800mm滚筒式提升机传动系统设计【含CAD图纸】
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湖南科技大学潇湘学院本科生毕业设计（论文）摘 要本次设计是适用于煤矿、金属矿非金属矿斜井提升和下放矿物和材料的单绳缠绕式滚筒提升机。在本次设计中将大学四年所学的机械设计，机械制图，材料力学，理论力学，机械制造等知识进行了一次综合运用。根据设计要求选择电动机，设计减速器和提升机滚筒部分，运用CAD绘制出二维总装图和零件图，选择合适的联轴器进行联接运用简要的文字书写说明书零件结构设计图，对提升机做出合理的设计。这些不仅仅是对大学所学知识的总结和巩固，而且为以后进入社会工作积累了一定的经验。 关键词：提升系统；井提升；缠绕式提升机ISummaryThis design is applicable to coal mine, metal non-metallic mineral and down inclined mineral and material winding the belay devices designed drum hoist.University for four years in the design of mechanical design, mechanical drawing, mechanics of materials, theoretical mechanics, mechanical manufacturing, conducted a comprehensive use of knowledge.Choose motor according to design requirements, design speed reducer and the hoist drum part, use CAD draw 2 d assembly drawing and part drawing, choosing the appropriate coupling connection using brief written parts structure design specification, and make reasonable design to hoist.These are not just for the end of the university knowledge and consolidated, and is later into social work has accumulated certain experience.Key words: hoisting system；mine hoisting；cylindrical drum hoistII目 录摘 要I第一章绪论11.1矿井提升设备介绍11.1.1矿井提升机分类11.1.2缠绕式提升机与摩擦式提升机特点11.1.3矿井提升的特点21.2矿井提升机现状21.3矿井提升机的发展趋势3第二章单绳缠绕式提升机的主要结构与工作原理42.1主轴装置42.2盘型制动器装置42.3减速器42.4联轴器52.5单绳缠绕式提升机的工作原理62.6缠绕式提升机的特点、存在的问题以及解决的方法7第三章矿井提升机的设计选型83.1设计依据83.2箕斗的选定83.3钢丝绳的选择83.4滚筒选型93.4.1滚筒的结构型式93.4.2 滚筒的失效形式及原因10第四章提升机传动系统计算114.1提升电动机的预选114.2传动装置的总传动比计算与分配124.3计算传动系统的运动和动力参数124.4减速器的设计134.4.1减速器各齿轮参数的确定134.4.2减速器各轴的计算204.5主轴结构设计334.6联轴器的选择354.7 提升机各部分键的选择364.8滚动轴承的选择374.9矿井提升机主轴装置常见故障及处理措施414.9.1卷筒筒壳开裂414.9.2主轴故障414.9.3游动卷筒铜套紧固螺栓易剪断414.9.4游动卷瓦筒铜瓦磨损42第五章总 结43致 谢44参考文献45第一章绪论1.1矿井提升设备介绍提升设备是一个系统，提升系统一般由：提升机、提升主钢丝绳、提升容器、天轮、井架、装载设备、卸载设备、井底装置等部分组成。1.1.1矿井提升机分类：根据矿井出发点的不同提升设备分为以下几类：1.按用途可分：主井提升设备，提升煤炭或矿物；副井提升设备，完成辅助提升任务，主要是提升矿石、升降人员、下放材料和设备。2.按提升容器可分为：箕斗提升设备，用于主井提升；罐笼提升设备，大型矿井于副井提升，小型矿井也可兼作主井提升；矿车提升设备，用于斜井提升，有单、双钩提升之分；吊桶提升设备，专用于竖井井筒开凿时的提升。3.按提升机类型可分为：缠绕式提升机和摩擦式提升机；二者都可以用于主井或副井提升。4.按拖动方式可分为：交流提升设备和直流提升设备5.按井筒的角度可分为：立井提升设备、斜井提升设备和露天矿斜提升设备。 塔式多绳摩擦式提升机。拖动方式则按需要设计，另外用于井下的有液压传动矿井提升机等。 目前广泛采用单绳缠绕式圆柱形卷筒提升机和多绳摩擦式提升机，我国煤矿竖井提升，主井普片采用底卸式箕斗，副井提升采用后壁卸载式箕斗、矿车和人车。1.1.2缠绕式提升机与摩擦式提升机特点 1.缠绕式提升机利用钢丝绳在卷筒上缠绕和放出，实现提升容器的提升和下放。钢丝绳一端固定在提升机的卷筒上，另一端绕过井架天轮与提升容器相连接，当卷筒由传动装置拖动以不同方向转动时，钢丝绳在卷筒上缠绕和放出，以带动提升容器。单绳缠绕式适用于浅井及中等深度矿井，结构简单，而当深井及大终端载荷时候钢丝绳直径和卷筒容绳面积要求很大，这也使提升机体积庞大，给制造和使用带来很大的不方便，限制了单绳缠绕式提升机在深井条件下使用。 多绳缠绕式提升机不用尾绳，减少了主绳与容器连接处的应力波动值，可以克服深井提升时尾绳带来的问题。而多绳缠绕式提升机的缺点很明显，体积较大，功耗大，一般只用于提升高度超过1400M的深井及大载荷条件。2.摩擦式提升机随着矿井开采深度和产量的增加，摩擦式提升机的优点就显现出来，它摩擦轮的宽度很小，主轴长度和直径均有所降低，从而使电动机容量和能耗都相应减小。但是摩擦式提升机主轴结构较缠绕式提升机复杂,总体能量消耗过大且很少用于小型煤矿，对中小型煤矿来说不能物尽其用，造成浪费。同时摩擦式提升机的摩擦安全性能并不安全可靠。单绳摩擦式提升机解决了卷筒宽度过大的问题，但不能解决卷筒直径和钢丝绳直径过大的问题。而多绳摩擦式提升机摩擦轮采用全焊接结构，不便于拆卸和维护。