矿井提升机主轴系统的设计【含9张CAD图纸、说明书】
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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘要本次的设计题目是矿井提升机主轴系统的设计，内容涉及到了主轴系统总体方案的确定，还有一些机械零件和机械结构的设计计算与校核，与专业课紧密联系，符合专业培养目标。在设计工作中，需要对所学知识综合的加以运用，使之能够熟练应用有关参考资料、计算图标、手册、CAD等画图软件中；熟悉有关的国家标准，体现了综合训练的要求。对关键的承载部件主轴的结构优化设计进行了较为系统的研究。简述了矿井提升设备选型的目的和意义，分析了矿井提升设备工作的原理，介绍了矿井提升机的结构组成和用途。 本文涉及到了减速器的设计及联轴器的选型与校核，电动机的选择，滚筒的尺寸计算，结构设计和强度计算。本文还对提升机关键部件主轴结构进行了受力分析及设计计算，并对提升机主轴在承受工作载荷下的进行了强度验算。关键词: 提升机 主轴系统 设计AbstractThe 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 designiii目录前言11绪论11.1提升机的用途和发展概况11.2提升机的结构和用途22总体方案设计42.1设计任务说明42.2总体设计的内容及要求53电动机的选择74减速器的设计及联轴器的选型与校核104.1.齿轮传动104.1.1高速级齿轮104.1.2 低速轴齿轮传动154.2 轴的设计204.2.1 输入轴即高速轴的设计204.2.2 中间轴的设计274.2.3 输出轴即低速轴的设计334.3 箱体设计及尺寸的计算394.3.1 见下表394.3.2 箱体附件的结构设计405钢丝绳的选择416滚筒的设计436.1 滚筒有关尺寸的计算436.2 滚筒的结构设计436.3 滚筒的强度计算456.3.1 筒壳的计算载荷466.3.2筒壳强度的校核476.3.3支轮处筒壳应力的校核486.3.4支环处筒壳应力的校核496.4筒壳的强度稳定性校核507主轴的设计517.1主轴的结构设计527.2主轴的强度校核537.2.1 求主轴的正常载荷537.2.2 支反力的计算567.2.3按弯扭组合校核强度587.2.4正常载荷下主轴强度验算598其它部件的设计与选用628.1底座628.2其它部件62致 谢63主 要 参 考 文 献6465前言毕业设计是大学毕业走向工作岗位之前，对所学知识的一次检验和巩固，也是一次学习各位师长严谨的治学态度的机会。又一次熟练了CAD制图软件。做好毕业设计可以为以后的工作打下坚实的基础，因此具有很重要的意义。我所设计题目是矿井提升机主轴系统的设计。焦作作为一个传统工业基地有着雄厚的机械制造基础。特别是煤矿用绞车，提升机等产品以其类型齐全，制造工艺成熟，可靠性高等优点享誉省内外。矿井提升机的结构可分为三个部分：原动机部分（即电动机），与原动机相连的减速机部分，以及与减速机相连的滚筒部分。其中最主要的部分是中间的减速机部分，它对提升机的性能起着决定性的作用。滚筒中的主要部件有主导轮、主轴等。此次设计中将对此部分进行重点设计。此次设计模式属二级圆柱齿轮减速器提升型，但应满足使主机本身结构尺寸、重量大大减小，而且携带、转移方便，挂结要求简单，自锁性强，安全性高，符合作业时间短，悬挂时间长的要求。 为了对提升机有一个更全面的认识，还介绍了提高提升机的安全性能，使用维护等方面的内容。为了清楚表现，在必要的地方配有插图。在设计过程中，多次经刘建慧老师耐心指导，在此表示深深的谢意！由于本人水平有限，时间仓促，在设计中难免有不少缺点和错误，恳切的希望刘老师和各位提出宝贵意见，给予批评指正！1绪论1.1提升机的用途和发展概况提升机是矿山大型固定设备之一，是联系井下与地面的主要运输工具，在矿山生产建设中起着重要的作用。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排组。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器故障，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、结构和动作原理，提高安装质量，合理使用设备，加强设备维护，对于确保提升工作高效率和安全可靠，防止和杜绝故障及事故的发生，具有重大意义。矿井提升机已有很长的发展历史。早在八百多年以前，我国古代劳动人民就发明了轱辘，用手摇骨碌从地下提升煤炭和矿石，以后发展成畜力绞车。十九世纪，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，以适应深井和大量的需要。解放以前，我国根本不能制造大型矿井提升机。解放以后，我国建立了矿井提升机的制造工厂，并已由仿制和改进国外产品发展到能自行设计和制造。目前，我国已能成批生产近代化的大型矿井提升机。1958年，我国设计并试制成功第一台DJ2*4多绳摩擦式提升机，为我国矿井提升机的制造和使用开辟了一个新的领域。目前，我国已能成批生产JKM型多绳摩擦式提升机，并正在逐渐形成多绳摩擦式提升机的新系列。1.2提升机的结构和用途每台提升机都由若干部分组成：主轴、缠绕机构、轴承和主制动器。这些便是基本部分。缠绕机构有好几种，最常用的结构是单圆柱形滚筒及双圆柱形滚筒。对于单圆柱形滚筒，两根钢丝绳功用一个滚筒缠绕面；第一根钢丝绳自滚筒松开而相应地漏出的滚筒面由另一根钢丝绳缠上。对于双圆柱形滚筒，没根钢丝绳都缠绕在特有的滚筒上，即在任何时刻钢丝绳都只是缠在两支滚筒总缠绕面的一半上。在这种情形下，一个滚筒结实地固定在主轴上，另一个则活套在主轴上，借助于离合器与主轴相连，以便在必须时可使二滚筒作相对转动。