单绳缠绕式提升机传动系统的设计.docVIP

河南理工大学2011届本科生毕业设计（论文）摘要矿用提升机是矿山大型机械之一，同时也是矿山提升设备的重要组成部分。提升机主要用于井下和地面之间的联系，以及各种重物的升降和输送。它的好坏是煤炭生产过程的关键，因此对于提升机的设计及选择要给予高度的重视。目前，国内外经常使用的提升机有单缠绕式提升机和多绳摩擦式提升机。提升机主要由电动机、减速器、主轴、滚筒等部分组成,各部分之间分别由联轴器联接。电动机是动力源,减速器是传动系统,滚筒为执行和控制部分,其中以减速器的设计最为重要。本次设计讲述了单绳缠绕式提升机传动系统的设计，主要包括减速器和主轴的设计，及联轴器和电机的选择。通过对单绳缠绕式提升机结构的了解，主要从以下几个方面进行设计：1.设计提升机前的一些相关的数据计算，如：提升容器和钢丝绳的规格选择；2.提升机减速器的设计及计算；3.提升机主轴的设计及计算；4.联轴器、电动机的选择计算。关键词：缠绕式，提升机，减速器，主轴AbstractMine hoist is one of mine large-scale machinery ，and is an important part of mining lifting equipment . It mainly used for the link between underground and ground , and used in the rise or fall and transport of various kinds of heavy objects . Its quality is the key to coal production process .so we should give the high value for the design and choose of mine lift . At present , The hoist what is often used at home and abroad is Single winding pattern lift machine and Many hoist rope friction type .The lifting machine is mainly made up of motor , decelerator , spindle cylinder and so on. It is linked by the shaft coupling respectively between every part. The motor is the power source , the decelerator is a transmission, the cylinder , in order to carry out and control some, among them the design of the decelerator is the most important .This design what tells us the project process about transmission system design of single winding pattern lift machine mainly includes the design of reducer and spindle，and choice Coupling and motor。Through coil type ascens machines structure is understanded ,mainly from the following several aspects to design :1 the relevant data calculation before Design the hoist，Such as: promote containers and the wire rope specifications choice; 2 the reducer design and calculation of hoist 3The project and compute of hoists spindle 4 the choice and count of coupling and motor Keyword: Coil type The