从以上情况来看，单绳缠绕式提升机的特点是结构简单，事故少，受力均匀，运行平稳，摩擦阻力小，可靠性高和能耗相比之下很小，且完全能实现工作情况及工作条件的要求，在中小煤矿提升机中有不可比拟的优点。缺点是对钢丝绳直径和卷筒容绳面积要求很大，这会导致提升机体积庞大，给制造、运输和使用以及硬件设备带来一些问题。但是考虑到本次设计的应用范围，以及矿井生产的实际情况，单绳缠绕式提升机时最合适的方案。目前，矿井提升机最容易出现问题的是主轴和制动系统不稳定等。主轴装置是提升机的重要部件，它的性能好坏直接关系到提升机的生产效率以及安全性和可靠性。主轴容易出现的故障包括卷筒开裂、主轴疲劳损害、连接螺栓孔出现裂纹；制动系统容易出现的问题是制动不迅速，没有适当缓冲。针对以上缺点，在设计过程中，选用加厚卷筒，在卷筒毂上铸加强筋来提高卷筒部分的抗破坏能力，防止卷筒开裂。为了防止主轴过早疲劳损伤，选用强度较高的40Cr钢，同时将左卷筒毂与主轴端采用过盈配合来提高主轴强度，将右卷筒毂与主轴采用压入键连接，便于主轴部分的拆装、维护和清理。筒壳在于支轮连接螺栓孔作用下产生疲劳开裂，处理方法除将开裂进行重焊接外，在圆周缝隙处紧塞钢制垫片，消除已存在的缝隙。1.1.3矿井提升的特点安全性，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极严格的要求。在我国这些规定包括在煤矿安全规程中。可靠性，所谓可靠性，是指能够可靠地连续长期运转而不需要在短时间内检修。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吨的煤炭和矿石从井下提升到地面，而且还要完成其它辅助工作。矿井提升设备是周期动作式输送设备，需要频繁的启动和停车，工作条件苛刻，启动机械电气设备设计必须可靠。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行费用就成为了影响矿井生产技术经济指标的重要因素之一，合理的选择，正确的使用和维护具有重要的紧急意义。1.2矿井提升机现状矿井提升机作为矿山企业（开采）的关键机电设备，对于矿山的高效，安全生产与经济的运营有极其重要的作用，它的装机容量大，是矿山的主要的耗电大户，而且要求其拖动电动机在其机械特性的四个象限内频繁周期性地进行启动、制动和方向运行。对其在运行过程中的加速度，减速度以及各运行阶段的行程和最后的停车位置都有精确的要求和严格的限制，因为提升机始终是电力拖动与控制的典型应用装置和研究对象，正确处理好矿井提升机的系统对保证矿井的生产，安全和效益具有重要意义。随着各种新技术在矿用提升设备上的运用，提升设备的结构、制动方式和自动控制等方面都有了很大的改进。从煤矿企业自身管理上存在以下的安全技术问题：1、 提升设备的安全保护装置不全。目前矿山使用的提升设备，其安全保护装置普遍不全，其原因主要有：（1）矿山企业的机电管理人员普遍反映，不知道需要安装那些安全保护装置。（2）部分提升设备购置时未配全保护装置。（3）部分矿山企业因种种原因有意甩开保护装置，导致该项目保护装置不起作用。2、设备长期带病运行，金属非金属地下矿山尤其是大量的小型矿山，因技术力量薄弱，设备的选型、安装、调试、维护、管理等均是参照周边同类矿山，因此同类问题往往体现出很强的地域性。这些小型矿山，不知如何维护设备。比较严重的问题有：安全保护装置不起作用，形同虚设；保险闸损坏不及时修复；斜井提升机井口不装阻车器；声光信号装置不全；实际提升荷载长期超设备设计能力；斜井人车没有进行定期维护和检修，手动落闸无法实现等，存在严重的安全隐患。3、带式制动矿用提升绞车广泛用于小型矿山的主提升机。近几年的检验中发现，小型金属非金属地下矿山企业普遍采用带式制动矿用提升绞车用于矿山主提升。此外，有不少企业采用卷筒直径0.8m的小绞车用于矿山主提升，使用的设备种类五花八门，有调度绞车、建筑卷扬机、电控卷扬机、运输绞车等，这些设备的共同点就是工作制动采用手动带式闸，因无深度指示器，也就没有深度指示器失效保护、过卷保护和开始减速时能自动示警的警铃，全靠操作人员的经验进行操作。由于卷筒直径小，实际使用时卷筒上缠绕钢丝绳的层数难以符合标准要求。更令人担忧的是，甚至有些矿山将这样的设备用于竖井提升。4、老设备未进行技术改造，我国仿造的KJ型单绳缠绕式提升机在使用后陆续发现存在一些结构缺陷。如强度不够、制动力矩较小、制动可靠性低等。时至今日这类提升机一部分已报废，一部分已改造，但有的未经任何改在依然在使用。1.3矿井提升机的发展趋势1、 矿井提升机在总体上向大负载、高速度、大型化方向发展。为了确保提升设备无事故运行，在提升设备有可能出事故的各个重要环节上，设有各种检测、控制、保护装置、为了提高生产效率，消除操作上的人为因素，在提升设备上配备全自动运行控制装置。2、 无论是煤矿还是金属非金属矿山，无论是国内还是国外，随着矿井开采深度的加大，提升的井筒越来越深，缠绕式提升机由于受缠绕层数的限制，已不能满足开采的需要，因而逐渐被多绳摩擦式提升机所替代。3、 提升设备电气控制技术发展迅速。第二章单绳缠绕式提升机的主要结构与工作原理2.1主轴装置其特点如下：1、主轴与左轮毂的连接采用过盈配合结构，提高了主轴的强度。2、主轴与左右轮毂的连接采用键连接过渡配合，便于卷筒的拆卸、维修。3、采用焊接式卷筒，提高了卷筒的强度。4、制动盘与卷筒的连接采用装配式结构，制动盘已经进行精加工，因此减少了用户在安装时加工制动盘工作量，并便于运输和装拆，减少了制动的变形从而延长了制动盘的使用寿命。5、主轴轴承采用滚动轴承结构，轴承选用圆锥滚子轴承，结构简单，安装维护方便，并提高设备的运转效率，降低了电耗。6、钢丝绳出绳方式：卷筒提升机一般在卷筒上边出绳。2.2盘型制动器装置 盘型制动器是矿井提升机制动系统的重要部件，作为制动和安全制动，因此该部件不仅要求结构紧凑，重量轻而且要求安全可靠，动作灵敏。2.3减速器 该产品与提升机配套使用，选择的是二级圆柱齿轮减速器，结构有两级齿轮、轴、箱体、箱盖组成。齿轮润滑方式采用浸油润滑，润滑油选用GB5903-1995标准型号的工业齿轮油。滚动轴承的选择根据各轴的直径选择，结构简单，安装维护方便，提高了设备的运转效率。减速器在制造出厂前已经跑合，安装好的减速器必须经过逐级加负荷试车。不允许未经过试车就投入全负荷工作。负荷试车有十分重要的意义，它不仅在一定程度上纠正制造和安装误差，提高接触精度，而且也是齿面金属材料锻炼体质的过程，这对抗疲劳非常有利，试运转可与机器的负荷试车一起进行。减速器在使用过程中应防止齿面的破坏，齿面破坏的形式主要有两种：一种是点蚀破坏，点蚀破坏又分为疲劳点蚀和早期点蚀。另一种是磨损破坏，齿面擦伤及断齿这种现象较少。