滚筒相对转动的可能行使得提升设备的操作变得容易，因为可以容易地调节由于钢丝绳弹性变形而逐渐伸长的长度。此外，还可以补偿由于对钢丝绳做周期性的试验而截下的长度。依次，在每个滚筒的表面除了等于提升高度的钢丝绳长度外尚需附加30米长的钢丝绳，这样才有可能当滚筒作相对转动以使一根钢丝绳的铅垂长度增加时并不使另一根钢丝绳缩短。当有双滚筒提升机时还可能更换操作水平。当上容器停在井口车场时而下容器移至新的位置。这在一个提升水平但有个承受台时也是需要的，例如翻转式罐笼当提升重物及提人时容器的终端位置是不同的。当用单滚筒或滚筒的离合器不作用时，除原定水平外，如要服务于另一水平或承受台则仅能用一个提升容器；第二个容器不过起着平衡锤的作用，此时，提升生产率骤然减少一半。提升机的第二个重要部分为把电动机的转动传到安置有缠绕机构的主轴上的减速器。减速器结构因其类型、用途不同而异。但无论何种类型的减速器，其基本结构都是由轴系部件、箱体及附件三大部分组成。轴系部件包括传动件、轴和轴承组合，轴承组合包括轴承、轴承盖、密封装置以及调整垫片等。减速器箱体上用以支持和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件。箱体质量约占减速器总质量的50/%。因此，在箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响，设计时必须全面考虑。为了使减速器具备较完善的性能，如注油、排油、通气、吊运、检查油面高度、检查传动件啮合情况、保证加工精度和装拆方便等，在减速器箱体上常需设置某些装置或零件，将这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为减速器附属装置或简称为附件。它们包括：视孔与视孔盖、通气器、游标、放游螺塞、定位销、启盖螺钉、吊运装置、油杯等。制动器为提升机设备第三个重要部分。制动器直接作用于制动轮或制动盘上产生制动力矩的部分按结构分为盘式和块式闸等；第四部分是传动机构，是控制并调节制动力矩的部分。按传动能源分为油压、压气或弹簧等；第五部分为深度指示器及与其相连的控制保护装置，其用途为给司机指出提升容器在井筒中的位置；第六部分为操作台，电动机及制动器的操纵手把均匀集中在这里，有时也有离合器操纵手把；提升机最后一部分为油压及压气设备前者为每一机器所必备的；并且在油压制动传动时，它需作为机器润滑，同时也作为制动装置。当用压气制动时，油压设备所起的作用仅限于机器的润滑，而此时需要附加压气设备，而在油压制动时却不需要附加压气设备。在本次设计中，根据设计要求，着重设计提升机主轴系统及滚筒，对本段所述五个部分的内容由于时间关系本次设计不予进行。2总体方案设计2.1设计任务说明某矿井，井深232米，装载水平低于井下运输水平18米，卸载水平高于井口水平16米。单钩箕斗提升，井筒直径4.5米。根据下列条件，设计矿井提升机：1.年工作日 b=300天2.日工作时 t=14h35m/s3.提升钢丝绳线速度 9101000r/min4.所选电机转速约为5.减速器级数 二级减速6.所选提升机类型 缠绕式7.提升箕斗自重 一次提升量 8.提升不均匀系数 9.钢丝绳出绳角 其他条件在计算是逐一给出或在图中标出。（注：本处所给提升机的参数为设计参考参数）。本次设计的传动系统应遵循以下几个规则：由于传动系统要求的传动比不是十分精确，所以选择联轴器时不需要刚性联轴器。工作制动器之所以选择在电动机输出轴端，是由于电动机转速相对高于减速器输出端，在功率一定的情况下所需的制动矩明显较小，从而有利于系统的准确制动。在提高系统效率的同时，应注意系统各部位转速给电动机带来的影响。由于电动机的额定转速越低，其输出转矩愈稳定，工作起来愈平稳。从而大大降低了系统的冲击力，在设计时应加以考虑。1432图2-1传动原理图 1电动机 2联轴器 3减速器 4滚筒由于提升机主要工作部件主轴、滚筒部分所需要转速要求较低，在选择低转速电动机的前提下，经过减速器降速，然后再由一级外啮合齿轮传动降速，以达到所需要工作转速。其中，为确保工作正常进行，有效防止意外事故的发生，在滚筒末端安装工作闸进行调速，控制滚筒升降的速度；而同时在电机与减速器连接处安装安全闸，以使在其通电时放松闸轮，在意外事故发生时断电抱紧闸轮，起到安全保护作用。总体传动原理图如图21所示： 2.2总体设计的内容及要求总体设计的步骤一般由总装草图分拆成部件零件草图，经审核无误后，再由零件工作图、部件图绘制总装图。本阶段的主要任务是对确定的最佳初步总体设计进一步完善。包括选择材料、热处理方法、进行结构形式设计和有关计算，完成机械产品的总体设计图。总体设计图是零件设计的依据。不仅要求严格按比例绘图，而且还要表示出重要部件的主要结构并标注有关的重要尺寸。除此之外，还要完成部件和零件的设计，完成全部生产图，并编制设计说明书等有关技术文件。总体设计时，要求部件满足功能要求、零件结构形状要便于制造加工，常用零件尽可能标准化、通用化、组合化、对于总体设计还应满足总功能、人机工程、造型美学、包装运输等方面的要求。此外，还要拟订工艺文件、拟订制造、装配和使用规范，编制技术文件。如实际说明书、标准件、外购件明细表、备件、专用工具明细表等。以下是本次设计的详细步骤：电动机的选型设计减速器的设计及联轴器的选型设计滚筒部件的设计计算主轴的设计计算其他零部件的选用与设计。3电动机的选择1. 电动机是专业工厂批量生产的标准部件。电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要电源，结构复杂，价格较高，因此，无特殊要求时不宜采用。生产单位一般用三相交流电源。因提升机工作在经常启动、制动的场合，要求电动机转动惯量小，过载能力大，应选用三相异步电动机YZ型或YZR型。2. 