矿井提升机整体设计毕业论文.doc

矿井提升机整体设计毕业论文目 录前 言11 绪 论21.1 矿井提升机的简介21.2 矿井提升机的用途和发展概况31.3 矿井提升机的工作原理51.4 矿井提升机的任务及其地位72 提升机的选型和计算92.1 设计依据92.2 罐笼的选择92.3 钢丝绳的选择92.4 卷筒的选择122.5 提升机的选择133 提升机减速器的设计153.1 拟定传动方案153.2 预选电动机153.3 计算传动装置的总传动比分配传动比163.4 主轴的确定173.4.1主轴直径的确定173.4.2 轴的校核183.4.3 确定主轴部分的轴承及校核203.5 减速器的设计223.5.1齿轮的确定233.5.2 减速器各轴的确定323.5.3 各轴轴承的选择423.5.4联轴器的设计423.5.5 提升机各部分键的选择433.5.6减速器机体结构尺寸444 制动器设计474.1 制动器设计要求474.2 提升机制动器主要类型484.3 盘式制动器的结构及工作原理515 提升设备的运动学及动力学计算545.1 提升系统变位质量的计算545.2 提升加速度的确定555.2.1 选择加减速度555.3提升设备的动力学计算57致 谢60参考文献611 前 言 我国是个能源大国，也是矿山机电设备制造和使用大国。从20世纪50年代仿造第一台矿井提升机以来，至今已设计制造、使用了近600多台。随着社会需求和现代技术的高速发展，矿山工业企业亟待生产设备及设施的机械化、电气化、现代化。而矿山工业的提升机是咽喉设备，产品不断更新换代，老产品运行年深日久，原本落后的结构问题暴露突出，故障增多，严重影响矿山的安全运转，抑制了矿山工业的高速发展，给国民经济带来了不良的影响。 随着国内矿井生产量的日新月异的提高，对提高提升机的安全性、可靠性、生产效率以及整机自动化运行水平，降低操作者及维护人员的劳动强度、处理设备事故的速度与对策等，成了迫切要求。本次设计是关于单绳缠绕式矿井提升机的设计，在本次设计中将大学四年所学习的材料力学，理论力学，机械制造，机械设计，机械制图等知识进行了一次综合的运用。本次设计不仅是对大学所学知识的总结和巩固而且为以后进入社会参见工作积累了一定的经验，本次设计是个难得的学习机会。 在毕业设计过程中，通过上网查资料，图书馆借书，我逐步认识了矿井提升机的工作原理和基本构造，为我能够圆满完成设计任务奠定了良好的基础。另外我要特别感谢这次毕业设计的指导老师，张会端老师不仅给我提供了矿井提升机的相关资料而且给了我不少有用的建议，给我带来很大的帮助。由于本人理论水平有限，实践经验较少，本次设计就难免有错误和考虑不足之处，敬请各位老师以及阅读者提出宝贵的意见和建议。01 绪 论 1.1 矿井提升机的简介 矿井提升机是一种大型提升机械设备。由电机带动机械设备，以带动钢丝绳从而带动容器在井筒中升降，完成输送任务。矿井提升机是由原始的提水工具逐步发展演变而来。现代的矿井提升机提升量大，速度高，安全性高，已发展成为电子计算机控制的全自动重型矿山机械。 矿井提升机主要由电动机、减速器、卷筒（或摩擦轮）、制动系统、深度指示系统、测速限速系统和操纵系统等组成，采用交流或直流电机驱动。按提升钢丝绳的工作原理分缠绕式矿井提升机和摩擦式矿井提升机。缠绕式矿井提升机有单卷筒和双卷筒两种，钢丝绳在卷筒上的缠绕方式与一般绞车类似。单筒大多只有一根钢丝绳，连接一个容器。双筒的每个卷筒各配一根钢丝绳，连接两个容器，运转时一个容器上升，另一个容器下降。缠绕式矿井提升机大多用于年产量在120万吨以下、井深小于400米的矿井中。摩擦式矿井提升机的提升绳搭挂在摩擦轮上，利用与摩擦轮衬垫的摩擦力使容器上升。提升绳的两端各连接一个容器，或一端连接容器，另一端连接平衡重。摩擦式矿井提升机根据布置方式分为塔式摩擦式矿井提升机（机房设在井筒顶部塔架上）和落地摩擦式矿井提升机（机房直接设在地面上）两种。按提升绳的数量又分为单绳摩擦式矿井提升机和多绳摩擦式矿井提升机。后者的优点是：可采用较细的钢丝绳和直径较小的摩擦轮，从而机组尺寸小，便于制造；速度高、提升能力大、安全性好。年产120万吨以上、井深小于2100米的竖井大多采用这种提升机。矿井提升机具有以下特点：（1）安全性 所谓安全性，就是不能发生突然事故。由于矿井提升设备在矿山生产中所占的地位十分重要，其运转的安全性。不仅直接影响整个矿井的生产，而且还涉及人员的生命安全。因此各国都对矿井提升设备提出了极严格的要求，在我国这些规定包括在煤矿安全规程中。（2）可靠性 所谓可靠性，是指能够可靠地连续长期运转而不需在短期内检修。矿井提升设备所担负的任务十分艰巨，不仅每年要把数十万吨到数百万吨的煤炭和矿石从井下提升到地面，而且还要完成其他辅助工作。一个年产150万吨的矿井，停产一天就要损失大约20万元。