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副井多绳摩擦式提升系统总体设计【7张CAD图纸】【优秀通过答辩】

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副井多绳摩擦式提升系统总体设计【7张CAD图纸】【优秀通过答辩】.rar

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关键词：: 副井多绳摩擦提升系统总体设计 cad 图纸

资源描述：

简介.jpg

新提升总图.gif

齿轮.gif

罐笼.gif

减速器.gif

提升机.gif

轴.gif

主轴装置.gif

摘要

本设计首先对提升机的用途、工作原理、类型及其发展历程进行了概述，系统的设计方案。然后通过对其工作环境和技术特点的分析，并参考目前国内液压防爆提升机的结构，对液压防爆提升机的整体结构进行了设计，包括钢丝绳的选择、卷筒的设计、主轴装置的设计、制动装置的设计、液压系统的设计以及计算与校核。本设计由防爆电动机、低速大扭矩液压马达、轴向柱塞泵、双联叶片泵、多种控制阀、盘形制动器、卷筒、支承轴等部件组成。

关键词：提升机；设计；计算；

Abstract

The first design of the hydraulic hoist the use of explosion-proof, principle, type and its development process was outlined by the advantages and disadvantages of hydraulic and other types of analysis and comparison determine elevator hydraulic systems design. Then through their work environment and the technical characteristics of the analysis, and refer to the current domestic hydraulic elevator explosion-proof structure of the hydraulic elevator explosion-proof structure of the overall design, including the choice of wire rope, roll the design, spindle Equipment design, the design of the braking system, hydraulic system design and calculation and verification. The design by the explosion-proof motor, a low-speed torque hydraulic motors, axial piston pump, double-blade pump, a variety of control valves, disc brakes, drum, the support shaft and other components。As part of the hydraulic system more complicated, in order to hoist the compact structure, improve the performance of the hydraulic system and indicators, its main circuit and other parts of the portfolio together, constitute the main valve block and control valve block. This hydraulic hoist features: The hydraulic transmission, a stepless speed regulation, compact and simple manipulation, the use of hydraulic control, brake safe and reliable, its biggest advantages is the explosion-proof function. The hydraulic hoist used for mining, ports, terminals and other necessary materials handling establishments, particularly in the coal mine gas, such as containing flammable and explosive gases or other places widely used.