选择电动机的容量提升机所需工作效率由已知，NV取则又电动机所需工作功率即输出功率为其中，传动装置的总效率为组成传动装置的各部分运动副效率的乘积即其中，为高速轴联轴器的传递效率，为一对齿轮传动效率，为一对轴承的传动效率，低速轴联轴器的传递效率，为滚筒的传递效率。查机械设计课程设计指导书（航空工业出版社）表105，取为0.99，为0.97，为0.99，为0.96则 又由已知，电动机的转速为9101000r/min，故查上述手册表121，选电动机型号为YZR280S6，额定功率为63Kw，满载转速为980r/min，最大转矩亦额定转矩为2.0.同步转速为1000r/min，额定电压为380v。3. 传动比的分配根据生产要求及机械合理性，由上述手册表22，此次设计设定转速比为i=18/1，滚筒转速分配传动比:因提升机经常启动或负载启动，故电动机与减速器高速轴多用弹性联轴器联接，故传动比全部由减速器来分配式中，总传动比 齿轮减速器的传动比又由已知条件，采用的是二级减速且提升机所受载荷较为平稳，一般无冲击性载荷，故选用二级展开式圆柱齿轮减速器，因此传动比可按下式分配式中，高速级传动比则 取 4. 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速轴： 式中， 电动机的满载转速（r/min） 电动机至轴的传动比则 轴： 轴： 因减速器低速级转速较底，且所需轴的刚度较大，故提升机主轴与减速器的联接采用齿轮联轴器，故=54.4r/min各轴功率:轴： 轴： 轴： 各轴转矩:电动机轴： 轴： 轴： 轴： 4减速器的设计及联轴器的选型与校核4.1.齿轮传动4.1.1高速级齿轮由于轴转速较高，若采用直齿圆柱齿轮传动，则传动平稳性较差，容易产生较大的冲击、振动和噪音，故采用斜齿轮传动，它具有传动平稳、承载能力大的优点。1. 选择材料、热处理、精度等级及齿数1） 矿山机械中的齿轮传动，一般功率很大，工作速度较低，周围环境中粉尘含量极高，因此往往选择铸钢或铸铁等材料。减速器属于闭式传动，本次设计中载荷为中小功率，转速不高，对可靠性的要求一般，安全系数为1.25，故从经济性角度出发，采用软齿面，选价格较便宜的材料。查机械设计（高等教育出版社）表101，选择小齿轮材料为ZG346640、常化（正火）、硬度为210HBS；大齿轮材料为ZG340640、调质、硬度为250HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选7级精度，斜齿圆柱齿轮传动3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为4） 选取螺旋角，初选螺旋角2. 按齿面接触强度设计按机械设计（第七版）（高等教育出版社）式（10-2）计算，即本小节下述所查内容均出自此书。确定公式内的各计算数值1） 试选2） 查图10-30，选取区域系数3） 查图10-26，得 则4） 计算小齿轮传递的转矩5） 由表10-7选取齿宽系数6） 由表10-6查得材料的弹性影响系数7） 由式10-13计算应力循环次数8） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数由式（1012）得3 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 计算圆周速度3） 计算齿宽及摸数4） 计算纵向重合度5） 计算载荷系数由表10-2，查得使用系数 根据，级精度，由图10-8查得动载系数 ，由表10-4查得接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 由表10-3查得 故载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（10-10a）得，7） 计算模数4. 按齿根弯曲强度设计由式（10-17）1） 确定计算参数a. 计算载荷系数b. 根据纵向重合度 ，从图1028查得螺旋角影响系数 c. 计算当量齿数d. 查取齿形系数由表10-5查得 e. 查取应力校正系数由表10-5查得 其余参数同上f. 计算大、小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大2） 设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数=大于齿根疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则5. 几何尺寸计算1） 计算中心矩将中心矩圆整为2） 按圆整后的中心矩修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4） 计算齿轮宽度圆整后取 5） 结构设计见减速器装配图4.1.2 低速轴齿轮传动1.选定齿轮类型、精度等级及齿轮材料1） 由于减速器输出转矩较大，转速较低，故输出轴采用直齿圆柱齿轮传动。2） 同斜齿轮的选择原则一样，仍选小齿轮材料为ZG340640、正火、硬度为210HBS；大齿轮材料为ZG340640、调质、硬度为250HBS，二者材料硬度差为40HBS。3） 因提升机工作速度不高，为一般工作器，故选用7级精度（GB1009588）。4） 因两齿轮是闭式软齿面传动，故选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取 2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即1） 确定公式内的各计算数值a. 试选载荷系数 b. 计算小齿轮传递的转矩其中， 轴的转矩轴的功率，轴的转速c. 由表10-7选取齿宽系数 d. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 e. 