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河南理工大學萬方科技學院畢業(yè)設計
摘 要
我國煤炭資源比較豐富，煤礦開采存在著許多技術問題，跟國外發(fā)達國家比仍然存在很大的差距，特別是一些傳統(tǒng)煤礦開采技術上仍然駐足不前，特別是提升機的安全保障很難達到要求。本次設計主要是大型礦用提升機動力部分及傳動裝置的設計計算及其強度校核，該提升機是多繩摩擦式，適用于大中型煤礦的提升運輸。
本論文針對礦山機械的特殊要求，重點設計動力部分及傳動部分，兩個部分是提升機的關鍵部分，動力部分如果不選擇合適的電機，將會造成動力不足或者浪費能量；提升機的傳動部分為減速器，在設計時需要考慮軸承受的彎扭力矩，齒輪是否滿足強度要求，軸的工藝要求等.多繩摩擦式礦用提升機，各零件均按標準設計，安全可靠性高，適用于大中型礦井的提升運輸。
關鍵詞：提升機 主軸 強度校核 減速器
ABSTRACT
China's rich coal resources, coal mining, there are many technical issues, with developed countries than there are still big gaps, especially some of the traditional small and medium-sized coal mining technology still does not stop the former, in particular to enhance the safety and security of a machine Difficult to meet the requirement of this design is mine hoist drum and a fixed spindle device design and strength check calculation, the hoist is a two-reel structure, applicable to the large and medium-sized coal mines Upgrading transportation.
This paper for the special requirements of mining machinery, spare parts and focus on design reel main components, the two parts is a key part of hoist, roll strength enough lead to a direct consequence of the cartridge case is the collapse pressure, weld cracks, and so is the spindle Transfer power plant, to be considered in the design of its affordable bending and torsion torque, the key strength of the spindle assembly and the weakening of the problem, the axis of requirements . according to various parts of standard design, Security high reliability, application and upgrade the transport of large and medium-sized mines.
Key words: lifting hoist main axle strength checking reduction gear
i
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 1
1.1 礦井提升設備的特點 1
1.2 礦井提升機的用途和發(fā)展概況 1
1.3 礦井提升機的工作原理 3
2提升機的組成及結構特點 6
2.1 單繩纏繞式、多繩摩擦式提升機的工作原理 7
2.1.1 單繩纏繞式提升機的工作原理 7
2.1.2多繩摩擦式提升機的工作原理 8
2.2兩種提升機的特點 9
2.2.1單繩纏繞式提升機特點 9
2.2.2多繩摩擦式提升機特點 10
3提升機動力系統(tǒng)的設計 10
3.1設計參數(shù)： 10
3.2提升機電力拖動的方式選擇 11