ring Lifting Decelerator SpindI目录摘要IAbstractII绪论- 1 -1矿用提升机- 2 -1.1单绳缠绕式提升机- 2 -1.2多绳摩擦式提升机- 4 -1.3内装式提升机- 6 -1.4 提升机设计前的相关数据- 6 -2 减速器的设计- 8 -2.1传动方案的设计- 9 -2.2传动比的分配- 10 -2.3计算动力参数- 10 -2.4各级齿轮的设计计算- 12 -2.4.1 高速级齿轮- 12 -2.4.2 低速级齿轮- 18 -2.4.3 齿轮的结构- 24 -2.5各轴最小直径及尺寸- 25 -2.6初选各轴轴承- 25 -2.7轴的校核- 27 -2.7.1 轴1的校核- 27 -2.7.2 轴2的校核- 30 -2.7.3 轴3的校核- 33 -2.8轴承的校核- 36 -2.9键的选择及校核- 37 -2.9.1 轴2上的键的选择及校核- 37 -2.9.2 轴3上的键的选择及校核- 37 -2.10减速器的润滑- 38 -3主轴的设计及计算- 39 -3.1主轴的初步设计- 39 -3.2主轴的计算- 40 -3.2.1 已知条件- 40 -3.2.2 固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力- 42 -3.2.3 钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力- 45 -3.2.4 作用于轴上水平方向及垂直方向的合力- 48 -3.2.5 计算弯矩- 50 -3.2.6 计算扭矩- 53 -3.2.7 计算危险断面的安全系数- 55 -3.2.8 计算挠度- 58 -4联轴器/离合器- 60 -4.1联轴器/离合器简介- 60 -4.2主轴与减速器之间的连接- 61 -4.3电动机轴与减速器之间连接- 61 -5电动机- 64 -5.1初选提升机电动机- 64 -5.2电动机验算- 64 -结论- 66 -致谢- 67 -参考文献- 68 -1绪论矿用提升机是矿山大型机械之一，它是矿山提升设备的重要组成部分，是联系井下与地面的主要设备之一。随着社会的进步和机械工业的不断发展，矿用提升机从最初的蒸气机拖动的单绳缠绕式提升机逐步发展到今天的交-交变频直接拖动的多绳摩擦式提升机和双绳缠绕式提升机，经历了170多年的发展历史。目前，国内外经常使用的提升机有单缠绕式提升机和多绳摩擦式提升机。矿用提升机是保证煤矿安全和生产的最重要的装备和环节，它的可靠运行直接关系到煤矿生产的安全，所以合理的选用提升机具有很大的意义。熟悉矿用提升机的性能、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，对于确保提升工作效率和安全可靠，防止和杜绝故障及事故的发生，都具有重大意义。本次设计主要是关于单绳缠绕式提升机的传动系统的设计，主要包括减速器和主轴的设计，及联轴器/离合器的选择。选择矿用提升机设计作为毕业设计的题目，不仅使我们对一线工作有了初步了解，而且巩固了我们课堂所学的基本理论和专业知识，将很多的零散的知识点有机的整合和串联在一起，更重要的是，通过本次设计将理论与实践相结合，进一步锻炼了我们自主创新的能力，对以后的学习和工作都会有很大的帮助。1矿用提升机提升机是矿山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睡重物的任务。现在我国生产和使用的矿井提升机分两大类：单绳缠绕式和多绳摩擦式。单绳缠绕式矿井提升机在我国矿井 提升中占有很大的比重，使用比较普遍，目前在斜井、浅井、中小型矿井及凿井均大量使用。多绳摩擦式提升机由于具有安全可靠、体积小、重量轻、适用于深井等优点，在我国矿山将会得到广泛的应用。目前，国内外经常使用的提升机也就是单缠绕式提升机和多绳摩擦式提升机。此外，世界上近年来研制成功了一种全新的新型提升机，从提升机的工作原理来看，它亦属于摩擦提升范畴，但它实现了“内装”。所谓内装，就是将拖动电机直接装在摩擦轮内部，使电机转子与摩擦轮成为一体。本次设计为单绳缠绕式提升机。1.1单绳缠绕式提升机单绳缠绕式提升机又称为滚筒式提升机，提升容器用的钢丝绳是缠绕在滚筒上的，因此，无论立井或斜井均可使用。其作原理是把钢丝绳的一端固定并缠绕在提升机的滚筒上，另一端绕过井架上的天轮悬挂提升容器，利用滚筒转动方向的不同，将钢丝绳缠上或放出，完成提升或下放重物的任务。