因此矿井提升机至少要服务二十年以上而不需大修。（3）经济性 矿井提升设备是矿山大型设备之一，功率大，耗电多，大型矿井提升机的功率超过1000KW。因此矿井提升设备的造价以及运转费用，也就成为影响矿井生产技术经济指标的重要因素之一。1.2 矿井提升机的用途和发展概况 矿井提升设备是矿山运输中的咽喉设备,又是矿山最大的耗电设备。西德、瑞典等国是当今世界上制造矿井提升机较先进的国家,特别是多绳摩擦式提升机更为突出。在这些国家的竖井中几乎全部采用较先进的多绳摩擦式提升机,不仅广泛采用庞大井塔的塔式多绳摩擦提升机,而且越来越多地使用较低的井架的落地式多绳提升机。它们的发展特点是体积小,重量轻,终端提升量大,提升速度高,衬垫材料摩擦系数大又耐磨,液压制动,运转安全可靠,自动化程度高,多机集中控制等。生产的产品供世界上二十多个国家使用。我国矿井提升设备在上述技术方面与发达国家相比有一定的差距，自动化和多机集中控制技术方面差距大，产品在国际市场上缺乏竞争能力。 内装式提升机在我国已有多台运行，作为高度机电一体化的，节能新产品应重点发展。同时开展斜井提摩擦提升和布雷尔提升机的研制。目前国外矿井提升机总的发展趋向是： （1）向大型化发展 矿井大型化和要求提升机大型化之目的主要在于获得更大的矿产量。1O年前，年产90120万t的矿为大型矿。目前，就世界范围而言， 年产200300万t的矿山也不算大，仅仅算中、小型矿 瑞典最大地下矿将达1000 2500万ra。大型化主要体现在大容量的提升容器。目前，世界上一次提升最大重量已达63t。国外大型提升机都采用多绳摩擦式提升机。 （2）向自动化、遥控方向发展 自动化不仅仅是为了节省人力，更重要的是适应大生产、集中控制、集中管理、系统联动的需要。也是保证产量和提高劳动生产率的有效手段 同时也包含减轻劳动强度、节省人力、电力和提高运行安全性。国外大型矿井提升机都广泛采用以多种保护为基础的自动化运行。并能记录和处理各种生产数据、运行等资料。英国完善了包括有全功能维护设计的可控硅供电，直接连接直流电动机驱动系统和在井简中的提升机控制系统。目前国外主井几乎都是自动化运行，副井由于机动性大。一般都是采用按钮控制和在罐笼内遥控。继续发展多绳提升机 一般浅井、提升重量不大时。可采用常规缠绕式提升机，但当深井、提升重量大时，须采用多绳摩擦式提升机。有相当一部分提升任务既可采用缠绕式提升机也可采用多绳提升机，如果现场条件允许。则多绳摩擦式提升机更为经济。目前多绳缠绕式提升机继续向更先进方向投展。有些国家生产的多绳提升机，塔式和落地式多绳提升机大致各占5O%。（3）发展各种新型和专用提升设备除目前已出现的落地式提升机、布雷尔提升机和采用钢芯胶带牵引的摩擦式提升机外； 国外还研制了起重式提升机、各种不同包围角的多绳摩擦式提升机(用于浅井)。另外，还研制了不同形式的无绳提升设备，现已知的有机械式、电磁式、水力式和风动式。 （4）采用“四新”(新技术、新结构、新材料和新工艺)采用“四新” 后，提升机主轴装置、制动系统、液压系统、操纵系统和驱动系统等各部分不断改进提高，使整个多绳摩擦式提升机结构朝着体积小、重量轻、效率高的方向发展。国内矿井提升机的发展趋向是：（1）发展多绳摩擦轮提升机，特别是大型落地式多绳提升机。以及斜井、斜坡道用的多绳提升机；（2）不断改进井研制新型单绳及多绳缠绕式矿井提升机；（3）可控硅供电及徽电子技术在提升机上应用，以及可编程序控制器，遥控技术。交交变频调速等先进技术；（4）研制应用高性能摩擦衬垫。高比压闸瓦等新技术、新材料；（5）不断引进、消化、吸收国外先进技术，并用于制造国产矿井提升机。淘汰落后技术，如块式闸及角移式闸。气动制动器，铸造结构并限制减速器和控制继电器的使用。1.3 矿井提升机的工作原理 按工作原理不同，矿井提升机可分为两类：单绳缠绕式和多绳缠绕式提升机。单绳缠绕式又可分为单卷筒提升机和双卷筒提升机。单绳缠绕式提升机的工作原地如图l2所示，简单地说，就是用一根较粗的钢丝绳在卷筒上缠上和缠下来实现容器的提升和下放运动。图1-1 单绳缠绕式提升机 图1-2 多绳缠绕式提升机1-滚筒；2-钢丝绳；3-天轮； 1-主导轮；2-导向轮；4-容器；5-平衡尾声 3- 钢丝绳；4-容器； 5-平衡尾绳 提升机安装在地面提升机房里，钢丝绳一端固定在卷筒上，另一端绕过天轮后悬挂提升容器。图11所承为单绳缠绕式单卷筒提升机，卷筒上固定两根钢丝绳，并应使每根钢丝绳在卷简上的缠绕方向相反。这样，当电动机经过减速器带动卷筒旋转时，两根钢丝绳便经过天轮在卷筒上缠上和缠下，从而使提升容器在井筒里上下运动。不难看出，单绳缠绕式提升机的一个根本特点和缺点是钢丝绳在卷筒上不断的缠上和缠下，这就要求卷筒必须具备一定的缠绕表面积，以便能容纳下根据井深或提升高度所确定的钢丝绳悬垂长度。