运输提升机械。4.4主轴上轴承的寿命验算主轴上根据轴径选用调心滚子轴承24160CAW33，查机械设计手册得 (4-4)式中P滚动轴承的当量动载荷；则 温度系数；寿命指数；对于球轴承由以上可知，选用轴承的寿命满足要求。图4-4 主轴装置主轴上轴承的验算所用的公式和表参考机械设计 和机械设计手册 。5制动器的选用5.1制动器的工作原理矿井提升机的制动装置，通称制动器，是提升机一个非常重要的组成部分。制动器由执行机构和传动机构两部分组成，执行机构直接作用于制动轮或制动盘上产生制动力矩的部分，按其结构可分为盘式制动器和块式制动器等。传动机构是控制并调节制动力矩的部分，新型号提升机采用油压盘式制动系统，旧型号提升机采用油压或气压块式制动系统。制动系统的作用有：（1）、保证提升容器按给定的状态运动，并在需要的位置制动工作制动；（2）、在可能造成事故的不正常工作状态下，紧急制动以保障人员和设备的安全紧急制动；（3）、更换水平调节绳时，制动活卷筒。工作制动，紧急制动时都可用手动或图5-