目前，此类型的提升机在我国矿山中使用较为普遍。但是，它的提升高度和最大载荷等，受现有钢丝绳的制造能力和滚筒容绳量的限制。一般而言，当钢丝绳直径大于60mm时，制造困难；同时，会导致提升机及提升设备庞大。所以，一般一次提升载荷重量不得超过20t，一层缠绕时的提升高度不超过600m。单绳缠绕式提升机是一种圆柱形卷筒提升机，根据卷筒的数目不同，可分为双卷筒和单卷筒两种。双卷筒提升机的两个卷筒在与轴的连接方式上有所不同：其中一具卷筒通过楔键或热装与主轴固接在一起，称为固定卷筒，又称为死卷筒；另一个卷筒滑装在主轴上，通过调绳装置与主轴连接，故称之为游动卷筒，又称为活卷筒。采用这种结构的目的是考虑到矿井生产过程中提升钢丝绳在终端载荷作用下产生弹性伸长，或在多水平提升中提升水平的转换，需要两个卷筒之间能够相对转动，以调节绳长，使得两个容器分别对准井口和井底水平。单卷筒提升机只有一具卷筒，一般仅用作单钩提升。如果单卷筒提升机用作双钩提升，则要在一个卷筒上固定两根缠绕方向相反的提升钢丝绳。提升机运行进，一根钢丝绳向卷筒上缠绕，同时，另一根钢丝绳处卷筒上松放。其优点是：卷筒容绳表面得到了充分的利用，从而使得提升机的体积和重力较小。其缺点是：用作双钩提升时，两个容器分别在井口和井底水平的位置不易调整。为了解决这一问题，把单卷筒制成可以分离的两个部分：一部分与轴固接，另一部分通过离合器与轴连接，因而称这种提升机为可分离式单卷筒提升机。由于这种提升机只有一个卷筒，容绳量小，适用于提升能力较小的场合。单绳缠绕式双滚筒提升机的布置图如图11所示。图11 单绳单绳缠绕式双滚筒提升机1.2多绳摩擦式提升机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，以实现提升容器的升降，这种提升方式称之为摩擦提升。与单绳缠绕式提升机相比。摩擦轮的宽度明显减小，而且不会因井深的增加而增大。同时，由于主轴跨度的减小而使得主轴的直径和长度均有所降低，整机的质量大为下降，而且由于提升机回转力矩的减小，使得提升电动机的容量降低，能耗减少。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，而没有解决卷筒直径过大的问题。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，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。这就是我们现在所说的多绳摩擦式提升机。多绳摩擦式提升机其特点是靠钢丝绳与摩擦轮之间的摩擦力传动。这种提升机由于具有安全可靠、体积小、质量小、适用于深井提升等优点，在我国矿井提升中也已得到了广泛的应用。多绳摩擦式提升机可分为井塔式和落地式两种。多绳摩擦井塔式提升机的布置图如图12所示，多绳摩擦落地式提升机的布置图如图13所示。井塔式的优点是：布置紧凑省面积，不需设置天轮；全部载荷垂直向下，井塔稳定性好，钢丝绳不裸露在雨雪这之中，对摩擦因数和钢丝绳使用寿命不产生影响。其缺点是：井塔造价较高，施工周期较长，抗地震能力不如落地式；井塔式系统为了保证两提升容器的中心距离和增大钢丝绳在摩擦轮上的围抱角，可设置导向轮。但与此同时却增加了提升钢丝绳的反向弯曲，缩短了提升钢丝绳的使用寿命。图12多绳摩擦井塔式提升机图13多绳摩擦落地式提升机1.3内装式提升机内装式提升机是世界上近年来研制成功了一种全新的新型提升机，从提升机的工作原理来看，它亦属于摩擦提升范畴，但它实现了“内装”。所谓内装，就是将拖动电机直接装在摩擦轮，内部，使电机转子与摩擦轮成为一体。内装式提升机摩擦轮的外观与一般的摩擦式提升机毫无区别，但它却把由电动机、减速器、和摩擦轮组成的常规式，发展成为省去减速器，而使摩擦 轮相当于电动机的转子，主轴相当于电动机定子的高度机电合一的结构新颖的提升机。同进，为了使内部电动机冷却，主轴可以做成空心轴作为冷却风道，这样既减少了设备结构重量又减少了提升系统的转动惯量。世界上第一台内装式提升机于1988年在德国豪斯阿登矿投入运行，我国的开滦矿业集团东欢坨煤矿也于1992年从德国引进了1台内装式提升机，迄今设备使用良好。内装式提升提升机是提升机的械与电气高度一体化的完美结合，由于它体积小、重量轻、基础设施简单、设备造价低，与传统的提升机相比，其各项技术、维修引起变革，迫使人们用全新的概念去评价提升机的性能。