驱动轴设计及附件的选择
（一）轴的结构设计
1、初步计算轴的直径
根据轴的承载情况，选择扭转强度计算法来计算轴的直径。
= ••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••（12）
式中：A—系数，此处取120；
P—电动机功率，kW；
n—轴的转速，r/min。
相关数据代入式（12）可得
= =65.2mm••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••（13）
因为轴端装联轴器需要开键槽，会消弱轴的强度，故将轴径增加4%～5%，取轴的直径为70mm。
2、各轴段直径的确定
图4.1
如上图所示，轴段①与减速机空心输出轴套装配，并且在接近轴段②处装有毛毡弥封圈，故直径 =70mm。轴段②和轴段⑧上安装轴承，现暂取轴承型号为2218，其内径d=90mm，外径D=mm，宽度B=mm，故轴段②的直径 = =90mm。轴段③和轴段⑦的直径为轴承的安装尺寸，查有关手册，取 = =105mm。轴段④和轴段⑥上安装驱动链轮，考虑到轴段④和轴段⑥中间的界面承受弯矩最大，故在直径上有所增加，现暂定 = =110mm。轴段⑤考虑链轮的安装拆卸，直径 =135mm。
3、各轴段长度的确定
轴段①与减速机空心输出轴套装配，其长度主要决定减速机和头部壳体之间的安装尺寸，同时还要保证与减速机相配合的部分由足够的长度，从手册中查知减速机的相关安装尺寸要求，现暂取 =140mm。轴段②与轴段⑧上安装轴承，其长度取决于轴承的安装尺寸，故取 = =117mm。轴段③和轴段⑦的长度主要根据两轴承之间的距离和滚筒在轴向上的安装尺寸来定。考虑到其轴向上密封板、壳体法兰和轴承座等占据的位置，暂取两轴承轴向上的中心距离为596mm，则可以暂取 = =168.5mm。轴段④、轴段⑤以及轴段⑥的长度要和驱动链轮一并设计，现暂定 = =115mm， =85mm，驱动轴总长为1026mm。
4、轴的材料及热处理
斗式提升机驱动轴主要承受高扭矩，是提升机中最重要的零件之一，故轴的材料选用45钢，调质处理。
5、轴上零件的固定
考虑到轴段①、轴段④和轴段⑥处键传递较大的转矩，故轴段①与联轴器的配合选用k6；轴段④和轴段⑥与驱动链轮的配合也选用k6；轴段②、轴段⑧与轴承内圈配合选用r6。与减速机和驱动链轮的联结均采用A型普通平键，分别为键20×125GB1096-2003及键28×110GB1096-2003。
6、轴上倒角及圆角
轴端倒角2×45°，安装链轮的轴段倒角为2.5×45°，倒圆角为R2mm，为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为0.6mm。
（二）轴的强度校核计算
1、轴的受力分析及弯扭矩
下图所示
图4.2
2、计算支承反力
由于轴在水平面上不受力，所以
= =0••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••（14）
在竖直面上
+ = + + =2050+25×10×36×2+2000=22.05× N••••••••••••••••（15）
式中： —同一时刻提升机上斗中物料重量；
—环链预紧力（平均每米长度牵引构件重量，25kg/m）；
—牵引构件重量（2000N）。
= = = kN=11.025 kN•••••••••••••••••••••••••••••••••••（16）
= • =11.025× ×350N•mm=3858750 N•mm•••••••••••••••••••••••••（17）
T=9549× × N•mm=1530288 N•mm•••••••••••••••••••••••••••••••••••（18）
3、按弯扭合成强度条件计算如下
很显然b-b截面为危险截面。
由于弯曲应力 为对称循环，扭转切应力τ为静应力，则
α= = =0.667••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••（19）
= = =48.2MPa< =180 MPa••••••••（20）
所以b-b截面左侧安全，显然b-b截面右侧也是安全的。
4、安全系数校核
弯曲应力
= = = =39.3 MPa （21）
应力幅
= =39.3 MPa
平均应力
=0 MPa
切应力