Key words：Hydraulic hoist； design； Computation； Valve group

1 矿井提升设备1

1.1概述1

1.2矿井提升设备的现状及发展趋势2

1.3矿井提升设备的分类3

1.4矿井提升设备的组成及其特点6

1.5矿井提升机的主要结构及其作用7

1.6多绳摩擦矿井提升机结构特点及其工作原理9

1.7系统设计方案的确定13

2钢丝绳的选择和卷筒尺寸的确定14

2.1钢丝绳的选择14

2.1.1钢丝绳的结构14

2.1.2钢丝绳的分类14

2.1.3钢丝绳的选择15

2.2卷筒尺寸的确定16

2.2.1卷筒结构16

2.2.2卷筒尺寸的确定17

2.2.3提升机防滑验算18

3 减速机构的设计19

3.1传动比分配19

3.2传动零件设计20

3.2.1第一级传动20

3.2.2第二级传动25

3.2 轴的计算29

3.2.1 高速轴29

3.2.2 中间轴33

3.2.3 输出轴38

3.3 滚动轴承的校核计算43

3.3.1高速轴：43

3.3.2中间轴44

3.3.3输出轴44

3.4键连接的计算45

3.4.1高速轴45

3.4.2中间轴46

3.4.3输出轴47

3.5 减速器的润滑和密封形式47

3.6 减速器箱体、附件设计49

3.6.1 箱体49

3.6.2 附件50

3.6.3 出厂检验与试验51

3.6.4 储运、安装、试动转、维护53

4主轴装置结构的设计55

4.1卷筒结构构造55

4.2主轴装置各部分设计计算55

4.3 筒壳强度计算57

4.3.1主轴强度和刚度计算57

5 制动装置的选型设计73

5.1概述73

5.2制动装置的选型设计73

6井架及其他附属选型设计77

结论………………………………… ……………………………………..78

参考文献79

翻译部分80

英语原文80

中文翻译89

致谢96

内容简介：: 中国矿业大学本科生毕业设计姓名：古中华学号： 21056261 学院：中国矿业大学应用技术学院专业：机械工程及自动化设计题目：煤矿副井摩擦式提升系统传动总体设计专题：指导教师：李宝林职称: 教授 2009年6月徐州中国矿业大学毕业设计任务书学院：应用技术学院专业年级：机自05-2 学生姓名：古中华任务下达日期：2009 年 3 月 5 日毕业设计日期：2009年3月6日至2009年6月10日毕业设计题目：煤矿副井多绳提升系统传动总体设计毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：设计提升机，实现煤矿井上井下材料人员的往复运输。主要传动形式为齿轮传动，通过电机正反转实现人员和材料的上下提升。煤矿井深600m，设计年产量500万吨，辅助运输采用名义装载量为1.5吨的固定矿车，最大班下井工人为800人，综采工作面使用液压支架需整体下运，其宽度为1.5m，根据以上条件进行副井提升设备传动设计。要求：1.完成零号图纸总计三张 2.翻译英文文献，译成中文不少于3000字 3.摘要译成英文，不少于300字 4.说明书不少于70页院长签字：指导教师签字：中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成绩：指导教师签字：年月日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成绩：评阅教师签字：年月日中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩答辩情况提出问题回答问题正确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字：年月日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人：年月日摘要本设计首先对提升机的用途、工作原理、类型及其发展历程进行了概述，系统的设计方案。然后通过对其工作环境和技术特点的分析，并参考目前国内液压防爆提升机的结构，对液压防爆提升机的整体结构进行了设计，包括钢丝绳的选择、卷筒的设计、主轴装置的设计、制动装置的设计、液压系统的设计以及计算与校核。本设计由防爆电动机、低速大扭矩液压马达、轴向柱塞泵、双联叶片泵、多种控制阀、盘形制动器、卷筒、支承轴等部件组成。关键词：提升机；设计；计算； AbstractThe first design of the hydraulic hoist the use of explosion-proof, principle, type and its development process was outlined by the advantages and disadvantages of hydraulic and other types of analysis and comparison determine elevator hydraulic systems design. Then through their work environment and the technical characteristics of the analysis, and refer to the current domestic hydraulic elevator explosion-proof structure of the hydraulic elevator explosion-proof structure of the overall design, including the choice of wire rope, roll the design, spindle Equipment design, the design of the braking system, hydraulic system design and calculation and verification. The design by the explosion-proof motor, a low-speed torque hydraulic motors, axial piston pump, double-blade pump, a variety of control valves, disc brakes, drum, the support shaft and other components。As part of the hydraulic system more complicated, in order to hoist the compact structure, improve the performance of the hydraulic system and indicators, its main circuit and other parts of the portfolio together, constitute the main valve block and control valve block. This hydraulic hoist features: The hydraulic transmission, a stepless speed regulation, compact and simple manipulation, the use of hydraulic control, brake safe and reliable, its biggest advantages is the explosion-proof function. The hydraulic hoist used for mining, ports, terminals and other necessary materials handling establishments, particularly in the coal mine gas, such as containing flammable and explosive gases or other places widely used.Key words：Hydraulic hoist； design； Computation； Valve group目录1 矿井提升设备11.1概述11.2矿井提升设备的现状及发展趋势21.3矿井提升设备的分类31.4矿井提升设备的组成及其特点61.5矿井提升机的主要结构及其作用71.6多绳摩擦矿井提升机结构特点及其工作原理91.7系统设计方案的确定132钢丝绳的选择和卷筒尺寸的确定142.1钢丝绳的选择142.1.1钢丝绳的结构142.1.2钢丝绳的分类142.1.3钢丝绳的选择152.2卷筒尺寸的确定162.2.1卷筒结构162.2.2卷筒尺寸的确定172.2.3提升机防滑验算183 减速机构的设计193.1传动比分配193.2传动零件设计203.2.1第一级传动203.2.2第二级传动253.2 轴的计算293.2.1 高速轴293.2.2 中间轴333.2.3 输出轴383.3 滚动轴承的校核计算433.3.1高速轴：433.3.2中间轴443.3.3输出轴443.4键连接的计算453.4.1高速轴453.4.2中间轴463.4.3输出轴473.5 减速器的润滑和密封形式473.6 减速器箱体、附件设计493.6.1 箱体493.6.2 附件503.6.3 出厂检验与试验513.6.4 储运、安装、试动转、维护534主轴装置结构的设计554.1卷筒结构构造554.2主轴装置各部分设计计算554.3 筒壳强度计算574.3.1主轴强度和刚度计算575 制动装置的选型设计735.1概述735.2制动装置的选型设计736井架及其他附属选型设计77结论 .78参考文献79翻译部分80英语原文80中文翻译89致谢96 中国矿业大学2009届本科生毕业设计第101页摘要本设计首先对提升机的用途、工作原理、类型及其发展历程进行了概述，系统的设计方案。然后通过对其工作环境和技术特点的分析，并参考目前国内液压防爆提升机的结构，对液压防爆提升机的整体结构进行了设计，包括钢丝绳的选择、卷筒的设计、主轴装置的设计、制动装置的设计、液压系统的设计以及计算与校核。本设计由防爆电动机、低速大扭矩液压马达、轴向柱塞泵、双联叶片泵、多种控制阀、盘形制动器、卷筒、支承轴等部件组成。