单绳缠绕式提升机的规格性能、应用范围、机械结构等都是由这一特点来确定的。 单绳缠绕式双卷筒提升机具有两个卷筒，每个卷筒上固定一根钢丝绳，并应使钢丝绳在两卷筒上的缠绕方向相反，其工作原理和特点与单卷筒提升机完全相同。多绳摩擦式提升机的工作原理与单绳缠绕式提升机不同，钢丝绳不是固定和缠绕在主导轮上，而是搭放在主导轮的摩擦衬垫上，如图l2所示，提升容器悬挂在钢丝绳的两端，在容器的底部还悬挂有平衡尾绳。提升机工作时，拉紧的钢丝绳必须以一定的正压力紧压在摩擦衬垫上。当主导轮由电动机通过减速器带动向某一个方向转动时，在钢丝绳和摩擦衬垫之间使发生很大的摩擦力，使钢丝绳在这种摩擦力的作用下，跟随主导轮一起运动，从而实现容器的提升和下放。不难看出，多绳摩擦式提升机的一个根本特点和优点是钢丝绳不在主导轮轮上缠绕，而是搭放在主导轮的摩擦衬垫上，靠摩擦力进行工作。同样，多绳摩擦式提升机的规格性能、应用范围和机械结构等，都是由这一特点来确定的。 多绳摩擦式提升机特别适应于深并和大产量的提升工作。 多绳摩擦式提升机与单绳缠绕式提升机比较，在规格性能、应用范围、机械结构和经济效果等方而都优越得多，就深井和大产量来说，是坚井提升的发展方向。 但是，根据我国目前浅井多、斜并多的特点，单绳缠绕式提升机仍然是目前制造和使用的重点。对于部分深井和大产量的矿井，则应该合理的选用多绳摩擦式提升机，而不宜选用大型的单绳缠绕式提升机。1.4 矿井提升机的任务及其地位 煤炭是我国的主要能源，又是重要的化工原料。煤炭被誉为黑色金子，工业的食粮，它是十八世纪以来人类世界使用的的主要能源之一。虽然它的重要位置已被石油所代替，但在今后相当长的一段时间内，由于石油的日渐枯竭，必然走向衰败，而煤炭因为储量巨大，加之科学技术的飞速发展，煤炭气化等新技术日趋成熟，并得到广泛应用，煤炭必将成为人类生活中的无法代替的能源之一。我国既是煤炭生产大国又是消费大国，而根据我国的国情，在我国一次性能源结构中，煤炭所占的比重一直是70以上，在今后相当长的时期内，煤炭仍然是我国的主要能源，故煤炭对我国的重要性不言而喻。随着我国经济的不断改革开放，煤炭工业必将高速持续地向前发展。矿井提升是煤炭生产过程中必不可少的重要生产环节。从井下采煤工作面采出的煤炭，只有通过矿井提升设备运到地面，才能加以利用。可以说，矿井提升是矿井生产的“咽喉”，其设备在工作中一旦发生故障，将直接影响生产，甚至造成人身伤亡。此外，矿井提升系统的耗电量很大，一般占矿井生产总耗电量的50-70。因此，合理选择维护使用这些设备，使之安全可靠、经济高效地运转，对保证矿井安全高效的生产，对提高煤炭企业的经济效益，都具有重要的现实意义。由于矿井提升设备是在并下巷道内和井简内工作，空间受到限制，故要求它们结构紧凑，外部尺寸尽量小；又因工作地经常变化，因而要求其中的许多设备应便于移置；因为井下有瓦斯、煤尘、淋水、潮湿等特殊工作条件，还要求设备应防爆、耐腐蚀等。此外，矿井提升设备是一大型的综合机械电气设备，其成本和耗电量比较高，所以，在新矿井的设计和老矿井的改建设计中，确定合理的提升系统时，必须经过多方面的技术经济比较，结合矿井的具体条件，在保证提升设备在选型和运转两个方面都合理的前提下，要求提升设备具有良好的经济性。2 提升机的选型和计算2.1 设计依据 煤矿主井主要为了煤炭的运输提升，而副井只作为下放材料，设备，以及排矸（立井还作为人员上下的通道），副井一般采用罐笼提升。本次设计的就是副井所使用的提升机。1.矿井深度=350m2.一次提升总重量：2.2 罐笼的选择 罐笼为多用途的提升容器。它既可以提升煤炭和矿石，也可以升降人员、运送材料和设备。罐笼主要用于副井提升，也可用于小型矿井的主井提升。罐笼的设计应使其结构坚固，重量轻，并能运送井下的大型设备，一般采用普通钢材制作。 根据矿车类型按表选择单层罐笼（GLS-0.75)其技术规格为：最大载重3吨、自重1.5吨、乘人数8人、外形尺寸2100113226501、一次提升总重量：2、容器自重：q=1500kg2.3 钢丝绳的选择 钢丝绳在运转中受到许多应力的作用和各种因素的影响，如静应力、动应力、弯曲应力、扭转应力和挤压应力等。磨损和锈蚀也将损害钢丝绳的性能，综合考虑以上应力因素的计算是困难的，目前国内外都是按静载荷近似计算的。我国是按煤矿安全规程的规定来设计的，其原则是：钢丝绳应按最大静载荷考虑一定的安全系数来进行计算的。在经常性作业中，以提升作业载荷最重，故以此条件选择钢丝绳。 提升钢丝绳是提升系统的重要组成部分。它直接关系到矿井的正常生产和人员的安全，还影响提升机的设计，又是提升系统中经常更换的易耗品。因此无论从安全生产还是经济运行上考虑都要给予足够的重视。在选用钢丝绳时还应考虑以下因素：单绳缠绕式提升机为防止缠绕时绳松捻，钢丝绳的捻向应与绳在卷筒上缠绕时的螺旋线方向一致，目前但绳缠绕多为右旋，所以多选用右同向捻绳。