早期点蚀主要原因是由于齿面接触不良及超负荷运转引起的齿面接触应力增大，齿面上最初出现的点蚀仅为针尖大小的麻点，如果工作条件未加以改善，麻点就会逐渐扩大，甚至数点连成一片，最后形成了明显的齿面损失。所以在负荷试车的时候不应该进行超负荷运转，待齿面接触情况达到规定要求时，在满负荷运转。对于后期点蚀主要由几个原因造成的，接触精度不好；大小齿轮表面硬度差偏小，配合性能及抗疲劳性能差；润滑油太稀等，因此应针对以上情况采用对应措施，如采用黏度较大的润滑油。除了以上两种外，还有一种就是齿面胶合，它是由于齿面间的压力大，瞬间温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相啮合的两齿面就会发生粘在一起的现象，由于此时两齿面又在做相对滑动，相粘结的部位即被撕破，于是在齿面上沿相对滑动的方向形成伤痕。解决此现象的措施是加强润滑，采用抗胶合能力强的润滑油，在润滑油中加入极压添加剂等，可防止或减轻齿面的胶合。2.4联轴器此次设计选用了两种结构的联轴器，设计原则是在满足使用要求的前提下，以结构简单、易于维护检查、更换为目标。选择了弹性套住联轴器如图（2-1）和弹性柱销联轴器如图（2-2），他们的特点是：弹性模量比金属小；容易获得变刚度特性；质量比金属轻，单位体积存储的变形能大，阻尼性能好；无机械摩擦，不需要润滑。 弹性套住联轴器是通过蛹状的弹性套传递转矩，故可以缓冲减振。弹性套的材料常用耐油橡胶，并做成截面形状如图中网纹部分所示，以提高弹性，柱销上的橡胶套能获得补偿两轴线相对位置差的能力。 图2-1弹性套柱销联轴器弹性柱销联轴器采用聚酰胺柱销做弹性元件，工作时转矩是通过主动轴上的键、半联轴器、弹性柱销、另一半联轴器及键而传到从动轴上去的。为止防止柱销脱落，在半联轴器的外侧用螺钉固定了挡板。这种联轴器和弹性套柱销联轴器很相似，但传递的转矩的能力很大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，弹性柱销有一定的缓冲和溪镇能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移。它适用于轴向窜动较大、频繁启动、换向，负载启动高、低速的两轴连接。 图2-2弹性柱销联轴器2.5单绳缠绕式提升机的工作原理 单绳缠绕式提升机是较早出现的一种类型，工作原理比较简单，就是将钢丝绳的一端固定在提升机的卷筒上，另一端绕过井架上的天轮与提升容器相连接，利用钢丝绳在卷筒上缠绕，当提升机转动时，来实现容器的上升和下放以完成提升任务，这类提升机在我国矿山开采中广泛使用。按卷筒树数目的不同，有单筒和双筒提升机两种。双筒提升机在主轴上装有两个卷筒，其中之一与主轴固结称为固结卷筒；另一卷筒则滑装在主轴上，通过离合器与主轴连接，称为游动卷筒。将两种卷筒做成这样的目的，是为了在需要跳绳及更换提升水平时，两个卷筒可以有相对运动。单卷筒提升机只有一个卷筒，一般用于单钩提升。主轴与卷筒采用键接，主轴的一端通过联轴器与减速器连接，将钢丝绳的一端固定在提升机的卷筒上，另一端绕过井架上的天轮与提升容器相连接，这时钢丝绳在卷筒上缠绕放松来实现提升和下放。单卷筒提升机相对于双卷筒提升机来说，质量和体积都小很多。2.6缠绕式提升机的特点、存在的问题以及解决的方法 缠绕式提升机最大的特点是其结构及工作原理十分简单，就是利用钢丝绳的缠绕方向的不同来实现物料的提升。但是正因为其结构、工作原理简单也导致其存在以下很多的问题和不足。 （1）缠绕式提升机只能应用于浅井或中等等深度的矿井中。这是因为在深井及大终端载荷时钢丝绳和提升卷筒容绳面积要求太大，这导致了提升机体积庞大、质量激增，使提升机的提升高度受到滚筒容绳的限制，不适用于深井提升。 （2）单绳缠绕式提升机的载荷由单根钢丝绳承担，因此单绳缠绕式提升机的钢丝绳直径往往很大。 （3）缠绕式提升机的钢丝绳缠绕在卷筒上，因此其卷筒直径比较大，这就使其回转力矩比较大，这就使缠绕式提升机的质量比较大，从而使电动机的容量和耗电量也增大，所以提升机的效率比较低。 （4）卷筒的直径比较大，这使得提升机的提升速度受到了限制，因此电动机的转速也比较低，减速器比较大。 （5）缠绕式提升机的钢丝绳是缠绕在卷筒上的，因此钢丝绳的弯曲次数比较多，这就导致钢丝绳的工作条件比较差，钢丝绳的寿命降低。 （6）单绳缠绕式提升机由单根钢丝绳提升容器，因此它的安全性比较低。缠绕式提升机存在的一些问题是可以通过改变其结构而解决的。例如：单身缠绕式提升机的钢丝绳直径过大；单身缠绕式提升机的提升容器的晃动；单身缠绕式提升机的安全性比较低。这些都是由于提升机时靠单根钢丝绳承载造成的，要解决这些问题可以增加提升钢丝绳的数量，即采用多绳缠绕式提升机。而另一些解决不了的问题就要靠改变提升机的工作原理，采用摩擦式提升机来解决。第三章矿井提升机的设计选型3.1设计依据工作制度：年工作日300天，日工作时间16h卷筒个数：1个卷筒直径：800mm卷筒宽度：600mm钢丝绳最大静张力：1500Kg钢丝绳直径：15.5mm钢丝绳速度：1.01m/s机器外形尺寸：1675/1080/1220机器重量：1450Kg卷筒容量：一层90M 二层185M 三层280M 四层375M 五层480m传动比1:30电动机功率：22KW电动机转速：750r/min提升方式：底卸式箕斗手动卸载3.2箕斗的选定箕斗是单一用途的提升容器 ，仅用于提升煤炭或矿石。我国煤矿广泛采用固定斗箱底部卸载式箕斗，其优点是闸门结构简单、严密，闸门向上关闭冲击小，当煤仓已满，煤为卸载完毕时，箕斗产生断绳的可能性很小。箕斗闸门开启主要借助煤的压力，因而卸载时传递到卸载曲轨上的力较小，改善了井架受力状态。该闸门的缺点是：如果闭锁装置一旦失灵，闸门可能由于震动、冲击而在井筒中自行开启，不但会把煤卸载在井筒里，还会撞坏井筒设备，因此必须认真检查闭锁。箕斗的选用主要考虑其结构坚固、容量大小，有足够的刚度，卸载快，闸门可靠。3.3钢丝绳的选择 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。在矿井提升系统中，应该根据不同的用途，选用合适的钢丝绳，扬长避短，充分发挥他们的效能，为此必须对其结构、性能及选择计算做详细的了解。在选用钢丝绳时还应该考虑以下因素：单身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，目前单绳缠绕式多为右旋，所以多选用右同向捻绳。为加强工作性能，增强可靠性最好是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，但是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。