由图10-21d按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 f. 由式10-13计算应力循环系数g. 由图1019查得接触疲劳寿命系数 ，h. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 ，安全系数 ，由式（10-12）得 2） 计算a. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 b. 计算圆周速度vC 计算齿宽b d. 计算齿宽与齿宽之比b/h模数 齿高 e. 计算载荷系数根据v=1.19m/s，7级精度，由图10-8查得动栽系数 直齿轮，假设，由表10-3查得 由表10-2查得使用系数 由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时 将数据代入后得 由 ， 查得10-13得 故载荷系数f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 g. 计算模数m3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 1） 确定公式内的各计算数值a. 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 b. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 c. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式（10-12）得 d. 计算载荷系数ke. 查取齿形系数 由表10-5查得 f. 查取应力校正系数由表10-5查得 g. 计算大、小齿轮的 并加以比较小齿轮的数值大2） 设计计算对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的摸数6.37，并就近圆整为标准值m=6mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数，取大齿轮齿数 ， 取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径2） 计算中心矩 3） 计算齿轮宽度 圆整取 5. 验算 合 适6. 结构设计及绘制齿轮零件图 因 ，则 可做成实心结构，见图纸轴小齿轮，则 可做成轮辐截面为“十”字形的轮辐式结构的齿轮，图略。4.2 轴的设计4.2.1 输入轴即高速轴的设计1. 减速器的传动功率不是很大，对其材料无特殊要求，则选用常用材料45钢，调质处理2. 初步确定轴的最小直径 由表15-3可知，按式（15-2初步估算轴的最小直径又考虑到轴段与联轴器联接，轴上有一个键槽，故轴径应增大5%7%，先取6%则 所以 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了是所选的轴直 径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查表14-1，考虑到转矩变化和冲击载荷，故则 按照计算转矩=应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计（第3版）（机械工业出版社）表17-2，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N.mm，半联轴器的孔径=45mm，故取=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm3. 轴的结构设计1） 根据减速器结构，轴承尺寸以及所有轴上零件轴向定位和固定的要求，逐段确定轴的各段直径长度，画出轴的结构草图。如图4-1所示：图4-1 一轴的结构简图2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a. 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径=52mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比=短一些，现取=82mm。b. 初步选择滚动轴承因轴转速较高，且同时承受径向和轴向载荷，故选用角接触球轴承。参照工作要求，并根据=52mm。查（第3版）（机械工业出版社）表154,初步选角接触球轴承7211C，其尺寸为，故，而又右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查上述手册，角接触轴承7211C的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取=64mm。c. 取安装齿轮处的轴段-的直径=58mm，齿轮的左端与左轴承之间 采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为150mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=146mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d。取h=5mm，则轴环处的直径=68mm，轴环宽度，取=10mm。d. 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据 轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器由端面间的距离=30mm，故取=50mm。