3.3電動機功率計算 11
3.4電動機型號的確定 12
4 提升機減速器的設計 12
4.1 減速器的作用 12
4.2 減速器的國內外現(xiàn)狀 13
4.3 減速器的總體設計 14
4.3.1 擬定傳動方案 14
4.3.2傳動裝置的總傳動比及其分配 15
4.3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 16
4.4 齒輪設計 18
4.4.1 高速級齒輪設計 18
4.4.2 低速級齒輪設計 26
4.5 軸的設計 34
4.5.1減速器高速軸1的設計 34
4.5.2 中間軸2的設計 41
4.5.3 低速級軸3的設計 43
5提升速度圖 46
致 謝 48
參考文獻 49
1 緒論
1.1 礦井提升設備的特點
（1）安全性
所謂安全性，就是不能發(fā)生突然事故。由于礦井提升設備在礦山生產(chǎn)中所占地位十分重要，其運轉的安全性，不僅直接影響整個礦井的生產(chǎn)，而且還涉及人員的生命安全。因此各國都對礦井提升設備的安全性提出了極嚴格的要求。在我國這些規(guī)定包括在《煤礦安全規(guī)程》之中。
（2）可靠性
可靠性是指能夠可靠地連續(xù)長期運轉而不需在短期內檢修。礦井提升設備所擔負的任務十分艱巨，不僅每年要把數(shù)十萬噸到數(shù)百萬噸的煤炭和礦石從井下提升到地面，而且還要完成其它輔助工作。罐籠或箕斗必須在不長的距離內——數(shù)百米到上千米，以很高的速度往返運行，因此必然要頻繁地起動和停車，可見提升機的工作條件是十分苛刻的。一個年產(chǎn)150萬t的礦井，停產(chǎn)一天就要損失大約20萬元。因此礦井提升機至少要服務二十年以上而不需大修。
（3）經(jīng)濟性
礦井提升設備是礦山大型設備之一，功率大，耗電多，大型礦井提升機的功率超過1000kW。因此提升設備的造價以及運轉費用，也就成為影響礦井生產(chǎn)技術經(jīng)濟指標的重要因素之一。
因此提升機的設計水平會直接影響到煤礦業(yè)的發(fā)展水平。
1.2 礦井提升機的用途和發(fā)展概況
礦井提升機是礦山的重要設備之一，是聯(lián)系井下與地面的主要運輸工具。 我國對滾筒直徑在2m和2m以上的提升設備稱之為提升機(防爆液壓絞車除外)，對滾筒直徑在2m以下的俗稱為絞車。
礦井提升機主要用于煤礦、金屬礦、和非金屬礦中提升煤炭、礦石和矸石、升降人員、下放材料、工具和設備。
礦井提升機與壓氣、通風和排水設備組成礦井四大固定設備，是一套復雜的機械——電氣組。所以合理的選用礦井提升機具有很大的意義。
礦井提升機的工作特點是在一定的距離內，以較高的速度往復運行。為保證提升工作高效率和安全可靠，礦井提升機應具有良好的控制設備和完善的保護裝置。礦井提升機在工作中一旦發(fā)生機械和電氣故障，就會嚴重地影響到礦井的生產(chǎn)，甚至造成人身傷亡。
熟悉礦井提升機的性能、結構及工作原理，提高安裝質量，合理使用設備，加強設備維護，對于確保提升工作效率和安全可靠，防止和杜絕故障及事故發(fā)生，具有重大意義。
礦井提升機已有很長的發(fā)展歷史。早在八百多年以箭．我國古代勞動人民就發(fā)明了轆轤，用手搖轆轤從地下提升煤炭和礦石，以后發(fā)展成畜力絞車。十九世紀，西方資本主義國家制造出蒸汽提升機，并用于生產(chǎn)。到二十世紀，由于電力的發(fā)展，電力拖動的提升機逐漸代替蒸汽提升機。近幾十年來，礦井提升機有了更大的發(fā)展，出現(xiàn)了多繩摩擦式提升機以及先進的拖動和控制系統(tǒng)。目前，國外的礦井提升機正向體積小、重量輕和自動化的方向發(fā)展，以適應深井和大產(chǎn)量的需要。隨著生產(chǎn)技術不斷的進步，礦井提升設備正在朝著大型化、高效化、自動化方向發(fā)展。
礦井提升機是提升系統(tǒng)中最主要的組成部分，礦井提升機有多種結構形式，大致可按下列方式對其進行分類：
日前我國生產(chǎn)的主要結構形式有：單繩纏繞式的單筒和雙筒礦井提升機；摩擦式的多繩落地式和塔式多繩摩擦式提升機：拖動方式則需要設計，另外用于井下的有液壓傳動礦井提升機等。
我國常用的礦井提升機形式主要是單繩纏繞式和多繩摩擦式。我國的礦井與世界上礦業(yè)較發(fā)達的國家相比，開采的井型較小、礦井提升高度較高，煤礦用的較多，其他礦(如金屬礦、非金屬礦)則較少，另外斜井提升占的比重不少。因此在20世紀60年代開始單繩纏繞式礦井提升機采用較多，因為單純纏繞式較適合用于這種礦井。
1.3 礦井提升機的工作原理
按工作原理的不同，礦井提升機可分為兩類，如圖1-1所示。