提升机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。3.4滚筒选型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。木衬还能够提高卷筒的承载能力。所选卷筒为单身缠绕，卷筒直径D=800mm,宽度 B=600mm。提升机最大静张力为1500Kg。3.4.1滚筒的结构型式 卷筒是提升机的主要部件，它有几种不同的结构其常见形式如图 3-1 图3-1 卷筒的结构形式 1-主轴； 2-轮毂; 3-辅板；4-加强角钢；5-卷筒 ；6-木衬； 所有卷筒大致都有下列几部分组成：（1） 筒壳；（2） 目前有纵向筋的支轮包括键辐和轮缘，亦可为辐板式结构；（3） 用以加强筒壳的纵向筋和环向筋即支环。由于卷筒是利用薄壁承载，故所受应力较复杂，如设计或使用不当会造成变形、开裂甚至不能使用。 筒壳、支轮和加强筋所用的钢材大都为A3，为了提高强度也有用16Mn的，因为这些材料货源较广，工艺性能也较好。一般而言，筒壳、支轮和加强筋都用焊接的。除盘式支轮外，轮辐还有焊成工字型的、十字型或丁字型。对于小型提升机，支轮用铸造的。由于工艺或安装、搬运方面的原因，支轮有整体的，也有两半的。卷筒的外面一般均敷有木衬。木衬的作用是防止钢绳与筒壳直接接触造成磨损，此外还能使钢绳沿着木衬上的沟槽缠绕，排列整齐，避免叠压现象。3.4.2 滚筒的失效形式及原因 滚筒的失效形式主要有：（1）裂纹。裂纹出现于筒壳、支轮及轮环上。筒壳上的裂纹多出现于圆周方向和螺钉孔处。支轮的裂纹多出现于人孔周边，呈放射状；支环的裂纹多出现于焊缝处或支环断裂。 （2）局部变形过大多。此种情况多数是筒壳中部塌陷。 （3）连接螺栓被剪断或弯曲变形过大。 造成上述失效的原因是复杂的，需要具体分析，一般来说可能有以下几种： （1）理论计算有误。 （2）结构设计不良。造成该筒各部分刚度相差过大。如所加支轮和支环的结构不合理，形成局部刚性过高，从而导致局部应力过高，不符合弹性均匀化设计原则。 （3）加工安装不当。如滚筒不圆或支环与筒壳贴合不好等。 （4）使用维修不当。如过载以及加速度过大等。 （5）原材料有缺陷。如内部裂纹等。 （6）焊接工艺不当。如焊条或焊接参数选用不当，焊接处清洗不净，以及焊后不进行热处理或热处理不当造成焊接残余应力过高等。第四章提升机传动系统计算4.1提升电动机的预选 根据滚筒提升机参数中钢丝绳最大静张力为1500Kg,钢丝绳的速度为1.01m/s。 由文献8选取1t翻斗式矿车。 矿井阻力系数k=1.15,一次提升货载重力Q=mg=10000N。 减速器的传动效率为0.85。 电动机的估算转速为了确定所需电动机的功率Pd,首先要确定从电动机至滚筒主轴之间的总效率。设 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；由文献6 可知 联轴器效率； =0.99 减速器圆柱齿轮传动效率； =0.98 滚动轴承效率； =0.99 滚筒的传动效率。 =0.96 估算运动系统总传递效率： 式中： 得传动系统总效率 工作机所需电动机功率 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 根据工作条件：两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限为10年，年工作300天，工作机所需电动机功率及电动机的同步转速等，以及在电动机技术数据表中根据上式计算出的N和n及设计参数，选取的电动机型号为JRO281-8F3，该电动机的额定功率为,电动机满载转速为 电动机重量 4.2传动装置的总传动比计算与分配滚筒提升机传动系统的总传动比由传动系统方案知联轴器传动比 所以圆柱齿轮总传动比 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比 低速级传动比 传动系统各传动比分别为：，4.3计算传动系统的运动和动力参数传动系统各轴的转速计算： 传动系统各轴的输入功率计算： 传动系统各轴的输入转矩计算： 4.4减速器的设计4.4.1减速器各齿轮参数的确定1、高速级齿轮的参数计算减速器要求结构紧凑，传递功率大故小齿轮选用渗碳后淬火HBS=56-62的20Cr,大齿轮选用渗碳后回火HBS=240-270的20Cr;载荷平稳，齿数较低，选用直齿圆柱齿轮。初选7级精度齿轮。试选小齿轮齿数=20，=（取=125）。（1）按齿面接触强度设计确定公式中的参数值 小齿轮传递的转矩 由文献2可知取齿宽系数。由文献2可知影响系数表查的材料的弹性由文献2可知小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数 由由文献2查得接触疲劳寿命系数 =0.95 =0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由得 试计算小齿轮分度圆直径 ，代入中较小的值； 计算圆周速度V； 计算齿宽b; 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数。根据，7级精度由动载系数Kv值查得Kv=1.12；直齿轮，；由文献2查得使用使用系数；由文献2用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查文献2查得,故载荷系数得 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径； 计算模数m。 （2）按齿根弯曲强度设计由弯曲强度设计公式由文献2查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由文献2查得弯曲疲劳寿命系数,；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 计算载荷系数K。 查齿形系数和应力修正系数。由文献2得 计算大、小齿轮的并加以比较。 因为，大齿轮的数值大，故按大齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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多决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数3.38,并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取。