为加强工作性能，增强可靠性最好选用金属绳芯钢丝绳。 钢丝绳在工作时候受到多种应力作用，如静应力、动应力、弯曲应力、接触应力、挤压应力等。这些原因导致钢丝绳疲劳破坏，而磨损与锈蚀也会降低钢丝绳性能，缩短钢丝绳使用寿命。综合考虑这些影响并精确的选择、计算钢丝绳是个复杂的问题。尽管国内外对矿井提升钢丝绳进行了大量的研究，但钢丝绳强度计算理论尚未达到工程应用的程度。所以对矿井钢丝绳的选择计算仍按静载荷进行近似计算，同时考虑一定的安全系数。且规定单绳缠绕式提升机装置的安全系数为专为升降人员的不得小于9；升降人员和物料用的升降人员时不得小于9，提升物料时不得小于7.5，专用升降物料的不得小于6.5。依据以上选择原则，对提升机的钢丝绳进行计算和选用：（1）钢丝绳最大悬垂长度 钢丝绳最大悬垂长度；井架高度；此值在计算钢丝绳时尚不能精确确定，可采用下列数值：罐笼提升=1525m；箕斗提升=3035m；矿井深度；由井底车场水平到容器装载的距离，罐笼提升Hz =0m；箕斗提升Hz =1825m；估算钢丝绳每米重量 取钢丝绳抗拉强=17000 kgcm2，安全系数=7.5 1.3式中:一次提升货载的重量；容器的自身重量；安全系数取=7.5；钢丝绳每米重量，千克/米；故选用普通圆形股619型钢丝绳，其技术特征为：钢丝绳直径d=20mm；钢丝直径=1.7mm；钢丝绳全部钢丝断裂力总和Qq=389000N；每米重P=1.3；钢丝绳公称抗拉强度（3）钢丝绳的校核 9.2 7.5Qq 所选钢丝绳全部钢丝破断拉力总和；货载、容器、钢丝绳重量总和； 安全系数煤矿安全规程规定，主井箕斗提升，大于等于7，取=7；由于实际安全系数大于7,故所选钢丝绳满足安全要求，合格可用。 提升钢丝绳除合理选用外，还应正确使用，精心维护，定期试验，保证钢丝绳处于良好的工作状态，延长其使用寿命，保证提升工作的安全。2.4 卷筒的选择 卷筒是矿井提升机的主要承载部件，卷筒外一般设有木衬，并在木衬上车出绳槽，目的是减少钢丝绳与卷筒直接接触而造成磨损，并使钢绳排列整齐。通过试验证明，木衬能够提高卷筒的承载能力。（1）提升机卷筒直径D： 8020 1600mm 12001.3 1560mm选用卷筒直径 D =1600mm。 （2）提升机卷筒宽度B： 卷筒容绳宽度 =1659 mm式中:d钢丝绳直径，mm；钢丝绳绳圈之间的间距，一般取23mm；考虑误差等实际情况，故卷筒选用单绳缠绕，卷筒直径D=1600mm,宽度B=1500mm。提升经济速度2.5 提升机的选择 提升机是矿井提升设备的主要组成部分，供缠绕和传动钢丝绳之用，以完成矿井提升或下放重物的任务。现在我国生产和使用的矿井提升即分两大类：单绳缠绕式和多绳摩擦式。单绳缠绕式矿井提升机在我过矿井提升中占有很大的比重，使用比较普遍，目前斜井、浅井、中小型矿井以及凿井中均大量使用。多绳摩擦式提升机由于具有安全可靠、体积小、重量轻、使用于深井提升等优点，在我国矿山得到了广泛的应用。 由于该提升机运用于浅井，所以使用单绳缠绕式矿井提升机。所选提升机型号：JT-1.61.5速度最大静张力：61KN最大静张力差：61KN 为了保证提升机有足够的强度，还必须验算所选提升机最大静张力Fjmax（它关系到滚筒与主轴的强度）及最大静张力差所选提升机最大静张力Fc（它关系到主轴的强度）应满足下式： 1500+2000+1.3365=3974.5KN61KN 2000+1.3365=2474.5kN61KN 式中:所选提升机最大静张力； 所选提升机最大静张力差；强度校验合格。 3 提升机减速器的设计3.1 拟定传动方案矿井提升机机是低速重载机械，工作条件较差，载荷有一定的冲击，且有粉尘等。与其它传动方式相比，齿轮传动有效率高，尺寸小，适应性强等优点，所以设计矿井提升机机采用齿轮传动。根据齿轮传动的特点，拟定采用两级传动，均采用展开式直齿轮传动，如下图所示： 图3-1 传动示意图3.2 预选电动机 作为提升机的动力部分，提升电动机的选择关系到提升效率和工作性能。因此在对提升电动机在选择过程中主要从电动机转数、额定功率和额定拖动力方面考虑，对其进行合理的计算与选择：（1）电动机功率估算： kw电动机转速估算： 取传动比11.5 k矿井阻力系数，取k=1.2；减速器传动效率，二级减速器取=0.85；动力系数，取=1.4选择Y335L1-6型电动机，其技术规格N=220kw, 额定转速990,额定电流411伏，转矩2.0（2）实际最大提升速度: （3）电动机的额定拖动力: =20777.8N 3.3 计算传动装置的总传动比分配传动比 （1）预定减速器的传动比为11.5； （2）分配传动比： 3.4 主轴的确定3.4.1主轴直径的确定 主轴的输入功率与电动机输出功率和运动传递过程中各相连部件的传递效率密切相关。 =186.13KW 其中，分别为联轴器、轴承、齿轮和卷筒的传递效率。分别取。主轴输入转矩T计算： =9550 =9550 =20654.64 按转矩法初步确定该轴最小直径计算: 最小直径在连轴器处，此外，主轴上有两键槽，应放大7%左右，故=156.5（1+7%）=167.5mm圆整为=170mm，材料为40Cr钢。式中：P为主轴轴传递的功率；n为主轴的转速；c为许用应力确定值，选用45钢，取c=120。滚筒长1500mm，考虑到轴承宽度，制动盘，主轴设计总长2350mm。3.4.2 轴的校核（1）轴受力图（2）水平面弯矩图（3）垂直面受力图(4)合成弯矩图图3-2 轴的受力分析图1、主轴的校核 （1）主轴的受力分析：圆周力：径向力：（2）计算支承反力：轴承1的总支反力：轴承2的总支反力：计算弯矩 所以合成弯矩就是计算弯矩。危险截面在安装齿轮处按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，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，取，轴的计算应力 ：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得因此，故安全。3.4.3 确定主轴部分的轴承及校核1、轴承的确定（1）安装轴承处轴的直径为170毫米；（2）要求轴承承受较大的径向力和较小的轴向力；（3）要求该轴承具有一定的调心的能力，鉴于以上要求，选择调心滚子轴承。其技术参数如表3-1： 图3-3 轴承结构图表3-1 轴承技术参数 国内新型号国内旧型号内径外径厚度所属分类22238CCK/W33+H3138253534 170 340 92圆锥滚子轴承滚动轴承的校核计算输入轴承： 轴承的预计寿命 已知，两轴承的径向反力 （1）计算当量载荷、 由于轴承只受径向载荷故 （2）轴承寿命计算 由于轴承为深沟球轴承，取，又因为机器最高工作温度为35，查表取、 查机械设计课程设计手册得圆锥滚子轴承的，则 故满足预期寿命。3.5 减速器的设计 减速器的设计主要从传动比和传动平稳性方面考虑，对其进行计算与设计，在考虑综合因素满足使用要求的情况下，经济性和传动效率也是减速器设计过程中需要特别注意的，它关系到能量利用程度，解决好以上问题，能在一定程度上节省资源，提高经济。 有预选电动机的功率Pe=220KW,ne =990r/min,效率=0.93查得手册电动机轴径为d=170mm。1、计算减速器各轴运动和动力参数（1）各轴的转速高速轴 中间轴 低速轴 （2）各轴的输入功率高速轴 =e=2200.99=217.9千瓦中间轴 = =217.80.980.97=207千瓦低速轴 =23520.980.97=196.8千瓦（3）各轴的输入转矩高速轴 中间轴 低速轴 3.5.1齿轮的确定高速级大小齿轮的设计：1、齿轮类型、精度、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB/T10095.1、 22001)。 (3)材料选择。由机械设计表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS，大齿轮为45钢（正火），硬度为210HBS，二者材料硬度差为50HBS。 (4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 (5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数2、初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比较校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 3、确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数。 （2）计算小齿轮传递的转矩 （3）查得材料系数。 （4）按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 （5）计算应力循环次数 （6）取接触疲劳寿命系数；。 （7）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 4、计算齿轮 （1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 齿数比 （2）计算圆周速度。 （3）计算齿宽。 （4）计算载荷系数 根据，7级精度，查得动载系数； 查得使用系数； 查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，； 故载荷系数： （5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （6）计算模数 查标准模数系列（GB 135787）取模数 小齿轮齿数 大齿轮齿数5、尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取，。 （4）齿高 6、按齿根弯曲强度校核弯曲强度的校核公式 （1）小齿轮的弯曲疲劳强度极限； 大齿轮的弯曲强度极限； （2）取弯曲疲劳寿命系数，； （3）计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数，应力修正系数，有 （4）计算载荷系数； （5）查取齿形系数； 查得； （6）查取应力校正系数；查得； （7）计算大、小齿轮的并加以比较； 校核计算：7、结构设计及绘制齿轮零件首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构。低速级齿运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB/T10095.1、22001)。低速级大小齿轮的设计:齿轮类型、精度、材料及齿数 （1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB/T10095.1、 22001)。 （3）材料选择。由机械设计表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS，大齿轮为45钢（正火），硬度为210HBS，二者材料硬度差为50HBS。 （4）选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 （5）按软齿面齿轮非对称安装查表，取齿宽系数2、初步设计齿轮主要尺寸 （1）先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。两者比较校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，即 3、确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数。 （2）计算小齿轮传递的转矩 （3）查得材料系数。 （4）按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 （5）计算应力循环次数 （6）取接触疲劳寿命系数；。 （7）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 4、齿轮计算 （1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 齿数比 （2）计算圆周速度。 （3）计算齿宽。 （4）计算载荷系数 根据，7级精度，查得动载系数； 查得使用系数； 查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，； 故载荷系数： （5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （6）计算模数 查标准模数系列（GB 135787）取模数小齿轮齿数大齿轮齿数5、几个尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取，。 （4）齿高h 6、按齿根弯曲强度校核弯曲强度的校核公式 （1）查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限； 大齿轮的弯曲强度极限； （2）取弯曲疲劳寿命系数，； （3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数，应力修正系数，有 （4）计算载荷系数； （5）查取齿形系数；查得； （6）查取应力校正系数；查得； （7）计算大、小齿轮的并加以比较； 校核计算：7、结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构。3.5.2 减速器各轴的确定按转矩法对减速器各个轴直径进行确定：即要求其中，c与材料有关，当轴材料为45钢时，c=115；当轴材料为40Cr时，c=105；P为输入功率，n为该轴转速。 3.5.2.1 减速器各轴的设计1、高速轴直径的确定： 高速轴最小直径 ： 其中c为受材料影响的参数，查得轴为40Cr时c=120。