圖1—1 礦井提升機按工作原理的分類
單繩纏繞式提升機的工作原地如圖l—2所示，簡單地說，就是用一根較粗的鋼絲線在卷筒上纏上和纏下來實現(xiàn)容器的提升和下放運動。提升機安裝在地面提升機房里，鋼絲繩一端固定在卷筒上，另一端繞過天輪后懸掛提升容器。圖1—2所承為單繩纏繞式單卷筒提升機，卷筒上固定兩根鋼絲繩，并應使每根鋼絲繩在卷簡上的纏繞方向相反。這樣，當電動機經(jīng)過減速器帶動卷簡旋轉時，兩根鋼絲繩便經(jīng)過天輪在卷筒上纏上和纏下，從而使提升容器在井筒里上下運動。不難看出，單繩纏繞式提升機的一個根本特點和缺點是鋼絲繩在卷筒上不斷的纏上和纏下，這就要求卷簡必須具備一定的纏繞表面積，以便能容納下根據(jù)井深或提升高度所確定的鋼絲繩懸垂長度。單繩纏繞式提升機的規(guī)格性能、應用范圍相機械結構等，都是由這一特點來確定的。
單繩纏繞式雙卷筒提升機具有兩個卷簡，每個卷筒上固定一根鋼絲繩，并應使鋼絲繩在兩卷筒上的纏繞方向相反，其工作原理和特點與單卷筒提升機完全相同。多繩摩擦式提升機的工作原理與單純纏繞式提升機不同，鋼絲繩不是固定和纏繞在主導輪上，而是搭放在主導輪的摩擦襯墊上，如圖l—3所示，提升容器懸掛在鋼絲繩的兩端，在容器的底部還懸掛有平衡尾繩。提升機工作時，拉緊的鋼絲繩必須以一定的正壓力緊壓在摩擦襯墊上。當主導輪由電動機通過減速器帶動向某一個方向轉動時，在鋼絲繩和摩擦襯墊之間使發(fā)生根大的摩擦力，使鋼絲繩在這種摩擦力的作用下，跟隨主導輪一起運動，從而實現(xiàn)容器的提升和下放。不難看出，多繩摩擦式提升機的一個根本特點和優(yōu)點是鋼絲繩不在主導輪上纏繞，而是搭放在主導輪的摩擦襯墊上，靠摩擦力進行工作。同樣，多繩摩擦式提升機的規(guī)格性能、應用范圍和機械結構等，都是由這—特點來確定的。
多繩摩擦式提升機特別適應于深井和大產(chǎn)量的提升工作。多繩摩擦式提升機與單繩纏繞式提升機比較，在規(guī)格性能、應用范圍、機械結構和經(jīng)濟效果等方面都優(yōu)越得多，就深井和大產(chǎn)量來說，是豎井提升的發(fā)展方向。
但是，根據(jù)我國目前淺井多、斜井多的特點，單繩纏繞式提升機仍然是目前制造和使用的重點。對于部分深井和大產(chǎn)量的礦井，則應該合理的選用多繩摩擦式提升機，而不宜選用大型的單繩纏繞式提升機。
圖1—2 單繩纏繞式提升機工作 圖1—3多繩摩擦式提升機
原理示意圖 工作原理圖
1—卷筒；2—鋼絲繩；3—天輪； 1—主導輪；2—導向輪；3—鋼絲繩；
4—容器；5—平衡尾繩 4—容器；5—平衡尾繩
50
2提升機的組成及結構特點
礦井提升機作為一個完整的機械——電氣機組，它的組成部分及其功能如下：
1.工作機構
主軸裝置和主軸承（包括滾筒和摩擦輪），作為纏繞或搭放提升鋼絲繩，以承受各種正常載荷（靜載荷、動載荷）及非正常載荷。
2.制動系統(tǒng)
制動器和液壓傳動系統(tǒng)，用于機器停止時，能可靠地閘住機器。并能在正常工作制動和緊急制動時，參與控制機器的速度，能使機器迅速停車。
3.機械傳動系統(tǒng)
減速器和聯(lián)軸器，用以減速和傳遞動力。
4.潤滑系統(tǒng)
潤滑油站及管路，當機器工作時，不斷向軸承、減速器軸承及嚙合齒面壓送潤滑油。
5.觀測和操縱系統(tǒng)
包括操縱臺、深度指示器及測速發(fā)電機。操縱臺控制主電動機的速度變化和換向及對制動系統(tǒng)進行控制；深度指示器指示提升容器的運行位置，在提升容器接近井口（或井底）時發(fā)出減速信號，當機器過卷或超速時，進行限速和過卷保護。對于多繩摩擦式提升機，能自動調零；測速發(fā)電機用于測定機器的實行運行速度。
6.拖動、控制和自動保護系統(tǒng)
拖動有交流、直流兩大系統(tǒng)。交流包括：交流主電動機、金屬電阻及控制接觸器，并可帶動力制動、低頻制動或微拖動裝置。直流包括：直流電動機，其電源設備，有電動發(fā)電機組和可控硅整流。拖動系統(tǒng)是為了實現(xiàn)機器穩(wěn)定地起動、等速、減速、停車和換向。自動保護系統(tǒng)具有：過速、過卷、閘瓦磨損超限、潤滑油超壓或欠壓、制動油超壓或欠壓、軸承溫升超限，制動油溫升超限、電動機過流或欠壓等自動保護的作用。
7.輔助部分
包括司機座椅、機座、機架、護柵、擋板、護罩等輔助用具及材料。對于多繩摩擦式提升機還包括導向輪裝置及摩擦輪襯墊的車槽裝置。
2.1 單繩纏繞式、多繩摩擦式提升機的工作原理
我國目前廣泛使用的提升機有單繩纏繞式和多繩摩擦輪式兩種，以下就重點介紹這兩種提升機的工作原理。
2.1.1 單繩纏繞式提升機的工作原理