这样设计的齿轮传动，既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。（3）几何尺寸计算分度圆直径 计算中心距 ，取；计算齿轮宽度 取。齿轮结构设计及绘制齿轮零件图 大齿轮：齿顶圆直径大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式结构，如图4-1为齿轮零件图。 图4-1 高速级大齿轮2、低速级齿轮的参数计算减速器要求结构紧凑，传递功率大故小齿轮选用渗碳后淬火HBS=56-62的20Cr,大齿轮选用调质处理HBS=240-280的40Cr;载荷平稳，齿数较低，选用直齿圆柱齿轮。初选7级精度齿轮。试选小齿轮齿数=25，=（取=120）。（1）按齿面接触强度设计确定公式中的参数值 小齿轮传递的转矩 由文献2取齿宽系数。由文献2可知影响系数表查的材料的弹性按齿面硬度由文献2查的小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数 由文献2查得接触疲劳寿命系数 =0.98 =0.995计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由得 试计算小齿轮分度圆直径 ，代入中较小的值；计算圆周速度V； 计算齿宽b; 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数。根据，7级精度由动载系数Kv值查得Kv=1.02；直齿轮，；由文献2查得使用使用系数；由文献2用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。由，查由文献2可知,故载荷系数得 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径； 计算模数m。 （2）按齿根弯曲强度设计由弯曲强度设计公式由文献2查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由文献2查得弯曲疲劳寿命系数,；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 计算载荷系数K。 查齿形系数和应力修正系数。由文献2查表得 计算大、小齿轮的并加以比较。 因为，大齿轮的数值大，故按大齿轮进行齿面接触疲劳强度设计。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由接触强度算的的模数4.6,并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取大齿轮齿数 ，取。这样设计的齿轮传动，既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。（3）几何尺寸计算分度圆直径 计算中心距 ，取；计算齿轮宽度 取。齿轮结构设计及绘制齿轮零件图 大齿轮：采用腹板式结构，如图4-2为齿轮零件图。 图4-2 低速级大齿轮4.4.2减速器各轴的计算 轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。下图4-3为两级圆柱齿轮减速器轴的布置状况。 图 4-3 两级圆柱齿轮减速器轴的布置考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸c，可取c=15mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸a，可取a=16mm。为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸s=5mm。初取轴承宽分别为n1=24mm,n2=25mm,n3=37mm。1、输入轴的设计 （1）轴的材料选用20Cr，调质处理，已经算出中间轴的的功率、转速、和转矩。 由文献2可知轴材料的C值表，确定C值。C为与轴的材料有关的系数。 考虑有键 （取）轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，所选直径需与弹性套柱销联轴器的孔径相适应。根据所选的TL6型弹性套柱销联轴器，半联轴器的孔径，故输入轴，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。（2）轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需要制出轴肩，故2-3段的直径取；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。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面，故1-2段的长度应比略短一些，现取。2）初步选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为，故；而。两端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由文献6查得30212型轴承的轴肩高度，因此取得而轴环宽度,q取。3） 因为齿轮轴齿轮的分度圆直径齿顶圆直径，齿宽 ，故。4）轴承端盖总宽度为,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左端面间的距离，故取。5）由以确定的低速级小齿轮距箱体内壁之间的距离,圆柱齿轮之间的距离，轴承距箱体内壁的距离，减速级的小齿轮轮毂长，则计算3段和4段处轴的长度： 综上，中间轴各段长度和直径已确定： 轴的结构设计如图4-4 8 76 5 4321图4-4减速器输入轴（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献6查得半联轴器与轴的连接，平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位时有过渡配合来保证的，此处选轴承的直径尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸由文献6取得轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸TSJ01-05-00-00-01。