关键词：提升机；设计；计算； AbstractThe first design of the hydraulic hoist the use of explosion-proof, principle, type and its development process was outlined by the advantages and disadvantages of hydraulic and other types of analysis and comparison determine elevator hydraulic systems design. Then through their work environment and the technical characteristics of the analysis, and refer to the current domestic hydraulic elevator explosion-proof structure of the hydraulic elevator explosion-proof structure of the overall design, including the choice of wire rope, roll the design, spindle Equipment design, the design of the braking system, hydraulic system design and calculation and verification. The design by the explosion-proof motor, a low-speed torque hydraulic motors, axial piston pump, double-blade pump, a variety of control valves, disc brakes, drum, the support shaft and other components。As part of the hydraulic system more complicated, in order to hoist the compact structure, improve the performance of the hydraulic system and indicators, its main circuit and other parts of the portfolio together, constitute the main valve block and control valve block. This hydraulic hoist features: The hydraulic transmission, a stepless speed regulation, compact and simple manipulation, the use of hydraulic control, brake safe and reliable, its biggest advantages is the explosion-proof function. The hydraulic hoist used for mining, ports, terminals and other necessary materials handling establishments, particularly in the coal mine gas, such as containing flammable and explosive gases or other places widely used.Key words：Hydraulic hoist； design； Computation； Valve group目录1 矿井提升设备11.1概述11.2矿井提升设备的现状及发展趋势21.3矿井提升设备的分类31.4矿井提升设备的组成及其特点61.5矿井提升机的主要结构及其作用71.6多绳摩擦矿井提升机结构特点及其工作原理91.7系统设计方案的确定132钢丝绳的选择和卷筒尺寸的确定142.1钢丝绳的选择142.1.1钢丝绳的结构142.1.2钢丝绳的分类142.1.3钢丝绳的选择152.2卷筒尺寸的确定162.2.1卷筒结构162.2.2卷筒尺寸的确定172.2.3提升机防滑验算183 减速机构的设计193.1传动比分配193.2传动零件设计203.2.1第一级传动203.2.2第二级传动253.2 轴的计算293.2.1 高速轴293.2.2 中间轴333.2.3 输出轴383.3 滚动轴承的校核计算433.3.1高速轴：433.3.2中间轴443.3.3输出轴443.4键连接的计算453.4.1高速轴453.4.2中间轴463.4.3输出轴473.5 减速器的润滑和密封形式473.6 减速器箱体、附件设计493.6.1 箱体493.6.2 附件503.6.3 出厂检验与试验513.6.4 储运、安装、试动转、维护534主轴装置结构的设计554.1卷筒结构构造554.2主轴装置各部分设计计算554.3 筒壳强度计算574.3.1主轴强度和刚度计算575 制动装置的选型设计735.1概述735.2制动装置的选型设计736井架及其他附属选型设计77结论 .78参考文献79翻译部分80英语原文80中文翻译89致谢961 矿井提升设备1.1概述矿井提升设备是通过钢丝绳带动容器（罐笼或箕斗）沿井筒升降，与装卸装置、封闭井塔或敞开井架、导向轮或天轮等组成的以完成输送人员设备、煤炭、矸石等物料为任务的大型机械设备。如图1.1图1.1矿井提升设备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，已发展成为电子计算机控制的全自动重型矿山机械。矿井提升设备是矿山生产中具有举足轻重作用的重要的大型设备。作为矿山井下生产系统和地面工业广场相联接的枢纽，在工作中一旦发生故障，就会严重影响矿井的正常生产，甚至造成人身事故。随着矿井生产的不断发展、原煤产量的大幅度提高，提升系统能否安全正常运行，已越来越明显地成为制约矿井生产的关键因素之一。所以，为保证生产和人员安全，应掌握矿井提升设备的构造、性能、运转理论及工作原理等方面的知识，分析提升机制造和维护使用的全过程并加强故障诊断监控管理，确保其能够高效、安全的运转，在生产中做到正确的使用和及时有效的维修。1.2矿井提升设备的现状及发展趋势矿井提升机从最初的蒸汽机拖动的单绳缠绕式提升机发展到今天的交-交变频直接拖动的多绳摩擦式提升机，经历了170多年的发展历史。我国是采煤大国，也是矿山机电设备制造和使用大国。解放后我国工业技术得到了迅速发展，建立了自己的提升机制造业。提升机作为矿山提升的咽喉设备，从50年代第一代仿制的苏式提升机开始，我国提升机制造先后经历了：1953年抚顺重型机器厂制造了第一台单绳缠绕式提升机；1958年洛阳矿山机器厂制造了第一台多绳摩擦提升机；1986年中信重型机械公司从瑞典ABB公司引进了具有八十年代世界先进水平的矿井提升机全套技术，并于1987年经ABB公司专家来厂检验认证合格。诞生了JK-E、2JK-E新一代单绳缠绕式提升机，JKM-C型和JKMD-C型多绳摩擦式提升机。九十年代经整顿后的新型多绳摩擦式提升机JKM-E和JKMD-E已生产至今。中信重型机械公司设计制造的矿井提升机占我国矿山提升机拥有量的87%（包括单绳、多绳提升机），总产量已达4600余台。目前我国可以成批生产各种现代化大型矿井提升机以及各种配套设备，无论从设计、制造、自动控制等各方面，我国生产的矿井提升设备都正在跨入世界先进的行列。随着国内矿井生产量日新月异的提高，对提升机的安全性、可靠性的要求也随之提高。在我国提升设备总的发展趋势主要是：主轴装置由铸造支轮、螺栓联接的简壳发展为全焊接组装式卷简；主轴支承由滑动轴承发展为滚动轴承；调绳离合器由手动蜗轮蜗杆发展为液动径向齿块式；制动系统由气动角移块式重锤制动发展为液动盘式弹簧力制动；操纵方式由机械杠杆式变为操纵，手动变为半自动甚至全自动、微机控制；减速器由软齿面平行轴发展为硬齿面磨齿行星齿轮传动；运行监控显示由单一指针式发展为计算机多媒体数字、图形、指针综合显示；电控系统由继电器、接触器式发展为计算机为核心的全自动系统；大型提升设备(容量l000 KW以上)发展趋势是低速直流电机拖动，采用电机转子和滚筒主轴直联的结构。国外矿井提升机的发展已有一百多年历史，世界上经济发达的一些国家，提升机的运行速度已达2025m/s，一次提升量达到50T，电动机容量已超过10000KW。目前，国内外经常使用的提升机有单绳缠绕式和多绳摩擦式两种形式。提升设备的各项具体技术都有飞速发展，随着矿井开采深度不断加深和采用集中提升方式，多绳摩擦式矿井提升机有较大的发展前途。并为此探索具有耐磨性好、摩擦系数高的摩擦衬垫材料。新结构的多绳缠绕式矿井提升机开始在一些国家使用，它对提升高度大的深井开采有重要意义；现在矿井提升设备日新月异，正向大型化，高功率和自动控制方向发展。采用液压马达代替电动机的防爆提升机受到重视；气力提升也正在研究和发展中。1.3矿井提升设备的分类单卷筒单绳缠绕可分离单卷筒缠绕提升机双卷筒多绳缠绕布雷尔式矿井提升机塔式单绳摩擦落地式摩擦提升机塔式多绳摩擦落地式按提升钢丝绳的工作原理，可分为缠绕式矿井提升机和摩擦式矿井提升机两类。缠绕式矿井提升机（如图1-2）有单绳缠绕式和多绳缠绕式两种，提升钢丝绳缠绕在卷筒上的方式与一般绞车类似，无论立井或斜井均可以使用，但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。图1-2缠绕式矿井提升机缠绕式矿井提升机是较早出现的一种类型，工作原理比较简单，单卷筒大多只有一根钢丝绳，连接一个容器。双卷筒的每个卷筒各配一根钢丝绳，连接两个容器，将钢丝绳的一端固定到提升机的卷筒上，另一端绕过井架上的天轮与提升容器相连接，利用两个卷筒上钢丝绳的缠绕方向的不同，当提升机转动时，使两个容器一个上升一个下降，以完成提升任务，这种提升机在我国矿山中广泛使用。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。摩擦式矿井提升机适用于凿井以外的各种竖井提升。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。为提高经济效益和安全性，摩擦式矿井提升机采用尾绳平衡提升方式，即配有与提升绳重量相等的尾绳。尾绳两端分别与两个容器（或容器和平衡重）的底部连接，形成提升绳-容器-尾绳-容器(或平衡重)-提升绳的封闭环路。