單繩纏繞式提升機的主要部件有主軸、卷筒、調繩離合器、主軸承、減速器、深度指示器和制動器。示意圖如下：
圖2-1 單繩纏繞式提升機
單繩纏繞式提升機是較早出現(xiàn)的一種類型，工作原理比較簡單，就是將鋼絲繩的一端固定在卷筒上，另一端繞過井架上的天輪與提升容器相連接，利用兩個卷筒上鋼絲繩的纏繞方向的不同，當提升機轉動時，使兩個容器一個上升一個下降，以完成任務，這種提升機在我國礦中廣泛使用。
2.1.2多繩摩擦式提升機的工作原理
多繩摩擦式提升機的主要部件有主軸、主導輪、主軸承、車槽裝置、減速器、深度指示器、制動裝置及導向輪。由于使用了數(shù)根鋼絲繩代替一根鋼絲繩，鋼絲繩的直徑變小，摩擦輪雖變?yōu)槟Σ镣玻ㄒ喾Q主導輪）而稍有加寬，但其直徑亦變小。鋼絲繩直徑有如下關系：
式中：——用n根鋼絲繩時提升鋼絲繩直徑； d——單繩摩擦提升的鋼絲繩直徑
由于多繩不易在同一時間內斷裂，故較為安全，多繩摩擦式提升機的結構如圖2-2所示：
圖2-2 多繩摩擦式提升機
2.2兩種提升機的特點
2.2.1單繩纏繞式提升機特點
單繩纏繞式提升機主要用于煤礦、金屬礦和非金屬礦中提升物料、礦石、升降人員和下放材料設備等，也可作其它牽引運輸用。電機通過減速器將動力傳給纏繞鋼絲繩的卷筒，實現(xiàn)容器的提升下放。通過電器傳動實現(xiàn)調速；盤形制動器由液壓和電氣控制進行制動；通過位置指示系統(tǒng)實現(xiàn)容器的深度指示；通過各種傳感器、測速發(fā)電機控制元件，組成安全保護系統(tǒng)。技術特點：(1) 采用整體式彈性結構卷筒，井下采用兩瓣式、四瓣式或八瓣式鑄鋼卷筒（已申請國家專利）（2）采用油缸后置式盤形制動器，電——液聯(lián)合控制。（3）主軸與卷筒平面大扭矩摩擦連接。
2.2.2多繩摩擦式提升機特點
摩擦式礦井提升機產(chǎn)品用于煤、金屬礦和非金屬礦的豎井作提升煤、礦物、升降人員、下放材料與設備等。中間掛有容器的封閉鋼絲繩繞在卷筒上當電機帶動卷筒轉動時，通過鋼繩與卷筒的摩擦力實現(xiàn)容器的提升與下放；通過電氣傳動實現(xiàn)調速；盤形制動器通過液壓與電氣控制實現(xiàn)制動；通過各種位置指示系統(tǒng)實現(xiàn)容器的深度指示；通過各種傳感器與控制元件實現(xiàn)的機、電、液聯(lián)合系統(tǒng)，進行整機的監(jiān)控與保護；通過計算機和網(wǎng)絡技術實現(xiàn)提升機內、外的信息傳輸。
3提升機動力系統(tǒng)的設計
3.1設計參數(shù)：
調度重量8.5噸；
井筒垂深561米；
此礦用提升機構是多繩摩擦式提升機，為副立井擔負人員、材料、設備等的升降任務，故最大提升速度根據(jù)《多繩摩擦式提升機基本參數(shù)》標準為：
最大提升速度
提人時：但不超過16m/s。
故
3.2提升機電力拖動的方式選擇
提升機拖動方式的選擇應滿足生產(chǎn)工藝的要求，即滿足各種可能出現(xiàn)的運行速度圖和力圖。在這個前提下對各種可能的拖動方案作技術經(jīng)濟比較，然后選擇最合理的一種。
在選擇拖動方式時，首先要決定的是采用交流拖動還是直流拖動的問題。一般地說，交流拖動比較簡單、設備和安裝費用低、建筑面積小，但是電氣調速性差。而直流電機拖動則相反，調速性能好、不需要附加其他拖動裝置、容易實現(xiàn)自動化、尤其適用與多繩摩擦輪提升，缺點就是設備和安裝費用高，建筑面積大等。
交流電機有鼠籠式和繞線式，繞線式啟動力矩大，能滿載啟動，但質量大，價格高。
對于本次設計的礦用多繩摩擦式提升機的容量初步估算1000kW左右，所以選擇交流電機，這樣的話第一，比較簡單。第二，設備和安裝費用低。第三，建筑面積小。對于調速差的問題，隨著科技的發(fā)展，現(xiàn)在變頻調速應用技術已經(jīng)普遍應用，用變頻調速技術可以很好解決調速差的問題。因為本次設計是礦用提升機所以提升物料的時候要滿載啟動，所以選擇繞線式。
綜合上述，本次電機的選擇類型是：交流繞線式異步電機。
3.3電動機功率計算
根據(jù)提升載荷和提升速度，初選電動機的功率為
式中k——電動機富余系數(shù)，k=1.1；
Q——一次提升載荷，kg；
——提升機與電動機連接裝置傳動效率，直聯(lián)取0.98，行星齒輪減速器取0.92，平行軸減速器取0.85~0.90。
——考慮提升系統(tǒng)運轉過程中加、減速時電動機發(fā)熱及鋼絲繩不平衡質量等影響系數(shù)，對于強迫通風可取=1，本次設計為自然通風。
則：
3.4電動機型號的確定
根據(jù)電力拖動的方式的選擇為交流繞線式異步電機和電動機的功率可以確定電動機的型號為：YR1250-6/1180。