（4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（3-2）做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于圆锥滚子轴承，由文献6查得。因此作为简支梁的轴的支承跨距。 从轴的结构图看出齿轮处是轴的危险截面，将此处的、及的计算出来1）计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 圆周力 径向力 轴向力 对轴心产生的弯矩 2）求支反力 轴承的支点位置 齿宽中心距左支点的距离 齿宽中心距右支点的距离 左支点水平面的支反应力 ， 右支点水平面的支反应力 ， 左支点垂直面的支反应力 右支点垂直面的支反应力 图4-5轴载荷分布图 截面C处水平弯矩 截面C处垂直弯矩 截面C处合成弯矩 3）按弯矩合成应力进行轴的强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面（即危险截面C）强度。根据以上数据以及轴单向旋转，扭矩为脉动循环变应力。截面C处应力计算 前面已经选定轴的材料为20Cr，渗碳处理，由文献2查轴的常用材料及其主要力学性能表15-1得。因，故安全。（3）疲劳强度安全系数校核 经判断，如图3-3中，C处为危险截面 1）截面左侧截面校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 ， 应力幅 材料的力学性能 20Cr渗碳处理。由文献2可知 ， 轴肩理论应力集中系数 ，由文献2因， ，并经插值后查得， 材料的敏感系数 由，由文献2查得 ， 有效应力集中系数 尺寸及截面形状系数 由查文献2得 扭转剪切尺寸系数 由文献2得 表面质量系数 轴按磨削加工，由查文献2得 表面强化系数 轴表面经渗碳强化处理 疲劳强度综合影响系数 合金钢的特性系数 ： 取 仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 取 疲劳强度安全系数校核 左侧疲劳强度合格 2）截面右侧疲劳强度校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面弯矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 应力幅 材料的力学性 20Cr渗碳处理。由文献2可知 ， 轴肩理论应力集中系数 由文献2因， 并经插值后查得， 材料的敏感系数 由，查文献2查得 ， 有效应力集中系数 尺寸及截面形状系数 由查由文献2可知 扭转剪切尺寸系数 由文献2可知 表面质量系数 轴按磨削加工，由查文献2得 表面强化系数 轴表面经渗碳强化处理 疲劳强度综合影响系数 合金钢的特性系数 ： 取 仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 取 疲劳强度安全系数校核 左侧疲劳强度合格2、中间轴的设计（1）轴的材料选用20Cr，调质处理，已经算出中间轴的的功率、转速、和转矩。 求作用在齿轮上的力；因已知告诉齿轮的分度圆直径为 而 由文献6可知轴材料的C值表，确定C值。C为与轴的材料有关的系数。 （取）即取1、5段上轴的直径。（2）轴的结构设计 1） 由可初选轴承，查文献6可知选30213型轴承，其内径，外径D=120,宽度B。 2）2处轴肩的高度h=(),但因为该轴肩几乎不受轴向力，故取，则此处轴的直径。又因为此处与齿轮配合，取。 3）齿轮的定位轴肩高度，但因为它承受轴向力，故取，即。而此处轴的长度： （取）4）4处也与齿轮配合，其直径与处相等，即。该处的长度取。计算段和段处轴的长度： 综上，中间轴各段长度和直径已确定： 轴的结构设计如图4-6 23 4 5 6 7 1 图4-6减速器中间轴（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。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；按由文献6可知查得半联轴器与轴的连接，平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，滚动轴承与轴的周向定位时有过渡配合来保证的，此处选轴承的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸由文献6可知取得轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸TSJ01-05-01-00-01。3、输出轴的设计 （1）轴的材料选用40Cr，调质处理，已经算出中间轴的的功率、转速、和转矩。 由文献6可知可知轴材料的C值表，确定C值。C为与轴的材料有关的系数。 考虑有键 （取）轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，所选直径需与弹性套柱销联轴器的孔径相适应。根据所选的LX8型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径，故输入轴，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。（2）轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需要制出轴肩，且轴肩段的直径和轴承轴的安装尺寸取相同的值，2-3段的直径取；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。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面，故1-2段的长度应比略短一些，现取。2）初步选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30220，其尺寸为，故；而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由文献6可知30220型轴承的轴肩高度，因此取得而轴环宽度,q取。3）因为轴上大齿轮的分度圆直径齿顶圆直径，齿宽 ，故。4）轴承端盖总宽度为,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左端面间的距离，故取。