e. 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应句箱体内壁一段距离 s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度B=23mm，取齿轮距箱体内壁的距离为a为16mm，轴大斜齿轮与小直齿轮的距离c为20mm， 则 根据两轴在箱体内的装配要求，取至此，已初步确定了轴的各段直径和长度4. 轴上零件的周向固定齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按，查机械设计课程设计（机械工业出版社）表14-24，取平键截面（GB/T10961979）。键用键槽铣刀加工，长为125mm（GB/T10961979）。同时，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接选用平键为 ，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的 周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5. 确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2，取轴端倒角c为轴肩a、b、c、d、e、f处的圆角半径依次为R1.6、R2、R2、R2、R2。6. 求轴上的载荷a. 首先根据轴的结构图如3-1，作出轴的计算简图,如图4-2所示在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程（机械工业出版社）中，查得7211C型角触球轴承a=20.9mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨矩为。其中， b. 计算轴的圆周力，径向力及轴向力由前面设计知， 小斜齿轮分度圆直径 ，压力角 所以， 方向如图4-2(a)所示图4-2 一轴的载荷分析图c. 计算水平支反力及水平弯矩 由 则， 水平面受力图如图4-2(b)所示截面c处的水平弯矩水平弯矩图如图4-2（c）所示d. 计算垂直支反力及垂直弯矩 由 则， 垂直面受力图如图4-2（d）所示截面c处的垂直弯矩 垂直面弯矩图如图4-2（e）所示e. 求总弯矩总弯矩图如图4-2（f）所示f. 作扭矩图如图4-2（g）所示7. 按弯扭合成应力校核轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据机械设计（高等教育出版社）式（155）及上述中的数值，并取轴的计算应力查表154，取 则， 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得 很明显 ，故安全。8. 键的校核 半联轴器与轴的联接处的平键的校核。按书（同上）6-2式， 其中， K为键与轮毂键槽的接触高度， K=0.5h，此处h为键的高度 L为键的工作长度，按圆头平键计算， L=Lb=12516=109mmd 为轴的直径则， 查书（同上）表6-2，知=6090Mpa很明显 ，适合。齿轮轴毂与轴联接处平键的校核同上， 合适9. 联轴器的校核 扭矩验算K工作系数，如前所述，查表取驱动功率 工作转速 故所选联轴器符合要求。4.2.2 中间轴的设计 1. 材料的选择同热处理方式仍选常用材料45钢，调质处理2. 初步确定轴的最小直径仍按公式故取 因此段轴上装有轴承，即承受径向载荷也承受轴向载荷，初选圆锥滚子轴承，根据，查机械设计课程设计表15-1，选单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故d=65mm。又考虑到本轴大斜齿轮与高速齿轮的啮合传动，故选。3. 轴的结构设计1） 同高速轴结构设计方法一样，中间轴的结构设计草图如图4-3所示：图4-3 二轴的结构简图2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a. 由前面设计结果，已知中间轴斜齿齿轮轮毂宽度为145mm，为了使套筒端 面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。b. 又由上述设计中知中间轴斜齿轮与直齿轮的距离为20mm，故取。c. 已知中间轴直齿齿轮轮毂宽为160mm，同高速轴所述原因，取 。考虑到两轴在箱体内的安装，结合高速轴的长度尺寸及已选圆锥滚子轴承30313的尺寸为，故， 。d. 又查机械设计课程设计（机械工业出版社）表15-1，型号为30313 轴承的安装尺寸为d=77mm，故。斜齿齿轮与直齿轮两者中间采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d=（0.070.1）77，取h=6mm，则轴环处的直径。 4. 轴上零件的周向定位，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键，两齿轮与轴均采用平键连接。按，查册（同上）表14-24（GB/T1095 10961979）选平键。按，选平键，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择两齿轮轮毂与轴的配合均为H7/n6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5. 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计（机械工业出版社）表15-2，取轴端倒角c为 。a、b、c、d、e、f处圆叫半径依次为R2、R2、R2、R2.5、R2.5、R2。如图4-3所示6. 