容器处于井筒中的任何位置时，摩擦轮两侧的提升绳和尾绳的重量之和总是相等的。一般将布置在井筒顶部塔架上的这种提升机称为塔式摩擦式矿井提升机。塔架高出地面几十米，在地震区和地表土层特厚的矿区建造井塔耗资较大。提升机布置在地面的称为落地摩擦式矿井提升机（如图1.3），这种提升机的提升绳通过井架天轮引入井筒，与容器相连。落地式多绳摩擦提升机是在塔式多绳提升机的基础上将主机装置由空中搬到地面，其优点如下：（1）井塔（或称井架）、提升机房和井上口设备可以同时进行施工和安装，缩短了施工时间；（2）原井塔可用普通井塔式或井架代替，减少了附属设备（其中设备和电梯等）；（3）提高了抗震性能；（4）经济效益好；（5）检修更换部件方便。图1-3落地摩擦式矿井提升机图1-4多绳摩擦式矿井提升机按提升绳的数量又可分为单绳摩擦式矿井提升机和多绳摩擦式矿井提升机（如图1-4）。单绳摩擦式只用一根提升绳。多绳摩擦式同时使用数根（通常是4根）提升钢丝绳靠与主导轮衬垫间的摩擦力来提升容器和负载，只用于立井中，其提升高度和最大载荷不受容绳量的限制（因为对于摩擦提升机来讲不存在容绳量问题）而且通常为4根绳。所以，它的提升高度和最大载荷都比单绳缠绕式提升机大。多绳摩擦式的优点是：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。年产量120万吨以上的竖井大多采用这种提升机，技术参数已达:有效载荷60吨，提升速度20米秒，提升高度2100米，提升绳10根。但这种提升机的各根提升绳的受力不易均匀，更换钢丝绳也较复杂。当摩擦轮两侧提升绳的张力差超过规定值，或提升绳与衬垫的摩擦系数降低（如接触面上有油或受温度影响）时，可能发生提升绳打滑现象。1.4矿井提升设备的组成及其特点矿井提升设备的主要组成部分是：提升容器、提升钢丝绳、提升机（包括机械及拖动控制系统），井架（井塔）天轮以及装卸载设备等。这些构成了矿井提升系统。矿井提升系统主要有两大类，即用以提升煤炭、矿石的主井箕斗提升系统和完成其它辅助任务的副井罐笼提升系统。矿井提升机主要由电动机、主轴装置、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组成，采用交流或直流电机驱动。采用低速电动机时可不用减速器，电动机直接与卷筒主轴相连，或将电动机转子装在卷筒主轴的末端。传动功率大时，可采用2台或 4台电动机同时驱动。一台提升机的总功率已达到11600千瓦。制动系统是保证提升机安全运行的重要装置。遇紧急情况时，制动系统应通过可调节制动力矩的液压系统产生两级安全制动，以保证提升机及时停车又不产生制动过猛现象。交流电动机驱动的提升机，其制动系统还要具有灵敏的制动力矩可调性能，以准确控制提升机在临近停车点时的运行速度。矿井提升设备的特点：1. 矿井提升设备是矿山较复杂且庞大的机电设备，它不仅承担物料的提升与下放任务，同时还上下人员，在工作中一旦发生故障，不仅影响到矿井的生产，而且涉及到人员的生命安全。因此，矿井提升设备的安全性是极为重要的。我国在煤矿安全规程中对提升设备作了极严格的要求。2. 矿井提升设备是周期动作式输送设备，需要频繁地起动和停车，工作条件苛刻，其机械电气设备设计必须可靠。3. 矿井提升设备是矿山大型设备，合理的选择，正确的使用和维护具有重要的经济意义。1.5矿井提升机的主要结构及其作用矿井提升机作为一个完整的机械一电气机组，它的组成部分如下表所示。工作机构主轴装置和主轴承制动器制动系统减压传动装置减速器（包括微拖动减速器）机械传动系统联轴器润滑系统润滑油站矿井提升机斜面操纵台观测和操纵系统深度指示器和传动装置测速发电机装置主电动机和微拖动电动机拖动、控制和自动电气控制系统保护系统自动保护系统司机椅子、机座、机架辅助部分护栏、护板、护罩导向轮装置、车槽装置（多绳摩擦绳提升机）下面扼要介绍一下各个部分的功能。（一）工作机构工作机构主要是指主轴装置和主轴承等，它的作用是:1.缠绕和搭放提升钢丝绳；2.承受各种正常负荷(包括固定静载荷和工作载荷)。并将此载荷经过轴承传给基础；3.承受在各种紧急事故情况下所造成的非常负荷，在非常负荷作用下，主轴承装置的各部分不应有残余变形；4.当更换提升水平时，能调节钢丝绳的长度(仅限于单绳缠绕式双卷筒提升机)。（二）制动系统制动系统包括制动器和液压传动装置两部分。制动器的作用是:1.在提升机停止工作时，能可靠的闸住机器。2.在减速阶段及下放重物时，参与提升机的控制。3.紧急事故情况时，能使提升机安全制动，迅速停车，避免事故的扩大。4.双筒提升机在调节钢丝绳长度时，应能闸住提升机的游动卷筒。（三）机械传动系统机械传动系统包括减速器和联轴器。1.减速器的作用矿井提升机主轴的转数由于受到提升速度的限制，一般在1060r/min分之间，而拖动提升机的交流电机转速通常在480960r/min的范围内，这样，除采用低速直流电动机拖动之外，一般情况下不能将主轴与电动机直接连接，中间必须经过减速器。因而减速器的作用是减速和传递的动力。 JK型提升机采用圆弧齿轮减速器，其速比为11.5，20，30。型号为ZHLR-130，ZHLR-150，ZHfLR-170等。还有采用共轴减速器的，这种减速器如加工制造精度达到要求，装配得当，则齿轮受力较小，布置较为合理。现在已用了行星齿轮减速器，这种减速器体积小，重量轻，传动效率高。2.联轴器是用来连接提升机的旋转部分，并传递动力。（四）润滑系统润滑系统的作用是:在提升机工作的时候，不间断的向主轴、减速器轴承和啮合齿面送润滑油，以保证轴承和齿轮能良好的工作。润滑系统必须与自动保护系统和主电动机联锁：即润滑系统失灵时(如润滑油压力过高或过低、轴承温升过高等)，主电动机断电。提升机进行安全制动。启动主电动机之前，必须先开动润滑油泵，以确保机器在充分润滑的条件下工作。（五）观测和操纵系统观测和操纵系统包括斜面操纵台、深度指示器和测速发电机装置。1.操纵台是司机用以操纵提升机的装置，是提升设备的控制中枢。2.深度指示器是矿井提升机中的一个主要部件，其主要用途是：1）指示井筒中提升容器的实际位置； 2）容器接近井口时发出减速开始讯号； 3）在全提升过程的各阶段监督提升速度图的完成，起限速保护作用； 4）在制动或半自动化提升中给定加速，减速阶段的速度； 5）在钢丝绳因滑动或蠕动及衬垫磨损等原因而使容器位置与深度指示器位置不一致时，在停车时自动调零。3.测速发电机测速发电机装置主要用于机器的测速和超速保护。它由减速器高速轴上的大皮带轮（其直径由提升机所配的减速器高速轴轴径而更换），通过三角皮带带动测速发电机轴头上的小皮带轮组成（其直径按提升主电机的转速而更换），为便于张紧三角皮带有螺钉可使发电机在导轨上移动，为保证安全免出人身事故还设有护罩。另外测速发电机在提升运转过程中发出的电压还在斜面操纵台的电流电压表上反映钢丝绳实际速度（电压表上刻度单位是米/秒），供司机了解提升容器在井筒上、下的运行速度。（六）拖动、控制和自动保护系统拖动和自动保护系统包括主拖动电动机和微拖动电动机、电气控制系统和自动保护系统。从以上所述可知主拖动电动机、机械传动系统、工作机构是矿井提升机的核心工作部件，其余系统为辅助系统。因此，对机械传动系统中的减速器进行监测对保证矿井提升机正常运行具有重要意义。1.6多绳摩擦矿井提升机结构特点及其工作原理多绳摩擦提升机的特点主要在主导轮上。主导轮窄面小，轮上包有带绳槽的摩擦衬垫。摩擦衬垫承担着提升钢丝绳重力、容器自重、货载重力、平衡尾绳重力以及运行时的各种动载荷与冲击载荷，所以它也须有足够的抗压强度。此外，它与钢丝绳之间还必须具有足够的摩擦系数，从而使提升机达到设计生产能力，并防止提升过程中的滑动。因此摩擦衬垫材质的优劣对提升机的工作性能，应用范围及工作安全等都有直接的影响。目前经常使用的有胶带、牛皮、热塑性塑料和聚乙烯塑料、聚氨酯橡胶等。多绳摩擦提升机设有车槽装置，它的用途是在机器安装和使用过程中，在主导轮衬垫上车制绳槽及根据磨损情况，不定期地对绳槽进行车削，以保证各绳槽直径相等，磨损均匀，同时也能使每根钢丝绳拉紧程度相近、受力均匀。多绳摩擦提升机主导轮宽度与绳数有关。绳数取决于终端载荷及提升高度，常见的有2、4及6根绳几种。采用偶数根绳的目的是：可以采用一半左捻钢丝绳，一半右捻钢丝绳，以便消除容器与罐道间由于钢丝绳扭转而引起的附加阻力。为平衡提升钢丝绳的重力，在容器下面一般都设有平衡尾绳，平衡尾绳的树木取决于平衡尾绳重力，常见的扁尾绳有一根或两根，圆股绳有两根或的三根，经过适当搭配，使主绳与平衡尾绳的总单重相等，或者尾绳比主绳总单绳重稍重些。为使多绳摩擦提升设备的几根提升钢丝绳张力保持平衡，在容器与钢丝绳连接处设有张力平衡装置。多绳摩擦提升机在工作或程中，会出现钢丝绳的蠕动现象。因此，钢丝绳与主导轮间会产生相对位移，随着提升系数增多，相对位移量亦不断增大。除了蠕动外，同时还可能存在着钢丝绳滑动与伸长等问题。这些都影响深度指示器的准确性，为止，必须在多绳摩擦提升机的深度指示器上，增加一个调零机构。所谓“调零”，就是深度指示器结构本身能够在容器每次运行后，消除由于钢丝绳的滑动、蠕动和伸长等原因引起容器实际停车位置与深度指示器指针预定零位之间的误差。在某些情况下，当受到井筒断面积及其它条件的限制，两提升容器中心之间的距离小于主导轮直径，此时，为了使主导轮两侧的钢丝绳相互靠近一点，以适应两提升容器中心距离的要求，就需要装设导向轮。这时，提升钢丝绳在主导轮上的围包角增大，改善了多绳摩擦提升机的防滑性能。对于单容器带平衡锤的提升系统，当采用带导向轮的多绳摩擦提升机时，习惯上都是将导向轮设置在平衡锤的一侧。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1.5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便发生很大的磨擦力，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上缠绕，而是搭放在主导轮的的摩擦衬上，靠摩擦力进行工作。图1-5多绳摩擦式罐笼提升系统示意图1摩擦轮；2导向轮；3、7罐笼；4矿车； 5翻车机；6尾绳；8主绳；9摇台结构及工作过程：多绳摩擦轮1安装在提升井塔上，主绳8搭放在摩擦轮l上，其两端通过连接装置分别与处于井口和井底的两个罐笼3，7连接，两罐笼底部通过尾绳环与尾绳 6连接。当启动摩擦轮时，重载罐笼3被提升到井口上车场(图示位置)，重矿车4被推车机推出罐笼，经翻车机5卸载后，煤炭由胶带输送机运出。当升降人员或设备时，可在井口下车场进、出罐笼或装卸物料。