5）由以确定的低速级小齿轮距箱体内壁之间的距离,圆柱齿轮之间的距离，轴承距箱体内壁的距离，高速级的大齿轮轮毂长，则计算3段和4段处轴的长度： 综上，中间轴各段长度和直径已确定： 轴的结构设计如图4-751423671 图4-7减速器输出轴（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计手册表6-1查得半联轴器与轴的连接，平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位时有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸由文献6可知取得轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸TSJ01-05-00-00-02。（4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（3-2）做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于圆锥滚子轴承，由文献6可知。因此作为简支梁的轴的支承跨距。 从轴的结构图看出齿轮处是轴的危险截面，将此处的、及的计算出来1）计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 圆周力 径向力 轴向力 对轴心产生的弯矩 2）求支反力 轴承的支点位置 齿宽中心距左支点的距离 齿宽中心距右支点的距离 右支点水平面的支反应力 ， 左支点水平面的支反应力 ， 右支点垂直面的支反应力 左支点垂直面的支反应力 图4-8轴载荷分布图 截面C处水平弯矩 截面C处垂直弯矩 截面C处合成弯矩 3）按弯矩合成应力进行轴的强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面（即危险截面C）强度。根据以上数据以及轴单向旋转，扭矩为脉动循环变应力。截面C处应力计算 前面已经选定轴的材料为40Cr，调质处理，由文献2可知轴的常用材料及其主要力学性能表15-1得。因，故安全。（3）疲劳强度安全系数校核 经判断，如图3-5中，C处为危险截面 1）截面左侧截面校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 ， 应力幅 材料的力学性能 40Cr渗碳处理。由文献2可知 ， 轴肩理论应力集中系数 由文献2可知因，并经插值后查得 ， 材料的敏感系数 由，查由文献2可知 ， 有效应力集中系数 尺寸及截面形状系数 由查由文献2可知 扭转剪切尺寸系数 由文献2可知 表面质量系数 轴按磨削加工，由查文献2可知 表面强化系数 轴表面不经强化处理 ， 疲劳强度综合影响系数 合金钢的特性系数 ： 取 仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 取 疲劳强度安全系数校核 左侧疲劳强度合格 2）截面右侧疲劳强度校核抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面弯矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 平均应力 应力幅 过盈配合处的，由文献2用插值法求出，并取，于是 得 表面质量系数 轴按磨削加工，由查文献2可知疲劳强度综合影响系数 合金钢的特性系数 ： 取 仅有弯曲正应力时计算安全系数 仅有扭转切应力时计算安全系数 弯扭联合作用下的计算安全系数 设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 取疲劳强度安全系数校核 左侧疲劳强度合格4.5主轴结构设计 1、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，零件在轴上要求定位准确，工作中不发生移动；2） 卷筒在轴上的固定方式，不论用键或热装固定，或用高强度螺栓固定在轴的法兰凸缘上，都应力求可靠，不允许在运转中松动；3） 轴的端面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的、过大的应力集中轴颈变化处过渡圆角半径不应过小，对主轴进行表面强化处理，滚压或喷丸等，以提高其疲劳强度；4） 轴的加工和热处理需要严格遵守规程，并于机械加工钱在轴头切样检验，此外还应进行探伤检验；当有裂纹及其它缺陷时，此轴的寿命会受到影响。主轴加工后要进行热处理，调质处理；5） 主轴的材质一般采用优质中碳钢，最常用的是45号结构钢。2、主轴的设计（1）已经算出滚筒主轴的的功率、转速、和转矩，轴的材料选用45钢，调质处理，。 由文献6可知轴材料的C值表，确定C值。C为与轴的材料有关的系数。 考虑有键 （取）轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，所选直径需与弹性套柱销联轴器的孔径相适应。根据所选的LX8型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径，故输入轴，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。（2）轴的结构设计1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需要制出轴肩，且2-3段的轴颈是通过在滚筒支架的轴承座；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。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面，故1-2段的长度应比略短一些，现取。2）初步选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30219，其尺寸为，故；而，。主轴上安装有滚筒、轴承以及联轴器等，轮毂宽度为165mm,为了在工作时不发生干涉和拆装方便，轮毂与轴承座要保持一定的距离，取轮毂外端面与半轴承座端盖间的距离，因此取得，。3）滚筒中心的轴颈最大，取滚筒和主轴通过轴肩进行周向固定，滚筒的绕绳宽度为，取。综上，中间轴各段长度和直径已确定： 主轴的结构设计如图4-92345671 图4-9滚筒主轴（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献6可知半联轴器与轴的连接，平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，半联轴器与轴的配合为。