= = MPa=7.8 MPa•••••••••••••••••••••••••••••••••••••(22)
= = = MPa=3.9 MPa•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••(23)
安全系数
= = =2.54••••••••••••••••••••••••（24）
= = =16.58•••••••••••••••••••••••（25）
= = =2.51•••••••••••••••••••••••••••••••••••••（26）
许用安全系数[s]=1.3～1.5，显然 >[s]，故b-b剖面安全。
以上计算表明，轴的弯扭合成强度和疲劳强度是足够的。
（三）轴承选用
1、轴承的选型
考虑驱动轴在收到较大弯矩作用下会产生弯曲变形，且不易与减速机严格保证同心，故选用承载能力大并有自动调心功能的调心球轴承2218。其基本参数见表13。
图4.3 调心球轴承
表4.1 轴承2218基本参数
基本尺寸/mm 额定载荷/kN
d D B
90 160 40 70 28.5
2、工作情况分析及寿命计算
提升机驱动轴轴承主要承受径向载荷，轴向载荷很小并可以忽略中等冲击。其当量动载荷为：
= =1.5×11.025kN=16.54 kN•••••••••••••••••••••••••••••••••••••（27）
式中： —载荷系数，中等冲击取1.2～1.8。
其寿命为：
= = =26121 •••••••••••••••••••••••••••••••（28）
式中： —轴承的寿命指数，滚子轴承 =10/3。
因为计算出来 可靠程度一般为90%，故驱动轴轴承的工作寿命为29023小时。
（四）驱动链轮键的设计校核
由驱动链轮轴的直径d为110mm，应取键的宽b=28mm，高度h=10mm的普通平键，键的材料应选45钢，由于键所受载荷性质为轻微冲击，查手册可知 =110 MPa, =90 MPa，键连接工作面的强度校核如下：
= = =37.3MPa< ••••••••••••••••••••••••••••••••（29）
= = =6.7 MPa< ••••••••••••••••••••••••••••••••••（30）
式中： —传递的转矩，N•mm；
d—轴的直径，mm；
—键的工作长度，A型（mm）， =L-b（mm），b为键的宽度。
（五）联轴器的选择
由于弹性柱销联轴器具有一般补偿两轴相对偏移和减振能力，结构简单，更换弹性元件简便，允许有轴向窜动，使用工作温度为-20℃到+70℃，所以根据提升机的工作特性，选择弹性柱销联轴器作为减速器和及升级上部主轴之间的连接设备。
图4.4 LX型弹性柱销联轴器
查手册得知型号为 的公称扭矩 =3150 N•mm，许用转速为3450r/min，而本次设计所需的扭矩 =1530 N•mm,转速为48 r/min，故所选的联轴器LX5完全满足要求。
由轴的直径d为70mm，查手册应取键的宽度b=20mm，高度h=12mm的普通平键，键的材料应选用45钢，由于键所受载荷性质为轻微冲击， =110 MPa, =90 MPa，键连接的工作面的强度校核如下：
= = =34.7 MPa< ••••••••••••••••••••••••••••••••（31）
= = =10.4 MPa< •••••••••••••••••••••••••••••••••（32）
式中： —传递的转矩，N•mm；
d—轴的直径，mm；
—键的工作长度，A型（mm）， =L-b（mm），b为键的宽度。
（六）驱动链轮的结构设计
TH型斗式提升机是利用链轮与圆环链间的摩擦力进行动力传递的。特别当链轮与链条摩擦副不能相互匹配，即链轮与链条产生相对滑动时，链轮磨损加剧，因此，链轮是一个易损件。对于链轮应选择合理的材料、热处理工艺以保证轮缘的硬度和耐磨性。同时考虑到链条的价格，应使链轮的硬度略低于链条的硬度。
TH315的轴上的扭矩通过键槽传递给两个链轮，链条由轮缘和轮体两部分组成。轮体有HT200铸造而成，轮缘由ZG45铸造而成，要求铸件不得有气孔、缩孔及裂纹等，以保证链轮工作正常所需要的强度。此次设计采用了组装式链轮。有轮体、轮缘用高强度螺栓联接而成。在链轮磨损到一定程度后，可拧下螺栓，拆换轮缘，更换方便，且节约拆料、降低了维修费。
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