由于二级减速器的高速轴上有一个键槽，故将计算值加大3%，即=69.65(1+3%)=71.7mm，圆整后=70mm。 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴颈。为了使所选的,轴颈与联轴器的孔颈相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表取,则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LH7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300N.m。半联轴器的孔径为70mm,故取输入轴的最小直径为70mm,半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度轴的结构设计： 图3-4 高速轴结构示意图 （1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制出一轴肩4mm，右端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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1-2段的长度应比略短一些，现取。（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级深沟球轴承6014，其宽度为。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得轴承的定位轴肩高度。考虑到轴承盖的尺寸，取（3）已知齿轮轮毂的宽度为187mm。4-5段比3-4段高出一个轴肩的高度，轴肩高度，故取h=7mm，（4）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添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面之间的距离，故取。（5）取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一短距离s，取，根据减速箱整体设计的尺寸，取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （6）半联轴器与轴的周向定位.采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为，长度取95mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。 （7）取轴端倒角为45，各轴肩处的圆角半径见图纸所示。2、中间轴直径的确定：中间轴最小直径： 由于该轴上有两个键槽，所以=113.3（1+7%）=121.2mm，圆整后取=125mm。 轴的结构设计：图3-5 中间轴结构示意图 （1）初步选择滚动轴承。显然此轴的最小直径在两端的安装轴承处，根据尺寸，由轴承产品目录初步选0基本游隙组，深沟球轴承6024，其宽度为28mm，且6-7段左端有一个挡圈，取1-2段右端有一个套筒，取。 （2）取安装齿轮处的轴段2-3的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为182mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取180mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm。则轴环宽度，取b=6mm。 （3）由低速级小齿轮的齿宽为238mm。取轴段5-6比6-7段高出一个轴肩，取4mm。 （4）齿轮与轴的周向定位采用平键连接，由表查得平键2816150。 （5）取轴端倒角为45，各轴肩处的圆角半径见图纸所示。3、低速轴直径的确定： 低速轴最小直径 ： 由于该轴上设有一个键槽故=346.88（1+3%）=163.1mm,圆整为=165mm。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴颈。为了使所选的,轴颈与联轴器的孔颈相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表取则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LH12型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63000N.m。