額定功率為：1250kW。
額定電壓為：6000V。
額定電流為：151A。
額定轉速為：980r/min。
4 提升機減速器的設計
4.1 減速器的作用
1）降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。
? ?2） 降速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。
4.2 減速器的國內外現(xiàn)狀
1）國外減速器現(xiàn)狀：齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。
2）國內減速器現(xiàn)狀：國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。我國超大型減速器（如水泥生產(chǎn)行業(yè)，冶金，礦山行業(yè)都需要超大型減速器）大多依靠進口，而本減速器的一個巨大優(yōu)勢就是可以做超大型的減速器，完全可以填補國內市場的空白，并將具有較大的經(jīng)濟效益和社會效益。
4.3 減速器的總體設計
4.3.1 擬定傳動方案
礦井提升機機是低速重載機械，工作條件較差，載荷有一定的沖擊，且有粉塵等。與其它傳動方式相比，齒輪傳動有效率高，尺寸小，適應性強等優(yōu)點，所以設計礦井提升機機采用齒輪傳動。設計球磨機工作二十年，每年工作340天，每天連續(xù)工作13h。根據(jù)齒輪傳動的特點，擬定采用兩級傳動，均采用閉式斜齒輪傳動，如下圖所示：
圖4-1擬定傳動方案
4.3.2傳動裝置的總傳動比及其分配
由上章所知，選擇的是YR1250-6/1180型礦井提升機，額定轉速為980r/min。
輸出軸的轉速為：
已知摩擦輪的直徑為3500mm。故輸出軸的轉速為55.03r/min。
總的傳動比為:
分配傳動比
因為
選擇第一級傳動比為：
則第二級傳動比為：
4.3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1、各軸轉速 n
一軸直聯(lián)電機轉速為電機額定轉速
二軸的轉速：
三軸的轉速：
2、各軸功率
礦井提升機機是專用機械，應用電機的輸入功率來計算各軸的輸入功率，電機的額定功率為1250kw。
各軸的輸入功率如下
一軸的功率：
二軸的功率：
三軸的功率：
3、各軸輸入轉矩
一軸的功率：
二軸的功率：
三軸的功率：
將以上結果，整理列入表4-1：
表4-1：
項 目
電動機軸
軸1
軸2
軸3
980
980
196
55.3
功率（kW）
1250
1250
1200
1152
轉矩（N·m）
12181
58469
7768.9
198944
傳動比
1
5
3.54
4.4 齒輪設計
4.4.1 高速級齒輪設計
斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，沖擊、震動、噪聲小，適用于高速重載傳動，所以提升機磨傳動裝置高速級選擇斜齒輪傳動。
高速級傳動位于減速器內，屬閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度計算，然后校核齒根彎曲疲勞強度。
1、齒輪材料、精度等級、齒數(shù)及螺旋角選擇
大、小斜齒輪選擇40Cr，調質處理，并進行表面淬火處理。HB=480～550HBS強度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa。精度等級為7級。
齒數(shù)選擇：小齒輪齒數(shù)，。
初選螺旋角
2.、按齒面接觸疲勞強度計算
（1） 確定公式內各計算量
1）選擇=1.6。
2）查圖10-30選擇區(qū)域系數(shù)=2.42。
3）計算小齒輪轉矩：
4）齒寬系數(shù)，選
5）彈性影響系數(shù)，
6）按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限
7）計算應力循環(huán)次數(shù)
齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N按下式計算：
——齒輪的轉速（單位為r/min）；
——齒輪每轉一圈時，同一齒輪嚙合的次數(shù)；
——齒輪的工作壽命（單位為h）
=
8）查疲勞強度壽命系數(shù)；
9）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1得
10）端面重合度，查得，，
于是：
（2）計算
1）試算小齒輪分度圓直徑，代入的值.