多绳摩擦式提升机和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面都优越的多，就深井和大产量来说，是竖井提升的发展方向。多绳摩擦式提升机最早在1938年瑞典出现。由于其优越性，在现代中深矿井和大产量的矿井中日益得到广泛应用。多绳摩擦式提升机只适用于竖井。提升钢丝绳在摩擦轮上的围抱角在180220之间（国外有个别矿井的多绳摩擦式提升机的钢丝绳围抱角为540度）。这种提升机多安装在塔式井架上，这是因为不受雨雪以及结冰的影响。目前又发展有落地式安装的形式。多绳摩擦式提升按布置方式可分为塔式与落地式两大类。目前，我国主要采用塔式，其优点是：紧凑省地，省去天轮，全部载荷垂直向下，井架稳定性好，可获得大包角，钢丝绳不致因无保护地裸露在雨雪之中，而影响摩擦系数及使用寿命。但塔式较落地式的设备费用要昂贵得多。塔式多绳摩擦提升又可分为无导向轮系统和有导向轮系统。前者最简单；后者的优点是可使提升容器在井筒中的中心距不受摩擦轮直径的限制；可减小井筒的断面；同时可加大钢丝绳在摩擦轮上的围包角。缺点是使钢丝绳产生了反向弯曲，直接影响钢丝绳的使用寿命。1.多绳摩擦式提升的优点1）由于钢丝绳不是缠绕在卷筒上，所以提升高度不受卷筒容绳量的限制，故适用于深井提升。2）由于载荷是由数根钢丝绳承担，故提升钢丝绳直径就比相同载荷下单绳提升机小，并使主导轮直径小。因此，在同等提升载荷下，多绳提升机具有体积小、重量轻、节省材料、制造容易、安装和运输方便等特点。3）多绳提升机的运动质量小，故拖动电动机的容量和耗电量均相应减小。4）在卡罐和过卷的情况下，主导轮有打滑的可能性，能避免断绳事故的发生。5）绳数多，几根钢丝绳同时被拉断的可能性极小，因此提高了提升设备的安全性，可以不设断绳防坠器。2.多绳摩擦式提升的缺点1）数根钢丝绳的悬挂、更换、调整、维护检修工作复杂。2）当有一根钢丝绳损坏而需要更换时，为保持各钢丝绳有相同的工作条件，则要更换全部钢丝绳。3）因不能调节绳长，故双钩提升时，不能同时用于几个水平提升，也不适于凿井提升。4）由于提升钢丝绳和主导轮上的衬垫间有蠕动现象，影响深度指示器的准确性。1.7系统设计方案的确定由于是井深六百米年产量约500万吨的大型深井煤矿，根据上述，选副井采用多绳摩擦式提升比较合适，系统工作过程是主电机-联轴器-减速器-联轴器-提升机- -钢丝绳-导向天轮-多绳罐笼- 根据煤矿条件确定提升载荷和选用液压支架宽度，确定使用合适的提升容器，然后选用合适的钢丝绳，然后根据载荷对提升机进行防滑验算，计算出提升机的静张力和静张力差，结合提升机所需的提升速度，算出系统所需的功率，根据功率选用合适的电动机，进而选用合适的联轴器，通过联轴器将功率传给提升机，提升机通过卷筒衬垫与钢丝绳的摩擦力对煤矿所需物料和工作人员进行往复的提升和下运，从而完成整个提升运输工作。2钢丝绳的选择和卷筒尺寸的确定2.1钢丝绳的选择2.1.1钢丝绳的结构矿用钢丝绳都是丝股绳结构，即先由钢丝捻成绳股，再由绳股捻成绳。制造钢丝绳的钢丝是由优质碳素结构圆钢冷拔而成的，一般直径为0.44，钢丝的抗拉强度为14002000N/2，我国多用1550和1700两种。为了增加抗腐蚀能力，钢丝表面可以镀锌，称为镀锌钢丝，未镀锌的称为光面钢丝。此外还可以用钢丝韧性来标志，分为特号，号和号三种，提升矿物用的钢丝绳可以选用特号或号钢丝来制造，提升人员用的钢丝绳只允许用特号钢丝来制造。在由钢丝捻成股时有一个股芯，在由股捻成绳时有一个绳芯。股芯一般为钢丝，绳芯有金属绳芯和纤维绳芯两种，前者由钢丝组成，后者可用剑麻、黄麻或有机纤维制成。绳芯的作用是支持绳股，使绳富于弹性，并可储存润滑油，防止内部钢丝腐蚀生锈。2.1.2钢丝绳的分类提升钢丝绳有很多种，结构不同性能也不同。根据不同的特点有不同的分类方法，实际上都是从不同的角度来说明钢丝绳的结构特点，了解这些特点，对于认识不同钢丝绳的性能，正确选择和合理使用钢丝绳都是有益的。（1）依绳股在绳中的捻向来分，有：左捻钢丝绳，即股在绳中以左螺旋方向捻绕；右捻钢丝绳，即股在绳中以右螺旋方向捻绕。（2）依钢丝在股中和股灾绳中捻向的关系分，有：同向捻钢丝绳，即股和绳的捻制方向相同；交叉捻钢丝绳，即股和绳的捻制方向相反。同向捻钢丝绳比较柔软，表面比较光滑，弯曲应力较小，因而寿命较长，但有较大的恢复力，容易旋转打结；交叉捻钢丝绳则与上述情况相反。习惯上又把以上两种分类方法结合起来，分为右同向捻、左同向捻、右交叉捻、左交叉捻四种。（3）依钢丝在股中的接触情况分，钢丝在绳股中的接触形式有点接触、线接触和面接触三种。点接触式钢丝绳，股中内外层钢丝以等捻角不等捻距来捻制，一般以相同直径的钢丝来制造，钢丝间呈点接触状态。线接触式钢丝绳，股中内外层钢丝以等捻距不等捻角来捻制，一般以不同直径的钢丝来制造，丝间呈线接触状态。两种绳比较，线接触绳比较柔软，无压力集中现象，寿命较长。为了改善丝间的接触状态，将线接触式钢丝绳的绳股经特殊碾压加工，使钢丝产生塑性变形，形成钢丝间呈面接触状态，然后再捻制成绳，称为面接触式钢丝绳，所有线接触钢丝绳均可制成面接触式钢丝绳。面接触式钢丝绳结构紧密，表面光滑，抗磨损和抗腐蚀性能好，寿命较长。（4）依绳股断面形状分，种类较多，其中最常用为圆股绳，这种绳的绳股断面为圆形。此外还有异形股绳，绳股的断面形状为三角形或椭圆形，提升应用最多的三角绳股，三角绳股具有承压面积达、抗磨损、强度大和寿命长等优点。（5）特种钢丝绳。除了上面介绍的一些钢丝绳以外，还有一些结构比较特殊的钢丝绳。在矿井提升中应用的有多层股不旋转钢丝绳，这种绳由二层或三层绳股捻成，各层捻向相反，因而克服了钢丝绳的旋转性，适用于作凿井提升绳或生产矿井提升尾绳。密封钢丝绳和半密封钢丝绳，属于单股节后，最外一层是用异形钢丝彼此互相锁住，它的特点是密实、表面光滑、耐磨和耐腐蚀性能好、不旋转、弹性伸长小，但挠性差、制造技术复杂，适用于作罐道绳，国外也有用作提升钢丝绳的。扁钢丝绳，这是一种扁平钢丝绳，一般为手工编制，生产效率低，但这种绳由很大的挠性，又不旋转，所以有些矿井用来作尾绳。2.1.3钢丝绳的选择提升钢丝绳的选择计算时提升设备选型设计中的关键环节之一，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并考虑一定的安全系数来进行计算，安全系数是指钢丝绳拉断力的总和与钢丝绳的静拉力之比。由于是多绳摩擦，且用于提升物料和升降人员，故选安全系数n8,由于井深600米，而且年产量为500万吨，选多绳双罐笼提升设备，根据矿车有效容积为1.7立方米，选MG-1.7-9B固定矿车，再根据综采液压支架宽度约为1.6m选GDG1.5/9/2/4K多绳罐笼矿井一次提矸量Qrg4V=13501.74=9180kg液压支架自重约12000kg以支架为标准计算载重量根据罐笼型号选钢丝绳首绳直径ds=30mm根据罐笼型号选钢丝绳尾绳直径dw=43mm暂选用普通圆形股钢丝绳637纤维芯，其钢丝绳直径d30,钢丝直径1.4,钢丝总断面积S341.57,每米重力p3.211kg/m,公称抗拉强度为185kg/，钢丝破断拉力总和不小于63150kg。暂取100000kg暂选用尾绳参数为：圆形股钢丝绳637纤维芯，其钢丝绳直径dw43,钢丝直径2.0,钢丝总断面积S697.08,每米重力p6.553kg/m,公称抗拉强度为185kg/，钢丝破断拉力总和不小于128500kg。钢丝绳安全验算井架高度Hj取30m尾绳环高度Hh取25m钢丝破断拉力总和Qq取63150kg一起提升量Q为12000kg罐笼自重Qz为16107kg四个矿车重4qc=9754=3900kg钢丝绳首绳每米重力p3.211kg/m钢丝绳尾绳每米重力q6.553kg/m将上述参数带入公式得到ma=8.4.8故所选钢丝绳合格2.2卷筒尺寸的确定2.2.1卷筒结构卷筒结构形式多样，可按下述方法分类：按照制造方式不同可分为铸造卷筒和焊接卷筒。铸造卷筒应用广泛。绞车卷筒大多为铸造卷筒，成本低，工艺性好，但质量大，适用于中小型绞车。大吨位绞车一般采用铸钢卷筒。铸钢卷筒虽然承载能力较大，但成本较高，若工艺允许，可采用钢板焊接结构。按照卷筒内部是否带有筋板，可分为带筋板卷筒和不带筋板卷筒。无论是卷筒内的环向筋还是纵向筋，均增加了制造难度，同时在筋板和筒壁的连接处还会引起应力集中。按照结构的整体性，卷筒可分为整体式卷筒和分体式卷筒。绞车吨位比较小时，卷筒常采用整体结构。对较大吨位的卷筒，常做成分体装配形式，这样可以简化工艺，减轻重量。按照转矩的传递方式来分，常采用端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮内啮合式。这种卷筒的特点是卷筒轴只承受弯矩。暂取分体装配式式铸钢卷筒，钢板板焊接结构。2.2.2卷筒尺寸的确定（1）卷筒直径选择提升机卷筒直径的主要原则是：我国煤矿安全规程规定，对于井下用的提升机，其直径与钢丝绳直径的关系如下 100d3000 12001.42800故取3000钢丝绳与主导论的围包角a大于180度时可增大摩擦力故取 a为195根据钢丝绳直径选TSG-2500-17导向轮即井上固定天轮，参数为直径为2500mm 绳槽半径17mm取绳间距300mm根据提升机静张力差F=179340N.B134型盘行制动装置的一个油缸所产生的最大正压力为4500kg，八个油缸共F1=45008=36000kg，故选此制动器，根据平均摩擦半径为1.7m，所以卷筒的外形为2.2.3提升机防滑验算静防滑系数为M=其中Fjx=Qzg+npHcg-xQgFjs=Qg+Qzg+4qcg+npHcg+xQgFjx=161079.8+63.216009.8-0.1120009.8=261648NFjs=120009.8+157848+49759.8+115560+11760=440988NM=(2616481.376)（440988-261648）=1.951.75合格动防滑系数为 Md= a1为提升机加速度按煤矿规程取a1=0.5m/ms= Q+Qz+npHc=12000+16107+11556=39663kgmx=Qz+npHc+nxGxGx为导向天轮变位重力由ds=30选TSG2500-17井上固定天轮其变位重力为5500N mx=（Qz+npHc+nxGx）=16107+11556+5500=28213kgMd=1.5971.25合格、3 减速机构的设计3.1传动比分配提升机经济速度v=H为矿井提升深度600米带入得v=9.8m/s由于提升机减速器空间体积不受限制且要求足够的外壳强度选用二级展开式圆柱齿轮减速器提升机所需功率为P=FV（n1n2n3n4n5）n1为电机到提升机传动效率取0.96n2为联轴器传动效率取0.99n3为齿轮传动效率取0.98n4为滚动轴承效率取0.99n5为油损取0.96F为提升机提升的重力即提升机卷筒静张力差为Fjs- Fjx=440988-261648=179340NV为提升机经济速度v=9.8m/sPa=1793409.8（0.960.990.980.990.96） =1900kw电动机所需额定功率P=kPaK为功率储备系数取1.1带入得P=2090Kw取2000kw根据提升机特点选YR2000-8/1730三相交流绕线型异步电动机其同步转速为750r/min额定功率为2000kw提升机卷筒转速为nj=（601000v）/DD为卷筒直径D=3000mm。