主轴与滚筒轮毂的连接，平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为100mm，轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位时有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸由文献6可知轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸TSJ01-03-01-00-03。4.6联轴器的选择 1、电动机与减速器输入轴的联轴器选用TL6型弹性套柱销联轴器，如图2-2其具体参数如下：型号： TL6公称转矩：250许用转矩：3300轴孔直径: 35轴孔长度型： 82轴孔长度型： 82D: 160 A: 45转动惯量： 0.026质量： 10.36 2、滚筒主轴与减速器输出轴的联轴器选用LX8型弹性柱销联轴器，如图2-2其具体参数如下：型号： LX8公称转矩：16000许用转矩：2120轴孔直径: 90轴孔长度型： 172轴孔长度型： 172: 360 : 200转动惯量： 2.023质量： 1194.7 提升机各部分键的选择 键是一种标准件，通常都是用来实现转矩的传递。在此次设计中贱主要用来传递转矩，其中与工作部分的配合为过度配合。在满足工作的条件下，根据轴颈与键联接点的关系和配合部分的长度来进行键的选择，并尽量从设计的经济性上考虑，降低成本。1、 轮毂与滚筒主轴联接键此处主轴直径为100mm,卷筒毂长165mm,根据GB/T 1096-2003选普通平键。键B 28100GB/T 1096-2003。2、 滚筒主轴与弹性柱销联轴器联接键由于主轴与联轴器配合处轴径为90mm，左半联轴器配合部分的宽度为170mm，根据GB/T 1096-2003选普通平键。键B 25100GB/T 1096-2003。3、 电动机与弹性套住柱销联轴器联接键由于电动机与联轴器配合处的轴径为32mm，右半联轴器配合部分的宽度为82mm,根据GB/T 1096-2003选普通平键。键C 1050GB/T 1096-2003。4、 减速器高速轴与弹性套柱销联轴器联接键由于减速器高速轴与联轴器配合处轴径为35mm，左半联轴器配合部分的宽度为82mm，根据GB/T 1096-2003选普通平键。键B 1050GB/T 1096-2003。5、减速器中间轴与高速大齿轮联接键减速器中间轴与高速大齿轮配合处的轴径为80mm，齿轮的宽度为96mm，根据GB/T 1096-2003选普通平键。键 2270GB/T 1096-2003。6、 减速器低速轴与低速大齿轮联接键减速器低速轴与低速大齿轮配合处的轴径为125mm，齿轮的宽度为126mm，根据GB/T 1096-2003选普通平键。键 3290GB/T 1096-2003。7、 减速器低速轴与弹性柱销联轴器联接键由于减速器低速轴与联轴器配合处的轴径为90mm，右半联轴器配合部分的宽度为130mm,根据GB/T 1096-2003选普通平键。键C 2590GB/T 1096-2003。4.8滚动轴承的选择1、 减速器高速轴选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212型，其具体参数如下：轴承代号/30000型:30212基本尺寸: 60基本尺寸: 110基本尺寸: 24基本尺寸: 22基本尺寸: 19安装尺寸: 69安装尺寸: 69安装尺寸: 96安装尺寸 101安装尺寸: 103安装尺寸: 4安装尺寸: 5安装尺寸: 2安装尺寸: 1.5其他尺寸: 22.3其他尺寸: 2其他尺寸: 1.5极限转速油： 4500基本额定载荷： 102基本额定载荷： 1302、减速器中间速轴选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30213型，其具体参数如下：轴承代号/30000型:30213基本尺寸: 65基本尺寸: 120基本尺寸: 25基本尺寸: 23基本尺寸: 20安装尺寸: 74安装尺寸: 77安装尺寸: 106安装尺寸 111安装尺寸: 114安装尺寸: 4安装尺寸: 5安装尺寸: 2安装尺寸: 1.5其他尺寸: 23.8其他尺寸: 2其他尺寸: 1.5极限转速油： 4000基本额定载荷： 120基本额定载荷： 1523、速器低速轴选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30220型，其具体参数如下：轴承代号/30000型:30220基本尺寸: 100基本尺寸: 180基本尺寸: 37基本尺寸: 34基本尺寸: 29安装尺寸: 112安装尺寸: 114安装尺寸: 157安装尺寸 168安装尺寸: 169安装尺寸: 5安装尺寸: 8安装尺寸: 2.5安装尺寸: 2.1其他尺寸: 36.4其他尺寸: 3其他尺寸: 2.5极限转速油： 2600基本额定载荷： 255基本额定载荷： 3504、滚筒主轴选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30219型，其具体参数如下：轴承代号/30000型:30219基本尺寸: 95基本尺寸: 170基本尺寸: 35基本尺寸: 32基本尺寸: 27安装尺寸: 107安装尺寸: 108安装尺寸: 149安装尺寸 158安装尺寸: 160安装尺寸: 5安装尺寸: 7.5安装尺寸: 2.5安装尺寸: 2.1其他尺寸: 34.2其他尺寸: 3其他尺寸: 2.5极限转速油： 2800基本额定载荷： 228基本额定载荷： 3084.9矿井提升机主轴装置常见故障及处理措施4.9.1卷筒筒壳开裂 1、卷筒辅板扇形人孔开裂 该提升机卷筒上扇形人孔沿周边产生开裂，其原因是人孔周边切割时表面太粗糙造成应力集中，裂纹源均从锯齿形尖端产生。处理措施除钻止裂孔外，应将周边重新磨光，并沿内孔周边焊上一圈加强板。 2、两半筒壳分面沿联接板处开裂 由于两半筒壳联接板在剖分面上为多块短板组成，截面突变处引起的应力集中造成该处开裂。处理措施：将原联接短板割掉，采用两整块辅板等距的钢板，接合面加工后用螺栓和定位螺栓紧固，焊到筒壳结合面上，以保持两半卷筒结构。或将两半筒壳接合面焊死均可，焊接时应按合理的焊接工艺进行，以免产生焊缝应力集中。 3、卷筒圆周高点处开裂
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