内装式提升机的研制，在我国尚属空白，应给予足够的重视，以促进国内提升机的发展，赶超世界水平。 1.4 提升机设计前的相关数据已知条件： 提升高度：H=500m，提升重量m=7t，年产量，工作制度为，t = 14 h/d。1.提升容器的选择本次设计中的提升机为主井提升机，因此选用箕斗作为提升容积。根据提升重量，查箕斗规格表选用JL8型单绳提煤箕斗，其技术规格如下：箕斗斗箱容积；箕斗全高；箕斗名义载货量8 t，箕斗自身重量；箕斗实际载货量 m =8.3 t。2.提升钢丝绳的选择（1）计算钢丝绳的绳端载荷质量（2）计算钢丝绳最大悬垂长度：（3）计算钢丝绳的单位长度质量（4）根据选择标准钢丝绳查钢丝绳规格表选用钢丝绳：43NAT6*19股（1+6+12）NF1665zz1190663 GB870788 d = 43 mm，。（5）验算钢丝绳安全系数所选钢丝绳满足要求。3.计算提升机提供的速度根据可知，本次设计的提升机可参照2JK3.5/15.5型号的提升机进行设计。2 减速器的设计根据提升速度的要求，提升机主轴的转速一般为40 60 r/min，而拖动提升机的交流电机转速通常在290 980 r/min的范围内，因此，除采用低速直流电机拖动外，不能反电机与主轴直联，必须通过减速器。对于单绳缠绕式提升机来说，它的减速器多采用ZHLR型减速器，即：二级圆柱圆弧齿轮减速器，高速级采用斜齿圆柱齿轮传动，低速级采用圆弧齿轮传动。其外形如图21所示：图21 ZHLR型减速器2.1传动方案的设计前面介绍过，对于单绳缠绕式提升机来，它的减速器通常采用ZHLR型减速器，即：二级圆柱圆弧齿轮减速器，高速级采用斜齿圆柱齿轮传动，低速级采用圆弧齿轮传动。本次设计在该类型的减速器结构基础上进行改进。斜齿圆柱齿轮和圆弧齿轮在传动过程中均会产生轴向载荷，为了使轴所受的轴向力最小，因此齿轮在轴上的分布采用分流式，其分布简图如图22所示 图22减速器齿轮分布简图注：齿轮在轴上的分布采用完全对称的形式。即：尺寸大小完全相同，旋向相反。所以在计算过程 中只需计算高速级齿轮1、2和低速级齿轮3、4的尺寸。2.2传动比的分配经前面的设计和计算知，总传动比为i=15.5，即：。对于分流式两级传动其传动比之间的关系为：由两式可得，减速器的两级传动比分别为：，2.3计算动力参数 已知条件： 提升高度：H=500，有益载荷：Q=8.3N，箕斗重量：5500kg，卷筒个数：2个，卷筒直径：D=3.5m，钢丝绳每米重量：p=6.63kg/m，设备的变位担质量：m=23.6kg，最大提升速度：Vm=8.5m/s，提升加速度：a=0.8m/s，提升周期T=96.8s，减速器的传动比为i=15.5，各分级传动比为：，速度图为等腰梯形图。 在梯形速度图的情况下，在各个运动阶段 的行程为： 提升开始时： 加速终了时：等速阶段：等速终了时：减速开始时：减速终了时： 由上述计算可知，在提升机的上升过程中，所受到的最大力为 ，按该烽进行减速器的设计。由此可得减速器的三根轴上的输入功率、转速和输入转矩分别为：（1） 各轴输入功率 注：指分流式传动减速器的效率，通常取0.92；为高速级齿轮的效率，通常取0.97；为低速级齿轮的效率，通常取0.99；和为轴承的效率，通常取0.99。（2） 各轴转速 取（3） 各轴转矩 将各轴的相关数据进行汇总，如表21所示。2.4各级齿轮的设计计算2.4.1 高速级齿轮1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2） 提升机为矿山通用机械，属于一般工作机器，故选用7级精度（GB1009588）。（3） 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差40HBS。（4） 初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取， ， 左旋表21 各轴相关数据汇总轴1轴2轴3转速n （r/min）750173.6148.23功率P （kw）136312961257转矩T (Nm)1736571291248898 高速级低速级传动比4.323.6效率0.960.982. 