v=9.8m/s代入得nj=62.42 r/min总传动比分配 i=n/nj=75064.42=12减速器采用二级展开式圆柱齿轮传动 i=i1.i2为保证其高低速级大齿轮侵油深度大致相近其传动比要满足i1=1.4i2故i2=2.937取3 4圆柱齿轮都采用8级精度的一般齿轮传动滚动轴承，都选用深沟球轴承各轴输入功率：各轴转速：各轴输入扭矩： 3.2传动零件设计3.2.1第一级传动1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6.2选小齿轮调质大齿轮 45号钢许用接触就力由式6-6，接触疲劳极限，查图6-4 接触强度寿命系数应力循环次数N，由式6-7 n -齿轮转速 j 齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数-齿轮工作寿命 h 设定为2000h-接触强度计算的最小安全系数，通常取1查图6-5得则许用变曲应力弯曲疲劳极限查图6-7 双向传动乘0.7 弯曲强度寿命系数查图6-8 弯曲强度尺寸系数查图6-9（设模数m小于5mm）则 2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取，参考表6.7 表6.8 选取公差组9级小轮分度圆直径，由式6-5得齿宽系数，查表6-9，按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数在推荐值 20-40中选取大齿轮齿数齿数比传动比误差合适小轮转矩载荷系数 K -使用系数查表6.3 -动载系数由推荐值1.05-1.4 =1.2 -齿间载荷分配系数由推荐值1.0-1.2 =1.1 -齿向载荷分布系数由推荐值1.0-1.2 =1.1载荷系数K 材料弹性系数，查表6.4 节点区域系数由推荐值 0.85-0.92 故 = 齿轮模数按表6.6 圆整取6小轮分度圆直径标准中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 6-10 齿形系数，查表6.5 小轮大轮应力修正系数，查表6.5 小轮大轮重合度重合度系数故齿根弯曲强度满足4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径 3.2.2第二级传动1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6.2选小齿轮调质大齿轮 45号钢许用接触就力由式6-6，接触疲劳极限，查图6-4 接触强度寿命系数应力循环次数N，由式6-7 n -齿轮转速 j 齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数-齿轮工作寿命 h 设定为2000h-接触强度计算的最小安全系数，通常取1查图6-5得则许用变曲应力弯曲疲劳极限查图6-7 双向传动乘0.7 弯曲强度寿命系数查图6-8 弯曲强度尺寸系数查图6-9（设模数m小于5mm）则 2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取，参考表6.7 表6.8 选取公差组9级小轮分度圆直径，由式6-5得 = =420齿宽系数，查表6-9，按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数在推荐值 20-40中选取大齿轮齿数齿数比传动比误差合适载荷系数 K -使用系数查表6.3 -动载系数由推荐值1.05-1.4 =1.2 -齿间载荷分配系数由推荐值1.0-1.2 =1.1 -齿向载荷分布系数由推荐值1.0-1.2 =1.1载荷系数K 材料弹性系数，查表6.4 节点区域系数由推荐值 0.85-0.92 齿轮模数按表6.6 圆整小轮分度圆直径 = =400圆周速度与估取值接近标准中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 6-10 齿形系数，查表6.5 小轮大轮应力修正系数，查表6.5 小轮大轮重合度重合度系数故齿根弯曲强度满足4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径 3.2 轴的计算3.2.1 高速轴1）圆周向力和径向力的大小 2）确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理初取轴的最小直径，取，可得轴段1用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合。根据工作要求选用弹性销联轴器（45号钢制），型号: LX11公称转矩Tn /(Nm): 50000许用转速n /(r/min): 1400轴孔直径d1、d2、dz /mm: 140轴孔长度|Y型|L /mm: 252轴孔长度|J,J1,Z型|L1 /mm: 202轴孔长度|J,J1,Z型|L /mm: 252D /mm: 540D1 /mm: 340b /mm: 75S /mm: 6转动惯量I /(kgm2): 20.05质量m /kg: 520 与输入轴联接的半联轴器孔径。因此，取轴段1的直径。3）轴的结构设计 a)按轴向定位要求轴段1：半联轴器左端用轴端挡圈定位。按轴段1的直径半联轴器长度L1=252轴段2：为了半联轴器的轴向定位，轴段1右端制出定位轴肩，联轴器高度（），所以轴段2的直径，根据轴承端盖装拆要求，取端盖外端与半联轴器右端面之间的距离为99mm，因此取。轴段3：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力。选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号16030（GB/T276-1994），尺寸参数一轴轴承代号|60000型: 16030基本尺寸/mm|d: 150基本尺寸/mm|: 225基本尺寸/mm|B: 24安装尺寸/mm|da (min): 157安装尺寸/mm|Da (max): 218安装尺寸/mm|ra (max): 1其他尺寸/mm|d2 : 175.6其他尺寸/mm|D2 : 199.4其他尺寸/mm|r (min): 1.1基本额定载荷/kN|Cr: 91.9基本额定载荷/kN|C0r: 98.5极限转速/(r/min)|脂: 2200极限转速/(r/min)|油: 3000重量/kg|W : 2.638取。轴段4：该段为一中间齿轮定位轴肩。轴段5：齿轮轴齿轮，取直径。轴段6：该轴直径与轴段3相同，取。轴段7：接测速发电机轴取d7=140.；L7=185b)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位用A型变通平键联接，平键的尺寸为宽为36长度取100R=18 c)确定轴上圆角和倒角尺寸R=3.R2=2.如图标注所示轴端倒角取4）轴的强度校核对于16030型深沟球轴承，确定轴承的支点位置，取值为。根据装配图所示高速轴轴承跨距以及和齿轮支点跨距如图所示水平面：弯矩MH=RH1.AC=58765476=281000000（六次方）垂直面：同理得弯矩Mv=Rv1.AC=101000000合成弯矩：扭矩T=24957N/mm当量弯矩：，取折合系数轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得由表8.7查得材料许用应力由式8-4得轴的计算应力为，该轴满足强度强度要求3.2.2 中间轴1）求作用在小齿轮上的力圆周向力和径向力的大小求作用在大齿轮上的力 2）确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调质处理。初估算轴的最小直径。取，可得取 220mm3）轴的结构设计 a)按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段1：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力，选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号二轴轴承代号|60000型: 16044基本尺寸/mm|d: 220基本尺寸/mm|: 340基本尺寸/mm|B: 37安装尺寸/mm|da (min): 232安装尺寸/mm|Da (max): 328安装尺寸/mm|ra (max): 2.1其他尺寸/mm|d2 : 262.5其他尺寸/mm|D2 : 297.6其他尺寸/mm|r (min): 2.1基本额定载荷/kN|Cr: 181基本额定载荷/kN|C0r: 216极限转速/(r/min)|脂: 1400极限转速/(r/min)|油: 1800重量/kg|W : 9.285取。轴段2：该轴段安装齿轮，齿轮左端采用轴套定位，右端采用轴肩定位。取直径轴段3：该段为一中间齿轮定位轴肩轴段4：该轴段安装齿轮，齿轮左端采用轴肩定位，右端采用轴套定位，取直径轴段5：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力，选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号二轴轴承代号|60000型: 16044基本尺寸/mm|d: 220基本尺寸/mm|: 340基本尺寸/mm|B: 37安装尺寸/mm|da (min): 232安装尺寸/mm|Da (max): 328安装尺寸/mm|ra (max): 2.1其他尺寸/mm|d2 : 262.5其他尺寸/mm|D2 : 297.6其他尺寸/mm|r (min): 2.1基本额定载荷/kN|Cr: 181基本额定载荷/kN|C0r: 216极限转速/(r/min)|脂: 1400极限转速/(r/min)|油: 1800重量/kg|W : 9.285取 b）轴上零件的周向定位齿轮与轴段2的周向定位采用A型普通平键联接，按，从手册中查得平键截面尺寸。