2)計算圓周速度V
3)計算齒寬及模數(shù)
齒寬:
模數(shù):
齒高:
4）計算縱向重合度
5）計算載荷系數(shù)K
經(jīng)查課本《機械設計》表10-2得使用系數(shù)。根據(jù)v=9.03m/s,7級精度,查圖10-8得動載系數(shù)，由表10-3查得；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)
由, ,2查圖10-13得,故載荷系數(shù)為：
6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑如下：
7)計算模數(shù)：
3 按照齒根彎曲強度設計，使用以下公式：
(1) 確定計算參數(shù)
1)計算載荷系數(shù)：
2) 根據(jù)縱向重合度 =1.5 查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)
3）計算當量齒數(shù).
4）查取齒形系數(shù)
查10-5表應用插值法得:
5）查取應力校正系數(shù)
查10-5表應用插值法得:
（2）其余參數(shù)選擇
查圖10-20c表得小齒輪的彎曲疲勞極限 ;
大齒輪的彎曲疲勞極限
查圖10-21表選取彎曲疲勞壽命系數(shù) :
計算彎曲疲勞許用應力
選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ,利用公式求得如下:
計算大小齒輪的 并加以比較.
小齒輪的數(shù)值大
(3) 設計計算
代入數(shù)值：
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差較大，為保證齒輪的在使用期間能滿足壽命要求，取較大值作為設計時參考的模數(shù)，取標準值,取分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。
于是：
取
則
4 幾何尺寸計算
（1）計算中心距
將中心距圓整為571mm
（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
（3）計算大，小齒輪的基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑
小齒輪基圓直徑:
大齒輪基圓直徑：
齒頂高：
小齒輪齒頂圓直徑：
大齒輪齒頂圓直徑：
小齒輪齒根圓直徑：
大齒輪齒根圓直徑:
（4）計算齒輪寬度
圓整后取；。
5 結構設計：
以大齒輪為例,因齒輪齒頂圓直徑大于160mm, 所以選擇腹板式為好。其他有關尺寸按圖表推薦用的結構尺寸設計。
4.4.2 低速級齒輪設計
1、齒輪材料、精度等級、齒數(shù)及螺旋角選擇
大、小斜齒輪選擇40Cr，調質處理，并進行表面淬火處理。HB=480～550HBS強度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa。精度等級為7級。
齒數(shù)選擇：小齒輪齒數(shù)，，取85
初選螺旋角
2、按齒面接觸疲勞強度計算
（1） 確定公式內各計算量
1）選擇=1.6。
2）查圖10-30選擇區(qū)域系數(shù)=2.42。
3）計算小齒輪轉矩
4）齒寬系數(shù)，選
5）彈性影響系數(shù)，
6）按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限
7）計算應力循環(huán)次數(shù)
齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N按下式計算：
——齒輪的轉速（單位為r/min）；
——齒輪每轉一圈時，同一齒輪嚙合的次數(shù)；
——齒輪的工作壽命（單位為h）
=
8）查疲勞強度壽命系數(shù)
；
9）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1得
10）端面重合度，查得，
于是:
（2）計算
1)試算小齒輪分度圓直徑，代入的值.
2)計算圓周速度V
3)計算齒寬及模數(shù)
齒寬:
模數(shù):
齒高:
4）計算縱向重合度
5）計算載荷系數(shù)K
經(jīng)查課本《機械設計》表10-2得使用系數(shù).根據(jù)v=3.31m/s,7級精度,查圖10-8得動載系數(shù)，由表10-3查得；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)
由, ,查圖10-13得,故載荷系數(shù)為：
6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑如下：
7)計算模數(shù)：
3 按照齒根彎曲強度設計，使用以下公式：
（1）確定計算參數(shù)
1)計算載荷系數(shù)：
2) 根據(jù)縱向重合度 =2.045 查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)
3）計算當量齒數(shù).