按齿面接触强度设计由参考文献【1】中设计计算公式（109a）进行试算，即(1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 由参考文献【1】中图1030选取区域系数3） 由参考文献【1】中表1026查得，则4） 由参考文献【1】中表107选取齿宽系数5） 由参考文献【1】中表106查得材料的弹性影响系数6） 由参考文献【1】中图1021d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7） 由参考文献【1】中图1019取接触疲劳强度系数，8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率1%，安全系数S=1，由参考文献【1】中式（1012）得 (2) 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b及模数 4） 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数 已知使用系数 ，根据 V=9.78m/s、7级精度，由参考文献【1】中图108查得运载系数；由参考文献【1】中表104查得 由参考文献【1】中图1013查得 由参考文献【1】中表103查得 故：载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献【1】中式（1010a）得： 7）计算模数 3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 由参考文献【1】中式（1017） (1) 确定计算参数1） 由参考文献【1】中图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大小齿轮的弯曲疲劳强度极限。2） 由参考文献【1】中图1018限弯曲疲劳寿命系数，3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由参考文献【1】中式（1012）得4） 计算载荷系数：5） 根据纵向重合度，由参考文献【1】中图1028查得螺旋角影响系数6） 计算当量系数：7） 查取齿形系数：由参考文献【1】中表105查得，8） 查取应力校正系数：由参考文献【1】中表105查得，9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值较大(2) 设计计算 对比计算结果：由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，但为了同时满足接触疲劳强度，需使用按接触疲劳强度所算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是可得： 取 则： 取4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距 将中心距圆整为743，即：(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角(3) 计算大小齿轮的分度圆直径 (4) 计算齿轮宽度圆整后，取 ， 通过以上计算，我们可得出本次设计中减速器高速级各个齿轮的相关数据，其各个数据的汇总如表22所示。表22 高速级齿轮几何尺寸汇总小齿轮1（左旋）大齿轮2（右旋）中心距743传动比4.32模数10螺旋角齿数Z27117分度圆直径d278.621207.36齿顶圆直径da298.621227.62齿根圆直径df253.621182.36齿宽B2862802.4.2 低速级齿轮1选定齿轮类型、精度等级、材料 （1） 按上图所示传动方案，低速级选用圆弧齿轮传动。（2） 提升机为矿山通用机械，属于一般工作机器，故选用7级精度（GB1009588）。（3） 材料选择。参阅参考文献【2】中表55，大小齿轮所选材料为：小齿轮为40Cr钢，调质处理，齿面强度HBS250-280，；大齿轮为45号钢，齿面强度HBS220-240，。2按齿面接触强度进行计算。即：（1） 确定各系数1） 小齿轮传递转矩为：2） 选择齿宽系数：3） 初选载荷系数：4） 计算接触应力系数：5） 初选综合影响系数：初取，由参考文献【2】中表57初取，因此，取6） 确定寿命系数：由参考文献【2】中图138曲线得，7） 确定许用接触疲劳应力：由参考文献【2】中式（523）和（524）得 8） 确定许用弯曲疲劳应力：由参考文献【2】中表58轮齿单向受载情况的公式计算（2） 计算1） 计算中心距由计算公式得：将其圆整为A=830mm2） 确定模数mn由参考文献【2】中式（51）得： 取3） 确定齿数和：初取，由参考文献【2】中表59公式得 将其圆整为 4） 确定齿数： 取 取5） 校核传动比： 合格6） 校核螺旋角： 3验算齿面接触疲劳强度（1） 确定偏载系数、动载系数和载荷系数1） 当时， 由参考文献【2】中图512，a曲线得： 2） 当时， 由参考文献【2】中图513曲线7查得： 3） （2） 确定齿宽 取 （3） 确定重迭系数和综合影响系数 由参考文献【2】中表57查得 （4） 验算齿面接触疲劳强度 安全。