求轴上的载荷a. 首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。如图4-4所示：确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计（机械工业出版社）表15-1中查得，对于30313型圆锥滚子轴承，a=29mm，故其中，b. 作用在大斜齿轮上的力作用在小直齿轮上的力 方向如图4-4（a）所示c. 作出水平面受力图并计算水平面支反力，如图4-4（b）所示 所以 FR/（g）(d)(b)(a)FNH2FNH2Fr2FNV1/FT/FT2FNH1FNV2Fr/Ft/Ft2FaDCBAFNV11FNH1L1L2L3FNV2Fr2MHCT(f)(e)MBMVCMVBFNV1MC图4-4 二轴的载荷分析图d. 求B、C面的水平弯矩并作出水平面弯矩图，如图4-4（c）所示 e. 作出垂直面受力图并计算水平面支反力，如图4-4（d）所示由 得 由 得 f. 求B、C面的垂直弯矩并做出垂直弯矩图，如图4-4（e）所示 g. 求合成弯矩并作合成弯矩图，如图4-4（f）所示 h 作转矩图，如图4-4（h）所示7. 按弯扭合成应力校核轴的强度 可以看出截面C是轴的危险截面，故只校核截面C 处的强度由式 其中， 故 故安全8. 键的校核大斜齿轮与轴连接处的平键的校核按机械设计（第3版）（高等教育出版社）6-1式式中，K、L所代表意义如前所述 查书（同上）表6-2知，很明显， 合 适小直齿轮与轴连接处的平键的校核 同上， 合 适4.2.3 输出轴即低速轴的设计1. 材料的选择及热处理方法 仍选常用材料45钢，调质处理2. 初步确定轴的最小直径 仍按公式 故取 此段轴上安装轴承，即承受径向载荷也承受轴向载荷，初选角接触轴承，根据，查机械设计课程设计表15-4，选7220C型角接触轴承，其尺寸为 ，故又考虑到与中间轮的啮合传动及在箱体内的安装，故取。3. 轴的结构设计1） 确定各轴段直径及长度a. 结构设计方法前面已述，此处略，结构草图如图4-5所示b. 左边轴承右端采用轴肩进行轴向定位。查表（同上）知角接触球轴承7220C的定位轴肩高度，故取 。 c. 取轴安装齿轮处的直径，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为155mm，为了使左边套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位， 轴肩高度h=（0.070.1）d=7.3510.5（mm）。取h=9mm，则轴环处直图4-5 三轴的结构简图径。轴环宽度，取。d. 因 段安装轴承7220C，故，考虑到装配要求，故取 。e. 又考虑到箱体内的装配要求，故取。f. 根据角接触轴承7220C的尺寸，取 ， 轴承端盖的总宽度仍取20mm，端盖的外端面与半联轴器的左端面距离仍取L=300mm，故取。h. 因输出轴转矩较大，转速较低，故选用齿式联轴器。联轴器的计算转矩 ，查机械设计（高等教育出版社）表141，考虑到转矩变化和冲击载荷中等，故选， 则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计 （机械工业出版社）表17-4，选用CICL9型联轴器，其公称转矩为 18000N.mm。半联轴器的孔径，故取。半联轴器长度L=172mm，故半联轴器与轴配合的毂孔长度，故 。至此，轴的各段直径及长度已确定完毕。4. 轴上零件的周向固定齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按，查 机械设计课程设计（机械工业出版社）表1424，选平键截面（GB/T10951979）。键槽用键槽铣刀加工，长为140mm（标准键长见GB/T10961979），仍选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，同样，半联轴器与轴连接选用平键 ，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6。5. 确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计（高等教育出版社）表15-2，取轴端倒角C为a、b、c、d、e、f处圆叫半径依次为R2.5、R3.、R2.5、R2.5、R2.5、R2.5。如图4-5所示5. 求轴上的载荷a. 首先根据轴的结构作出轴的计算简图，如图4-6（a）所示由计算知各支承点距离为分别为 方法如前所述。作用在大直齿轮上的力 FNH2(f)(e)(d)(c)(b)(a)CBAFNV2FtFrFNH1M2M1M2M1Fnv2FrFNV1MHFNH2FtFNH1FNV1L1L2L3图4-6 三轴的载荷分析图b. 作出水平面受力图并计算水平面支反力，如图4-6（b）所示由 则 c. 计算水平面弯矩并作出水平面弯矩图，如图4-6（c）所示 d. 作垂直面受力图并计算出垂直面支反力，如图4-6（d）所示 由 则 e. 计算垂直面弯矩并作出垂直面弯矩图，如图4-6（e）所示 f. 计算合成弯矩并作出合成弯矩图，如图4-6（f）所示 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 很明显，截面B处是危险截面 由 如前所述， 则 故轴安全7. 键的校核 齿轮与轴的连接处平键的校核，方法如前所述 可见联接的挤压强度不够，考虑到相差较大，因此改用双键，相隔布置。 双键的工作长度则此时 故安全8. 