4）查取齒形系數(shù)
查10-5表應用插值法得
5）查取應力校正系數(shù)
查10-5表應用插值法得
（2）其余參數(shù)選擇
查圖10-20d表得小齒輪的彎曲疲勞極限 ;大齒輪的彎曲疲勞極限
查圖10-18表選取彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應力
選取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ,利用公式求得如下:
計算大小齒輪的 并加以比較.
小齒輪的數(shù)值大
（3）設計計算
代入數(shù)值：
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差較大，為保證齒輪的在使用期間能滿足壽命要求，取較大值作為設計時參考的模數(shù)，取標準值=14mm,取分度圓直徑
于是：
取;則：
取。
4 幾何尺寸計算
（1）計算中心距
將中心距圓整為790mm
（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多,故參數(shù) 等不必修正
（3 ）計算大，小齒輪基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑
小齒輪基圓直徑:
大齒輪基圓直徑：
齒頂高：
小齒輪齒頂圓直徑：
大齒輪齒頂圓直徑：
小齒輪齒根圓直徑：
大齒輪齒根圓直徑:
（4）計算齒輪寬度
圓整后??；。
5 結構設計：
以大齒輪為例,因齒輪齒頂圓直徑大于160mm, 所以選擇腹板式為好.其他有關尺寸按圖表推薦用的結構尺寸設計。
4.5 軸的設計
4.5.1減速器高速軸1的設計
1、選擇材料
由于傳遞大功率，軸的轉速不太高，為保持尺寸穩(wěn)定性和減少熱處理變形可選用40Cr鋼，經(jīng)調質處理，查得材料的力學性能數(shù)據(jù)為：
2、初步估算軸徑
由于軸的材料為40Cr鋼，調質處理。，查參考文獻[機械設計] 選取，則得：
輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸頸。為了使所選的,軸頸與聯(lián)軸器的孔頸相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩,查表取,則：
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查彈性柱銷聯(lián)軸器國家標準GB/T 5014-2003，選用LX10型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為35500N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為110mm,故取，故取輸入軸的最小直徑為110mm,半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
3、齒輪的力分析計算：
圓周力:
徑向力：
軸向力：
4、軸的結構設計
高速軸1的形狀如圖4-2，為了方便清楚的進行尺寸設計計算，圖上軸的各段標注了相應的數(shù)字。
圖4-2高速軸1形狀
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑；右端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。
2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承參照工作要求并根據(jù)；，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級角接觸球軸承33024，其尺寸為，故；而。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得30324型軸承的定位軸肩高度，因此取。
3)已知齒輪輪轂的寬度為155mm，故取。4-5段比3-4段高出一個軸肩的高度，軸肩高度，故取h=10mm,則。根據(jù)二軸的實際情況取。
4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面之間的距離，故取。
5）取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內壁一短距離s，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
6)軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位.采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，長度取155mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。
7）確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖紙所示。
5 支座反力分析
1）水平面上支反力
以A點為支點：
以C點為支點：
2) 垂直反力
以A點為支點：
以C點為支點：
6 當量彎矩
1）水平彎矩
2) 垂直面彎矩
3) 合成彎矩
圖4-3
根據(jù)圖4-3數(shù)據(jù)，以及單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取得
7、 校核強度
按扭彎合成應力校核軸的強度，由軸的結構筒圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面，進行校核時，只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則由軸的強度校核式
故軸的強度足夠，軸安全可靠。
4.5.2 中間軸2的設計
1、選擇材料
軸2的材料與軸1的材料相同
2、初步估算軸徑
由于軸的材料為40Cr鋼，調質處理。，查參考文獻[機械設計] 選取 ，則得：
3、軸的結構設計
中間軸2的形狀如圖4-4，為了方便清楚的進行尺寸設計計算，圖上軸的各段標注了相應的數(shù)字。
圖4-4中間軸2的形狀
1） 初步選擇滾動軸承。軸的兩端采用深溝球軸承，顯然此軸的最小直徑在兩端的安裝軸承處，根據(jù)尺寸，由軸承產(chǎn)品目錄初步選0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承33038，其尺寸為，，且（6-7段左端有一個套筒），取(1-2段右端有一個套筒)
2）取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為160mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=10mm，則。軸環(huán)寬度，取。
3）由低速級小齒輪的齒寬為280mm得。取軸段5-6比6-7段高出一個軸肩，取。
4）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由彈性柱銷聯(lián)軸器國家標準GB/J5014-2003查得平鍵，取長度為140mm。按，由彈性柱銷聯(lián)軸器國家標準GB/J5014-2003查得平鍵。取長度為255mm。
5）軸的強度校核和軸1相同，經(jīng)校驗強度足夠，安全。
4.5.3 低速級軸3的設計
1、選擇材料
軸3的材料與軸2的材料相同
2、初步估算軸徑
由于軸的材料為40Cr鋼，調質處理。，查參考文獻[機械設計] 選取。
則得：
低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸頸。為了使所選的,軸頸與聯(lián)軸器的孔頸相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩,查表?。?