4验算齿根弯曲疲劳强度 （1） 确定齿形系数 1）根据，由参考文献【2】中图514查得 2）根据，由参考文献【2】中图515查得（2） 确定弯曲应力系数 当时，由参考文献【2】中图516查得（3） 确定偏载系数、 动载系数及载荷系数 1）当时，由参考文献【2】中图512，b中曲线1查得： 2) 取动载系数 3）（4） 确定螺旋角影响系数 由参考文献【2】中图517查得（5） 验算弯曲疲劳强度 大小齿轮均合格 5几何尺寸计算 表23低速级齿轮几何尺寸汇总小齿轮3（凸轮、右旋）大齿轮4（凹轮、左旋）中心距830传动比3.6模数10螺旋角齿数Z35125分度圆直径d363.121296.86齿顶圆直径da387.121296.86齿根圆直径df357.121269.86齿宽B（mm）3383322.4.3 齿轮的结构根据计算出的结果可知，大齿轮的尺寸较大，经查阅相关资料得出：齿轮尺寸较大时采用腹板式齿轮，其结构如图23所示。图23 腹板式齿轮（注：对于直径大于1000mm，宽度大于200mm的齿轮采用双腹板式齿轮，其大致外形与上图相同，只是稍有一些改动。本设计中的大齿轮结构见图纸3所示。）2.5各轴最小直径及尺寸轴1：轴2：轴3：注：轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献【1】中表153，取各轴的具体尺寸见图24、25、26所示。2.6初选各轴轴承根据各的最小直径及轴上齿轮的受力情况，各轴上的轴承均选用双列圆锥滚子轴承。轴1上的轴承型号，初选为：352044X2，轴2上的轴承型号，初选为：351168， 图24 轴1的各相关尺寸轴3上的轴承型号，初选为：351076， 图25 轴2的各相关尺寸 图26 轴3的相关尺寸2.7轴的校核2.7.1 轴1的校核齿轮在轴上分布及齿轮和轴承的受力情况如图27所示 图27 轴1受力情况(注：对于斜齿轮它受到的还有一个轴向力，但由于该传动方式采用的是分流式完全对称齿轮传动，轴向力相互抵消，所以可不考虑，只考虑径向力和周向力。)图中：AC=265.5mm CD=1124mm DB=265.5mm齿轮所受的力大小： 轴承所受的力大小： 由于是完全对称的分布形式，所以两个轴承所承受的力各个力的大小均相等。由受力特点可得： （1） 垂直面内的弯距 （2） 水平面内的弯距 （3） 合成弯距（4） 扭矩的大小 （5） 校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，得出：轴1的危险截面为C、D面，针对危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力式中：为折合系数，取；为轴的许用弯曲应力，取 由此可知：轴1合格。 图28 轴1弯矩图2.7.2 轴2的校核齿轮在轴上分布及齿轮和轴承的受力情况如图28所示 图29 轴2受力情况(注：对于斜齿轮和圆弧齿轮，它们均还受到一个轴向力，但由于该传动方式采用的是分流式完全对称齿轮传动，轴向力相互抵消，所以可不考虑，只考虑径向力和周向力。)图中：AC=BF=304mm CD=EF=369mm DE=388mm齿轮所受的力大小： 轴承所受的力大小： 由于是完全对称的分布形式，所以每两个对称的轴承所承受的力各个力的大小均相等。由受力特点可得：（1） 垂直面的弯距(根据距离可知D、E面比C、F面的弯距大，所以只需计算C、F面的弯距) （2） 水平面内的弯距 （3） 合成弯距 （4） 扭距的大小 （5） 校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，得出：轴2的危险截面为D、E面，针对危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 图210 轴2的弯矩图 式中：为折合系数，取；为轴的许用弯曲应力，取由此可知：轴2合格。