齿轮与轴段4的周向定位也采用A型普通平键联接，按，从手册中查得平键截面尺寸。轴径 d: 200230键的公称尺寸|b(h8): 50键的公称尺寸|(h8)h(11): 28键的公称尺寸|c或r: 11.2键的公称尺寸|L（h14）: 125500每100mm重量kg: 1.1键槽|轴槽深t|基本尺寸: 17键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 11.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 0.7键槽|圆角半径r|max: 1为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。滚动轴滚与轴的周向定位采用过渡配合保证的，因此轴段直径尺寸公差取为。c)确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径2mm，轴端倒角取。4）轴的强度校核对于16044型深沟球轴承，确定轴承的支点位置。因此轴的支承跨距作用在大齿轮上的力作用在大齿轮上的力水平面：同理垂直面：RV2=14000RV3=133000同理得弯矩Mv1=Rv1.AC=Mv2=Rv2.DB=18Mv3=Rv3.AC=30MH2=RH2.DB=50MH3=RH3.AC=81M2=53M3=87M=53=102轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得由表8.7查得材料许用应力由式8-4得轴的计算应力为，该轴满足强度垂直面扭矩T：3.2.3 输出轴1）圆周向力和径向力的大小 2）确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，调质处理初取轴的最小直径，取，可得轴段1用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合。根据工作要求选用销联轴器（45号钢制），减速器后跟联轴器型号: GCL20/GCLZ20公称转矩Tn/(Nm): 500000许用转速n/(r/min): 790轴孔直径|d1、d2、dz: 280、300、320轴孔长度L|GICL,GICLZ|Y型: 470轴孔长度L|GICL|J、Z1型: 380D: 855D1: 755D2: 585D3: 600B: 393A: 297G I CL|C1: 44G I CL|C2: C: 13e: 50转动惯量/(kgm2): 167.41/140.03润滑脂用量/ml: 16000/8100重量/kg: 2263/2033许用径向位移| Y: 16.49/轴段1的直径。3）轴的结构设计 a)按轴向定位要求轴段1：半联轴器左端用轴端挡圈定位。按轴段1的直径直径半联轴器长度L1=470轴段2：为了半联轴器的轴向定位，轴段1右端制出定位轴肩，联轴器轴段2的直径取，根据轴承端盖装拆要求，取端盖外端与半联轴器右端面之间的距离为123mm，因此取。轴段3：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力。选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号，尺寸参数为三轴轴承代号|60000型: 61968基本尺寸/mm|d: 340基本尺寸/mm|: 460基本尺寸/mm|B: 56安装尺寸/mm|da (min): 354安装尺寸/mm|Da (max): 446安装尺寸/mm|ra (max): 2.5其他尺寸/mm|d2 : 378.0其他尺寸/mm|D2 : 422.0其他尺寸/mm|r (min): 3基本额定载荷/kN|Cr: 292基本额定载荷/kN|C0r: 418极限转速/(r/min)|脂: 900极限转速/(r/min)|油: 1100重量/kg|W : 27.0取。轴段4：该段为一中间齿轮定位轴肩。轴段5：安装挡油环和滚动轴承d5=340.L5=105b)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位用A型变通平键联接，平键的尺寸参数为轴径 d: 290330键的公称尺寸|b(h8): 70键的公称尺寸|(h8)h(11): 36键的公称尺寸|c或r: 1.62.0键的公称尺寸|L（h14）: 180500每100mm重量kg: 1.978键槽|轴槽深t|基本尺寸: 22键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 14.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 1.2键槽|圆角半径r|max: 1.6c)确定轴上圆角和倒角尺寸R=3.R2=2.如图标注所示轴端倒角取4）轴的强度校核对于16030型深沟球轴承，确定轴承的支点位置，取值为。根据装配图所示高速轴轴承跨距以及和齿轮支点跨距如图水平面：弯矩MH=RH1.AC=171419383=651000000（六次方）垂直面：同理得弯矩Mv=Rv1.383=241000000合成弯矩：扭矩T当量弯矩：，取折合系数轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得由表8.7查得材料许用应力由式8-4得轴的计算应力为，该轴满足强度强度要求。3.3 滚动轴承的校核计算3.3.1高速轴：根据装配图所示高速轴轴承跨距以及和齿轮支点跨距如图所示水平面：弯矩MH=RH1.AC=58765476=281000000（六次方）垂直面：同理得弯矩Mv=Rv1.AC=101000000合成弯矩：Cr1=9190合成径向力：则查表：合格3.3.2中间轴选用滚动轴承6308（GB276-89）受径向力：同理垂直面：RV2=14000RV1=133000合成径向力：则查表：合格3.3.3输出轴选用滚动轴承6212（GB276-89）水平面：弯矩MH=RH1.AC=171419383=651000000（六次方）垂直面：合成径向力：则查表：合格3.4键连接的计算挤压强度校核：轴的材料一般为钢，而轮毂材料可能是钢或铸铁，当载荷性质为轻微冲击时，钢的许用应力，用挤压强度条件校核本次设计中所采用的键，其中k为键与轮毂的接触长度，。为键的工作长度，A型键3.4.1高速轴轴头键的尺寸参数为轴径 d: 130150键的公称尺寸|b(h8): 36键的公称尺寸|(h8)h(11): 20键的公称尺寸|c或r: 11.2键的公称尺寸|L（h14）: 100400每100mm重量kg: 0.565键槽|轴槽深t|基本尺寸: 12键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 8.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 0.7键槽|圆角半径r|max: 1 1）与半联轴器联接的键 K=102 合格3.4.2中间轴与齿轮联结的键参数为轴径 d: 200230键的公称尺寸|b(h8): 50键的公称尺寸|(h8)h(11): 28键的公称尺寸|c或r: 11.2键的公称尺寸|L（h14）: 125500每100mm重量kg: 1.1键槽|轴槽深t|基本尺寸: 17键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 11.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 0.7键槽|圆角半径r|max: 1 1）与轴段2联接的键合格 2）与轴段4联接的键合格3.4.3输出轴 1）与齿轮联结的键参数为轴径 d: 330380键的公称尺寸|b(h8): 80键的公称尺寸|(h8)h(11): 40键的公称尺寸|c或r: 2.53键的公称尺寸|L（h14）: 200500每100mm重量kg: 2.512键槽|轴槽深t|基本尺寸: 25键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 15.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 2键槽|圆角半径r|max: 2.5 合格 2）与联轴器联结的键参数为轴径 d: 290330键的公称尺寸|b(h8): 70键的公称尺寸|(h8)h(11): 36键的公称尺寸|c或r: 1.62.0键的公称尺寸|L（h14）: 180500每100mm重量kg: 1.978键槽|轴槽深t|基本尺寸: 22键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 14.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 1.2键槽|圆角半径r|max: 1.6合格3.5 减速器的润滑和密封形式闭式齿轮传动装置的润滑、冷却、润滑油的选择和密封是紧密相关连的技术，十分重要，且不易做好。任何精制的齿轮装置，润滑不良都可能很快会出现胶合、点蚀、磨损等损坏。润滑的作用于是使齿轮的啮合面。轴承的相对运动表面形成油膜，降低局部接触应力集中，减少摩擦磨损和损耗功率，节省动力。此外润滑油可防止腐蚀、缓和冲击、降低噪声以及清洗、冲刷传动表面杂物和磨粒。润滑的同时可带走相对运动接触面的热、降低局部高温、扩散热量。但往往靠润滑油吸热、传热、机体外表面散热不足以使齿轮装置保持在允许在温度下运转，造成润滑失效。在前一节已有说明。必须辅以冷却装置。密封是润滑和冷却必然带来的问题，不良的密封渗、漏润滑油，不仅不符合文明生产的要求，而且会使润滑没流失、润滑失效，还可能污染生产场地，造成人身事故。可以说密封是维护生产设备、安全生产的保障措施之一。正确选用润滑油及低温下启动必须预热润滑油也是良好润滑的必要条件。低温下启动齿轮装置无润滑油及预热装置可能造成润滑系统失效，齿轮装置不能启动。闭式减速器齿轮和轴承共一机体，润滑必须两者兼顾。浸油飞溅润滑，机体表面自然散热冷却。浸油飞溅润滑依靠浸油齿轮将油甩点或雾飞向齿轮和轴承。按可能飞溅的要求，齿轮的节圆线速度。