則：
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查彈性柱銷聯(lián)軸器國家標準GB/T 5014-2003，選用LX13型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為125000N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為280mm,故取，故取輸入軸的最小直徑為280mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為380mm
3、軸的結構設計
圖4-5低速軸3的形狀
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑；右端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為380，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。
2）初步選擇軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力選作用，故采用單列角接觸球軸承，因軸徑較大，采用專門制造的大軸承。取，則，軸的6-7段左端由套筒定位，套筒長12mm，取。
3)取安裝齒輪處的軸段；齒輪的右端與右軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為285mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=21mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。
4），取
5）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，由，選，取長度為250mm。
6）軸的強度校核同軸1的方法相同，經(jīng)校核強度足夠，安全。
附 減速器的其他設計尺寸：
軸承端蓋凸緣厚度11mm，減速器殼體壁厚12mm，軸承距箱體內壁8mm，齒輪距箱體內壁16mm.
5提升速度圖
礦井提升機應按照設計合理的速度圖來運行，但是由于生產(chǎn)的發(fā)展，礦井提升系統(tǒng)中的設備不可避免地有所變換或更新，提升容器的加大、電動機更換、滾筒直徑改變等等)，為了研究提升容器的實際運動規(guī)律，掌握其性能，合理地使用，及早地發(fā)現(xiàn)隱患等多方面來考慮，應該經(jīng)常性地實際測定提升速度圖(尤其是在提升系統(tǒng)有較大設備變化時)，并對速度圖分析驗算，以了解提升機實際提升能力及電動機功率，及時檢驗起動電阻和控制繼電器的合理性。這樣既可延長設備壽命，提高生產(chǎn)效率，增加經(jīng)濟效益,又可提高安全性。
1）初加速度階段：由圖可以看出，加速度較小，因為此時井口箕斗已完全卸載完畢，而且井底箕斗已裝滿，剛剛開始一個新的提升循環(huán)，井口箕斗尚未在卸載曲軌內運行，為了減小井架的沖擊載荷，故限制不得太大，此階段提升速度達到為止。
2）主加速度階段：此時箕斗已離開卸載曲軌，容器以較大的加速度運行，直至最大速度。
3）等速階段：此階段中容器以不變的速度在井筒中運行。
4）減速階段：此時重載箕斗已接近井口，空箕斗接近裝載點，應減速，減速度為，直至速度降為。
5）爬行階段：此時種箕斗進入卸載曲軌，為了減少沖擊，容器以低速爬行。
6）停車休止階段θ：此時提升機停止運轉，井口箕斗卸載，井底箕斗裝載，可以把停車看成一個階段，實際上因為單純停車時間很短，也可以一并計入休止時間內?；沸葜箷r間與箕斗的裝載量有關。
圖5-1箕斗提升速度圖
致 謝
經(jīng)過兩個多月的努力，我的畢業(yè)設計順利完成了。在這里，我向所有指導過我的老師，幫助過我的同學和一直關心支持著我的家人，對他們表示深深的謝意。
感謝我的指導老師——李延鋒老師。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。本設計從題目的選擇到最終完成，李延鋒老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。沒有他的悉心指導，就沒有這次畢業(yè)設計的順利完成。
感謝我的大學期間的全體老師。沒有他們的諄諄教導，我就不可能具備扎實的機械專業(yè)知識。
感謝08機械的兄弟姐妹們，在生活與學習中，對我的關懷與幫助。懷念我們一起經(jīng)歷的點點滴滴。
感謝我的父母親，一直以業(yè)對我無私的關懷，他們永遠是支撐我前行的最大動力。
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