2.7.3 轴3的校核齿轮在轴上分布及齿轮和轴承的受力情况如图29所示 图211 轴3的受力情况 (注：对于斜齿轮和圆弧齿轮，它们均还受到一个轴向力，但由于该传动方式采用的是分流式完全对称齿轮传动，轴向力相互抵消，所以可不考虑，只考虑径向力和周向力。) 图中：AC=647mm CD=388mm BD=647mm齿轮所受的力大小：轴承所受的力大小： 由于是完全对称的分布形式，所以两个轴承所承受的力各个力的大小均相等。由受力特点可得： (1) 垂直面内的 (2) 水平面内的弯距 (3) 合成弯距 (4) 扭矩的大小 (5) 校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，得出：轴1的危险截面为C、D面，针对危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力式中：为折合系数，取；为轴的许用弯曲应力，取由此可知：轴3合格。综上所述：减速器的各个轴均符合要求。 图212 轴3的弯矩图2.8轴承的校核1 轴1上的轴承型号，初选为：352044X2， 轴1所选用的轴承合格。（注：为额定的工作时间，取）2 轴2上的轴承型号，初选为：351168， 轴2所选用的轴承合格。（注：为额定的工作时间，取）3 轴3上的轴承型号，初选为：351076， 轴3所选用的轴承合格。（注：为额定的工作时间，取）2.9键的选择及校核 根据轴的最小直径及所都求得的各个齿轮的直径知：轴1上的齿轮1和5做成轴齿轮，轴2上的齿轮3和齿轮7也做成轴齿轮，因此只需选择2对键，每一对均为两个相同的键。2.9.1 轴2上的键的选择及校核1轴2上的键根据轴的直径及齿轮的尺寸，初选键的型号：2轴2键的校核已选择的键的相关数据： b=80mm，h=40mm，L=250mm，d=370mm，（注：为许用值，取）轴2所选用的轴承合格。2.9.2 轴3上的键的选择及校核1轴3上的键根据轴的直径及齿轮的尺寸，初选键的型号：2 轴3键的校核已选择的键的相关数据： b=110mm，h=55mm，L=280mm，d=550mm，（注：为许用值，取）轴3所选用的轴承合格。2.10减速器的润滑减速器内的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这不仅可以减少摩擦损失、提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。润滑剂对传动性能有很大影响，起着减少摩擦、降低磨损和散热冷却的作用，同时也有助于减振、防锈及冲冼杂质。选择润滑剂时，应考虑传动类型、载荷性质及运转速度。一般对重载、高速、频繁启动、反复运转等情况，由于形成油膜条件差、温升高，所以应选粘度高、油性和极压性好的润滑油。例如蜗杆减速器，低速重载齿轮传动就属于这种情况。对轻载，间歇工作的传动件可取粘度较低的润滑油。般齿轮减速器常用40号、50号、70号等机械油润滑。对中、重型齿轮减速器，可用汽缸油、28号轧钢机油、齿轮油（HL 20 、HL 30）及工业齿轮油、极压齿轮油等润滑。对蜗杆减速器可用机械油、汽缸油、齿轮油及复合型润滑油润滑。本次设计所设计的减速器润滑剂选用N15中负荷齿轮油。3主轴的设计及计算3.1主轴的初步设计主轴是提升机的主要部件之一，对于它的设计和使用，必须给予足够的重视。主轴的结构设计应该考虑如下几点：1 便于起吊，安装和加工；2 卷筒在轴上的固定方式，不论用键或热装固定，都只应力求可靠、不松动，因为松动后不仅影响传动，而且会在轴上磨出沟槽，以致引起断轴事故；3 轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的、过大的应力集中；4 轴的加工和热处理需严格遵守规程，并于机械加工前在轴头切样检验，此外还要进行探伤检验；5 对轴不仅要有强度要求，而且还有刚度要求，通常，挠度应小于轴跨距的1/3000；6 主轴的材质一般采用45号钢。提升机主轴的计算步骤及项目如下：1 计算主轴上的正常载荷；2 根据正常载荷，分别求出轴上的弯矩、扭矩及相应的弯应力和扭应力；3 校核轴危险截面的安全系数；4 校核轴的刚度。作用于轴上正常载荷有：1 作用于轴上各零件的自重（也包括轴本身的自重）；2 缠在卷筒上的钢绳重；3 钢绳的张力。结合各个数据要求，及提升机主轴的特点，所设计的主轴结构见图31所示。