半联轴器的孔径为165mm,故取输入轴的最小直径为165mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为242mm。轴的结构设计： 图3-6 低速轴结构示意图 （1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，取4mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，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1-2段的长度应比略短一些，现取240mm。 （2）初步选择轴承。因轴承同时受径向力和轴向力选作用，故采用深沟球轴承16034，宽26mm。则轴的6-7段左端由套筒定位，套筒长12mm，故取。 （3）取安装齿轮处的轴段；齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为233mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取230mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取b=8.4，。 （4）齿轮与轴的周向定位采用平键连接，取长度,3018210mm。取轴端倒角为45，各轴肩处的圆角半径见图纸所示。3.5.2.1 各轴校核1、高速轴的校核 （1）高速轴的受力分析：圆周力：径向力：（2）计算支承反力：轴承1的总支反力：轴承2的总支反力：计算弯矩 合成弯矩：危险截面在安装齿轮处所以轴安全。 图3-7 轴的受力分析图2、中间轴的受力分析（1）齿轮2的受力分析：圆周力：径向力：（2）齿轮3的受力分析：圆周力：径向力：（3）计算支承反力轴承1的总支反力：轴承2的总支反力：计算弯矩 合成弯矩：所以轴安全。3、低速轴的受力分析（1）高速轴的受力分析：圆周力：径向力：（2）计算支承反力：轴承1的总支反力：轴承2的总支反力：（3）计算弯矩 （4）合成弯矩：危险截面在安装齿轮处所以轴安全。图3-8 轴的受力分析图3.5.3 各轴轴承的选择根据轴直径选择深沟球轴承中16034型。其技术参数如下表3-3：表3-3 轴承技术参数轴承型号内径外径厚度所属分类高速轴轴承60147011020深沟球轴承中间轴轴承602412018028深沟球轴承低速轴轴承1603416525526深沟球轴承3.5.4联轴器的设计 根据轴径与连接类型及应用范围对联轴器进行设计： 主轴与减速器低速轴间半联轴器： 联轴器类型为LH12弹性柱销联轴器，材料为ZG35，其结构参数与工艺要求如图3-9 图3-9 主轴半联轴器结构工艺图 电机与减速器高速轴间联轴器：联轴器类型为LH7弹性柱销联轴器，未注圆角为R=4mm，材料为ZG35。结构如图3-10图3-10 电机半联轴器结构工艺图3.5.5 提升机各部分键的选择 键是一种标准件，通常用来实现传递转矩。在本设计中主要用键传递转矩，其与工作部分的配合为过度配合。根据轴径与键联接特点和配合部分长度进行键的选择，原则是满足工作条件的要求下尽量从产品设计的经济性出发，最大限度的降低成本，以节省投入。（1）轮毂与主轴间键： 根据GB/T 1096-2003选用键型号为普通平键。标准为：键140500 GB1096-79，表示键宽度为140mm，长度为200mm。（2）减速器中间轴与高速大齿轮间键： 根据GB/T 1096-2003选用键型号为平头普通平键。标准为：键B28150GB/T 1096-2003，表示键宽度为28mm，长度为150mm。（3）减速器低速轴与低速大齿轮间键： 根据GB/T 1096-2003选用键型号为平头普通平键。标准为：键B30210 GB/T 1096-2003，表示键宽度为30mm，长度为210mm。3.5.6减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚14箱盖壁厚12箱盖凸缘厚度18箱座凸缘厚度21箱座底凸缘厚度35地脚螺钉直径M28地脚螺钉数目查机械设计课程设计手册表11-18轴承旁联接螺栓直径M22机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M14轴承端盖螺钉直径=（0.40.5） M12视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械设计课程设计手册表11-2342418，至凸缘边缘距离查机械设计课程设计手册表11-22816外机壁至轴承座端面距离=+（812）7074大齿轮顶圆与内机壁距离1.216.8齿轮端面与内机壁距离14机座肋厚 轴承端盖外径+（55.5） 150 190 240起盖螺钉直径不用太大，但