联轴器的校核 扭矩验算 故所选联轴器符合要求4.3 箱体设计及尺寸的计算4.3.1 见下表名称单位（mm）箱座壁厚箱盖壁厚箱座、箱盖、凸缘厚座b 箱座底凸缘后座地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径盖与座联接螺栓直径联接螺栓的间距L 轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径d、至外箱壁距离、至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离铸造过渡尺寸k、h 大齿轮顶圆与内壁距离齿轮端面与内壁距离箱盖、箱座筋厚、m 轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离4.3.2 箱体附件的结构设计视孔盖、轴承盖、通气器、游标、放油孔和螺塞、启盖螺钉、定位销、起吊装置、油杯、密封圈等查机械设计课程设计（航空工业出版社）中的有关表，各自尺寸及图形均见减速器装配图。5钢丝绳的选择1. 根据已知条件，计算钢丝绳每米重P 式中， 一次提升量 箕斗自重 钢丝绳钢丝的极限抗拉强度 取 安全系数，煤矿安全规程规定，主井箕斗提升 ，取 钢丝绳最大悬垂长度 式中 ， 井架高度，暂取22米2. 选择标准钢丝绳 由于提升量不大，且井较浅，根据P查矿井提升设备（煤炭工业出版社）表21（2），可考虑选用普通圆股绳钢丝绳。 普通圆形股型新型钢丝绳的主要规格是：钢丝绳直径d=12.5毫米；钢丝直径毫米，钢丝绳每米重量P=0.5412Kg/mm，钢丝绳钢丝的极限抗拉强度 ，全部钢丝断裂力之和，钢丝总断面积。 现检验如下 故上述钢丝绳可用。3. 计算钢丝绳的最大静拉力 6滚筒的设计滚筒的作用主要是通过一外啮合圆柱齿轮传动，通过主轴把减速器箱传递给它的转速和转矩转化成绕在它上面的钢丝绳的线速度，以提升和下放物体。6.1 滚筒有关尺寸的计算 1. 计算滚筒直径 由 式 则 2. 验算滚筒直径 故D=1320mm合适3. 计算滚筒宽度 式中， 主井提升高度 钢丝绳缠在滚筒上时，两绳圈之间间隙，取 6.2 滚筒的结构设计 矿井提升机的滚筒是缠绕钢丝绳的，并且承受钢丝绳的拉力所造成的各种载荷的主要部件和传递动力的元件。滚筒一般由三部分组成，即筒壳、法兰盘（支轮）和支环。筒壳是滚筒最基本和最薄弱的元件，是滚筒的主要承载部分。其宽度一般为，本次设计中取为.支环的作用是增加滚筒的稳定性。筒壳和支轮的材料为 钢板。矿井提升机的运转实践证明，木衬对筒壳能起到一定的保护作用，故设计时在筒壳外装有木衬。但木衬对筒壳的保护只有在筒壳的形状比较规则，没有发生较大的变形，并且合适的木材制作木衬（现常用柞木、水曲柳或榆木等制作），使木衬与筒壳能各处均匀严密接触的情况下才是有效的，故，在安装提升机时，要求筒壳的外形是比较规则的圆柱体，木衬用上述木材制作，并按规定车制绳沟。装设木衬时，应使木衬衬条在长度方向上与筒壳均匀严密的接触，木衬衬条之间的缝隙应尽量予以消除。在使用过程中当木衬已经磨损时，应及时予以更换。木衬每块的长度与滚筒宽度相等，即为780mm，每块的宽度为适宜于制造起见，不超过，每块的厚度应不少于钢丝绳直径的两倍，一般为100mm左右，取为80mm。固定滚筒木衬的螺钉头应沉入木衬厚度三分之一以上，当全部木衬固定完以后，应用木塞沾胶水将螺钉孔塞死，并须用木楔将木衬缝添满。使用中的木衬，当因磨损使螺钉头的沉入深度尚存10mm时，即应重新更换。筒木衬必须刻制绳槽，则沟槽深度 d钢丝直径两相邻沟槽的中心矩 取 由于筒壳是一个处于负荷不断变化和复杂应力状态下的壳体，故筒壳的结构设计应保证滚筒的各个部分有足够的强度和刚度，并应尽量使各部的强度和刚度均匀，以便使筒壳能足以适应外力和内力的变化，而不致产生变形。根据工程实际参照设计标准，现设计为 图6-1 滚筒结构简图其优点是：1.滚筒内部设有加强支环，增加了筒壳的刚度，筒壳钢板较薄 2.采用铸铁法兰盘，节省钢材，减少了焊接工作量和焊接内应力6.3 滚筒的强度计算作用在滚筒筒壳上的外载荷主要有下列几种：（1）已经缠绕到滚筒的钢丝绳绳圈对筒壳所施加的径向压力（2）尚未缠绕到滚筒上的钢丝绳的静拉力对筒壳所施加的弯矩和扭矩 分析指出，由弯矩和扭矩所引起的筒壳的弯曲应力和扭矩应力与压缩应力相比，数值很小，可以忽略不计。由已经缠绕到滚筒上的钢丝绳绳圈的径相力所引起的筒壳自由段的压缩应力具有很高的值。能达到，而在法兰盘（支轮）处，筒壳的弯曲应力具有更高的值。能达到，这样高的应力甚至超过了筒壳材料的屈服极限。所以，缠绕式矿井提升机滚筒筒壳的强度计算不要是指筒壳自由段的压缩应力和法兰盘处筒壳的弯曲应力计算，并应使筒壳在这些地方的最大应力不超过筒壳材料的许用应力。6.3.1 筒壳的计算载荷1. 筒壳的外载荷筒壳上的单位面积压力由 式中， 钢丝绳最大静拉力 筒壳厚度平均半径 缠绕绳圈的节距 2. 钢丝绳拉力降低系数 由式， 式中， 变形修正系数 对于筒壳中部，可取 ，筒壳端部取，筒壳宽度式中，钢丝绳的弹性模数，取筒壳钢板的弹性模数，钢丝绳中所有钢丝的横截面积 筒壳厚度， 绳圈缠绕的节矩，则， （筒壳中部） （筒壳端部）两种计算结果相差不远，故以后计算取6.3.2筒壳强度的校核1. 筒壳自由段压缩应力的校核1） 筒壳自由段压缩应力的计算筒壳自由段的长度应满足 故取 式中， 滚筒半径 筒壳厚度查机械设计课程设计指导书（航空工业出版社）表11-4 钢板的许用压缩应力 因滚筒直径为，宽度为，钢丝绳直径为，绳间节距为，故缠满一层时的圈数为，绳长为又钢丝绳最大悬垂长度为，故第二层可缠圈数为2） 一层缠绕时，在绳圈均布载荷作用下筒壳自由段的压缩应力为式中， S钢丝绳的最大静拉力（Kg）， h滚筒筒壳的厚度（cm）， t钢丝绳在滚筒上的缠绕节矩 ， 钢丝绳拉力降低系数，3） 二层缠绕时应乘以缠绕系数又 式中， 则， 故满足筒壳压缩应力需求。6.3.3支轮处筒壳应力的校核1. 首先决定筒壳与支轮的结构类型如图所示，当时，认为筒壳与支轮的连接为固接结构，而与之相反，当时，应将其视为铰接结构。