图31 主轴的结构3.2主轴的计算3.2.1 已知条件 提升机主轴各部分尺寸的简图如图31所示： （在1和4两点分别为活卷筒和死卷筒的左右轮毂，以键与轮毂相连。）图31 主轴尺寸简图根据前面的计算知，采用双层缠绕无尾绳提升； 卷筒直径和宽度： D=3500mm， B=1700mm 钢绳最大静张力： 钢绳最大静张力差： 主轴全重： 活卷筒左轮毂重量： 活卷筒右轮毂重量： 活卷筒筒壳重量： 调绳装置重量： 死卷筒左轮毂重量： 死卷筒右轮毂重量： 死卷筒筒壳毂重量： 一个卷筒上木衬重量：整个主轴装置的变位重量：活卷筒变位重量： 死卷筒变位重量： 天轮直径： 天轮变位重量： 箕斗自重： 一次提升量： 钢绳直径： 钢绳每米重量： 摩擦圈及试验钢绳重量：钢绳缠满一层时的重量：钢绳缠满两层时的重量：活卷筒的出绳角： 死卷筒的出绳角： 提升加减速度： 3.2.2 固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力 1主轴自重 主轴单位长度的重量q为： 主轴自重作为集中烽分配 于轮毂作用点上，这是因为集中载荷在计算上较为方便，与其他各集中力也便于叠加，同进也偏于安全。其计算见表31：2卷筒、轮毂、调绳装置等自重 卷筒、轮毂、调绳装置等自重，亦通过轮毂视为集中力作用于轴上，其计算见32所示3缠绕于卷筒上的钢绳重量 缠绕于卷筒上的钢绳重量亦通过轮毂各点作用于轴上，为简化起见， 仅按以下几种工况进行计算：1）死卷筒提升开始；2）死卷筒缠满一层；3）死卷筒提升终了；4）活卷筒提升开始；表31载荷名称符号计算公式结果(kg)附加于1点上的力1766附加于2点上的力1540附加于3点上的力1540附加于4点上的力1850 表32载荷名称符号计算公式结果（kg）附加于1点上的力7591附加于2点上的力5811附加于3点上的力6038附加于4点上的力6688 5）活卷筒缠满一层；6）活卷筒提升终了； 计算公式及结果见表33表33工况力计算公式结果（kg）1死卷筒提升开始或6活卷筒提升终了或或或或02715271571002死卷筒缠满一层或5活卷筒缠满一层或或或或13401340134013403死卷筒提升终了或4活卷筒提升开始或或或或07100271527154合成的固定载荷 在计算过程中，为方便起见，将上述三项静载荷首先合成，计算公式为：由于钢绳重量是按六种工况计算的，故合成的固定静载荷亦有六种工况。以第种工况死卷筒提升开始为例：作用于1点的力：作用于2点的力：作用于3点的力：作用于4点的力： 同理亦可计算出其它工况时各点之力，其计算结果见表34。3.2.3 钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力（1） 钢绳张力及其位置的计算 钢绳张力计算包括下列两重意义：一为计算它的大小，一为计算它在卷筒上的位置。亦需按以前所述的几种工况计算。为了简化计算，略去井口到卷筒间调绳的惯性力，并近似地按三阶段梯形速度图提升时计算。 1）死卷筒提升开始钢绳最大静张力：死卷筒上提升钢绳张力： 表34工况1死卷筒提升开始或6活卷筒提升终了1207210066828885382死卷筒缠满一层或5活卷筒缠满一层106978691891898783死卷筒提升终了或4活卷筒提升开始1006773511029211253 当死卷筒开始提升时，认为活卷筒上的钢绳处于卷筒的左端，亦即钢绳与卷筒左 端挡板的距离。2）死卷筒缠满一层死卷筒上提升钢绳的张力： 此时钢绳位置处于卷筒右端，距死卷筒右侧挡板的距离。由于摩擦圈及试验绳长的影响，活卷筒上的第二层绳并未完全松下，而是还有一部分。当然钢绳的张力及其所在位置也可以用较准确的方法来计算，但习惯下往往按下述方法来确定：即在计算钢绳张力时，认为活卷筒上的第二层已全部松下，而在分配钢绳张力于左右轮毂时，则需考虑到活卷筒上下放钢绳的实际位置，因为钢绳位置对张力的影响较小，而对左右轮毂力的分配影响则较大。据此，活卷筒上下放钢绳的张力：此时钢绳距右端挡板3）死卷筒提升终了提升终了时，认为钢绳已达到死卷筒的左端挡板，即。死卷筒上钢绳的张力：活卷筒上钢绳的张力：此时活卷筒上所剩余的只有摩擦圈及试验绳长，帮钢绳距左挡板4）活卷筒提升开始根据上面相同的分析，得出活卷筒上钢绳张力，钢绳距左端挡板；死卷筒上钢绳张力，钢绳距左端挡板。5）活卷筒缠满一层 活卷筒上钢绳张力，钢绳距右端挡板；死卷筒上钢绳张力，钢绳距左端挡板。6）活卷筒提升终了 活卷筒钢绳张力，钢绳距左端挡板；死卷