另外，如果筒壳与支轮连接处沿圆周方向分布较多时，亦可视为固接结构。图62 筒壳支轮的连接结构 因为 式中， 筒壳厚度平均半径，h滚筒筒壳的厚度（cm）， 因此，筒壳与支轮的连接应该视为铰接结构。2. 在最大弯曲力矩处筒壳的压缩应力为：式中，支轮处钢丝绳拉力降低系数，当支轮的刚度足够大时，可以认为支轮处的筒壳不变形，故。在支轮与筒壳自由段之间的区段，近似取平均值 筒壳上的单位面积压力， 筒壳厚度平均半径，h滚筒筒壳的厚度（cm），其中， 在最大弯曲力矩处筒壳的压缩应力为 根据最大剪应力理论，合成应力 波桑比， 故支轮处筒壳强度足够。6.3.4支环处筒壳应力的校核在焊接支环处，筒壳的压缩应力为： 式中，支环的刚度系数，一般取，此处 取 钢丝绳拉力降低系数 式中， 筒壳自由段钢丝绳拉力降低系数 在焊接支环处的弯曲应力为根据最大剪应力理论，合成应力为故支环处的筒壳强度足够。6.4筒壳的强度稳定性校核二支环间筒壳的稳定性条件为： 式中， 筒壳表面的临界单位压力 筒壳稳定性安全系数，此处取 其中， 式中， 筒壳的临界长度则， 因为筒壳宽度故满足了稳定性条件。7主轴的设计提升机主轴是承担所有载荷，并将此载荷经过轴承传给地基的主要承力机构。一切做回转运动的传动件（如齿轮、涡轮等），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传递，因此，轴的主要功用上支承回转零件及传递运动和动力。按照载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴；只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为传动轴。作用在提升机主轴上的载荷主要有下列几种：1.由轴自身的重量和套装在轴上的零件产生的固定静载荷。安装在主轴上的零件有滚筒、轴承、支轮、木衬、联轴器及滚筒两侧与法兰盘铸成液体的制动轮等。它们的重量可以认为集中作用于各自的轮毂中心，而由主轴自重引起的近似均布荷重可以认为作用于各轮毂中心及支座上集中来代替。2.提升机工作时的负载，包括钢丝绳的拉力和在提升过程中钢丝绳重量的变化等。3.当发生事故紧急制动时，或当容器卡井筒中时，所发生的非正常载荷。由此可见，主轴应该是转轴。上述前两项为正常载荷，第三项为非正常载荷。主轴在上述各载荷的作用下，承受弯曲和扭矩两种应力。轴的设计和其它零件相似，包括结构设计和强度验算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件的装配难度等。主轴的工作强度计算，主要是指按正常载荷进行的疲劳强度计算，此外，还需要按非正常载荷进行校核，即保证主轴在非常载荷作用下不产生残余变形。 7.1主轴的结构设计1. 提升机滚筒部件具有严格的对称性，因此，在其主轴结构上也具有对称性。在设计轴的开始估算轴的最小直径 所选轴的材料仍为45钢，调质处理 由 又考虑到轴最小直径段与轴承联接，此段轴上有一个键槽，故轴径应增大3%，则 故结合 查手册选用圆柱滚子轴承N220，其尺寸，故，长度为L=B=34mm，其余结构设计根据具体工艺分析和设计要求以及结构形式等方面综合考虑（按减速器各轴设计方法）设计出主轴如图所示图7-1 主轴结构简图上图中，、 、根据相关条件，选用切向键，两支轮处选用的切向键尺寸都为、， 段选用的联轴器CICL9型，其公称转矩为18000N.mm，半联轴器的孔径d=90mm，半联轴器长度为L=212mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。7.2主轴的强度校核提升机主轴强度演算包括三方面内容：（1）按最大正常载荷计算轴危险端面的安全系数，对于对称循环应力，一般取安全系数；对于非对称循环应力，取安全系数。 （2）校核提升机主轴的刚度，轴的最大挠度 式中 ， 主轴的跨度。 （3）按事故载荷（卡罐情况）校核危险端面的应力，此应力值应小于材料的屈服限。 提升机主轴强度的验算，可按机械零件中轴的计算方法进行。但也应该根据提升机的具体工作特点确定轴的正常载荷及事故载荷。7.2.1 求主轴的正常载荷如前所述，作用在主轴上的正常载荷主要有：（1）安装于主轴上各零件的自重以及轴的自重。安装在主轴上的零件有滚筒、轴承、支轮、工作闸、联轴器等。它们的重量可以认为集中作用于两支轮的轮毂中心。而由主轴自重引起的近似均布荷重可以认为作用于各轮毂中心及支座上集中力来代替。（2）缠绕于滚筒上的钢丝绳的绳重，通过滚筒支轮轮毂中心线作用于主轴上，它的大小在整个提升过程中钢丝绳长度是不段变化的。（3）由钢丝绳拉力引起的弯矩和扭矩，经支轮轮毂传递给主轴。因为在缠绕过程中钢丝绳长度不断变化，钢丝绳还要沿滚筒宽度移动，因此，通过各 支轮轮毂传递给主轴的载荷大小在整个提升过程中也是不断变化的。既然在提升过程中载荷是变化的，那么究竟是按哪一种工况进行工作的强度校核呢？这个问题与许多因素有关，因此，不能做出简单的结论，所以通常在提升机钢丝绳多层缠绕时都是按下列四种工况进行计算。（1） 上提重物，主轴加速度提升开始时；（2） 钢丝绳在滚筒上缠满两层时；（3） 钢丝绳在滚筒上缠满三层时；（4） 钢丝绳在滚筒上缠满四层时。 在分别进行四种工况的计算之后，找出合力矩最大的危险截面进行计算。因本次设计中，钢丝绳只能在滚筒上缠满一层，第二层仅缠11圈，故本次设计只对前两种工况进行计算。下面就对设计中的主轴进行校核。首先分析其受力状况，如图72所示：a. 根据主轴的结构特征以及工作时的受力情况，在进行强度校核时可以将 其视为等径直杆以便于计算FrGg1100Gg2图7-2 主轴受力示意图FtRBP2P1RAb. 滚筒部件作为整体包括:主轴、滚筒、左支论、右支轮、木
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