前一节已提到齿轮浸油会造成不可忽视的搅油损耗功率、温升、同时还会引起噪声，且随的增大而加剧。因此，要求。同样齿轮浸油的深度也有类似的影响，所以对浸油的深度也有限制，一般要求为：（2倍齿高），为齿轮模数，小模数齿轮取上限，并不得小于10mm。多级传动为使低速级浸油深不致不深，可在高速级加搅油齿轮。但要增加齿轮等许多零部件。当速度不太大、搅油损耗功率不太大时，不必加搅油齿轮，以简化结构。减速器需要密封防止渗漏油的部位有两类：其一是无相对运动的结合面；其二是有相对运动的配合面。无相对运动的结合面有机体机盖的结合面、轴承端盖与机体的结合端面和进出油管法兰端面与机体或机盖的结合面。这些部件目前采用精加工结合面，涂抹性能良好的密封胶（如乐泰胶等）再用预紧力足够高的高强度螺栓把合，能够很好的密封。极少有渗漏。有相对运动、需要密封的配合面是输入轴、输出轴或轴端需要外露的轴颈与轴承盖通孔（间隙）配合面。这些部件的密封不容易，需要认真对待。目前各方面的共识是：堵挡和疏导作用。按照这个思路可采取的具体办法有两种。第一种采取接触式油封加回油沟或回没孔。油封挡油外泄，油沟引油流回油池。在油封失效时，这种密封是可靠的。目前油封的种类较多，有骨架式橡胶油封，无骨架橡胶油封等，油封用橡胶有氟橡胶与丁腈橡等。接触式油封虽然结构简单，但有三个缺点：一是摩擦发热并有功率损耗；二是易老化磨损，寿命有限，属易损件；三是更换困难，要卸下不易的轴伸上的联轴器或其他传动件。第二种采用非接触式机械密封、迷宫式密封。这种类型说是密封，其不名副其实。实际上不是靠密封，而是挡油、甩油、回油，让油不能从配合面的间隙中外流。结构较复杂，但能克服接触式油封密封的缺点。润滑油品与选用，圆住、圆锥齿轮常用L-CKC中载荷工业齿轮油、L-CDK重载荷工业齿轮油，黏度等级68-320。低温时采用重载工业齿轮油，或黏度等级为68、100的前两种油。3.6 减速器箱体、附件设计3.6.1 箱体箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重要或有载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，也可采用钢板焊接的箱体。灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下盖体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证广旋紧螺栓时需要的扳手空间。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座的加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。箱体结构尺寸名称符号尺寸大小（）箱座壁厚20箱盖壁厚20箱盖凸缘厚度20箱座凸缘厚度20箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径30地脚螺栓数目8轴承旁联接螺栓直径24箱盖与箱座联接螺栓直径16轴承旁端盖螺钉直径16视孔盖螺钉直径12定位销直径12大齿轮顶圆与内壁距离22.5箱座的肋板厚133.6.2 附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合的箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件的部件的合理选择和设计。1）检查孔：为检查传动零件的啮合情况，交向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。2）通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3）轴承盖：为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。本设计采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便。4）定位销：为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。5）油面指示器：检查减速器内油池面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位装设油面指示器，本设计采用的油面指示器是油标尺。6）放油螺栓：换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体的接合面间应加防漏用的垫圈。7）起吊装置：当减速器重量超过25kg时，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。3.6.3 出厂检验与试验整机装配完毕出厂前，对影响整机性能的主要项目要进行检验。检验项目可以是制造厂自定，也可以是制造、使用双方商定。检验的指标应符合设计要求的相关标准。这里仅涉及一般问题。整机出厂检验：齿轮的正确啮合以及整机的性能不仅决定于齿轮及各种零件的加工精度，而且与各主要件的相对位置、对中精度等相关。其中最主要的是齿轮齿接触、侧隙与轴承的轴向间隙。（1）轮齿接触斑点检验，图8-40指出圆柱齿轮工作齿面的正确接触位置和面积。各种齿轮对接触部位和面积都有一定的要求（在有关章节中有叙述）。如果达不到将引起齿面接触、齿根弯曲应力集中，沿齿长侧隙不均等，丧失形成润滑油膜的条件。蜗轮齿面油膜的形成尤其与接触部位有关。接触斑点的检验方法要点如下，用特制的蓝色印痕涂料或油溶解快干油墨均匀涂在小齿轮的4-7个齿的齿面上，涂料层厚度约5-10m。用手转动小齿轮，小齿轮把涂料印在与其相啮合的大齿轮齿面上。大齿轮齿面上的涂料斑点即接触斑点。小齿轮转动的转角不应超过，以免交叉复印，损坏斑点的真实性。用塑料带的黏合面均匀地附着在有涂料斑点的大齿轮齿面上，实际复印下斑点的分布作为检验记录保存。测量斑点分布的面积并计算占全齿面的百分率，以形成定量概念。（2）侧隙检验，侧隙与齿厚、径向跳动、中心距偏差等因素有关。必要的侧障对保证正常运转、润滑、热胀冷缩不卡堵十分重要。侧隙偏大会在正反向转动时产生冲击。检验一般用厚薄规、千分表或压铅丝测量节圆附近的法向齿侧间隙。必要时要检验不同方位多个轮齿两端和中间的三个部位的侧隙，用以评估加工、装配的误差，运转声响和振动。检验结果应记录存档。（3）轴承间障检验，轴承必须动转灵活，无异常声响，滚动件与内外圈在相对动转时应有一定厚度的油膜，动转中有稳定的轴心，轴热胀冷缩有活动余地，因此轴承应有必要的间隙。径向间隙是设计选定、制造时保证的。轴向间隙则需要安装时给定、调整。但径向间隙对轴向间隙有影响。轴向间隙的一般检验方法：用千分表测量轴两向全程移动量在轴承端盖端面加垫片测量试验：经过静态检验的齿轮装置，还必须通过动态检验才能出厂。动态检验包括空载试验和加载试验。空载试验是必须进行的，加载试验则视具体情况而定，必要时供需要双方协商进行。有试验条件的应进行加载试验，否则待装入用户的设备中进行。（1）空载试验空载试验在额定工作转速下进行，正反两向运转，每向不小于2h。最好是达到油温稳定时为止。动转前应检查齿轮装置的紧固螺栓、安装螺栓、联轴器的连接是否达到要求；检查润滑油品、注油量、油面高度及润滑系统；采用循环油加强制润滑，应先启动润滑系统，检查各润滑点供油是否畅通、足够。符合本章8.7要求。在运行中，应检验以下项目并做记录：噪声和异常声响；振动和异常的冲击；润滑油温的温升；轴承和接触式油封处的温度；结合面的轴伸处的密封，润滑系统密封；通气罩的通气效果；试验完成以后就检验；各紧固件、连接件及润滑管路是否松动；齿面接触情况（从窥视孔观察）；过滤器是的杂物（有杂物应清洗）。（2）加载试验加载试验必须在空载试验合格、试验中出现的故障全部排除以后进行。产品出厂加载试验不同于性能或寿命试验。试验速度不应超过额定转速，加载大小和试验时间由制造厂自定，也可供需双方商定。一般试验载荷达到额定载荷的30%，试验时间在1-3h之间就可以了。对于大型齿轮装置在制造厂没有加载试验条件的也可以待安装在设备中再试验。任何加载试验，载荷都应逐级增加。加载试验应检验的项目与空载试验相同。试验后润滑油应过滤或更换，必要时清洗油箱。3.6.4 储运、安装、试动转、维护减速器储藏运输建议关注以下事项。外露加工表面应涂防锈油。如果海运到目的地，必要时应整机涂防腐蚀剂。除特殊要求外不需包装，但必要时可采用螺栓固定在木架上。附件（压力表、温度计、空气过滤器等）应单独包装。运输中防止反复冲击、防止轴转动。搬运起吊整机绝不可用上半机体（机盖）上的吊钩（或吊孔），必须用下机体上的起吊钩。在采用滚木搬运时，支撑面须用金属板保护。如果储存用做备件，库存时间较长，内部齿轮和轴承、轴等件需采取防锈措施。减速器安装场地应与热辐射隔开。如果安装在很热、很冷的地方，必须有冷却降温的措施和加热润滑油保证可正常启动的措施。安装减速器的混凝土基础或金属底板必须有足够的刚性；地脚螺栓埋入有足够的深度；采用垫片调平时，垫片厚度不应小于1mm；以保证负载运转时稳固，不变形。找水平，与动力机、工作机对中，应分别进行。水平仪精度要求一般为，水平仪置于机体水平面的延伸外突表面或与水平面相平行的加工表面。对中的精度越高越好，要考虑所采用的联轴器对中误差的补尝能力，允差的大小，一般轴线交角误差不应大于，平移误差不大于0.1mm。轴伸上的防锈剂、防腐剂必须清洗干净才能安装轴伸上的联轴器、链轮等零部件。清除防锈剂、防腐剂不应用砂纸、锉刀、刮刀等有伤轴配合表面的工具。装联轴器、链轮等不应用重锤打击，应采用热胀冷缩装的方法。轴伸上的链轮、皮带轮传动时所产生的压轴力最好是指向安装基础。与动力机的连接若采用液力偶合器，由于液力偶合器的质量较大，且启动时有较大的离心力，应避免液力偶合器的重力，离心力全部作用在减速器轴伸上，即液力偶合器不应悬挂在减速器轴伸上，而应与动力机共同支承。这样轴伸的支点不产生附加弯曲。（1）试运转启动前的准备工作、启动程序与前述产品出厂试验相同。但空载动转的时间应加长，至少应达到润滑油温度平衡后再运转2h。空载试运行后进行加载试运行，加载的方法与8.6节热功率测定的加载方法相同，逐级加载。但每个载荷等级的运转时间可适当延长，以利齿轮跑合。从空载到额定载荷的加载级数可分为5-7个等级。试运转中应慎重观测运转情况，包括安装、连接、紧固、润滑、密封、温升、声响、振动以及定时窥视齿轮工作齿面的情况，并作定时做记录。试运转合格后投入正式生不，仍应注意以上问题。(2)使用维护闭式齿轮传动装置运转正常时，声响均匀，转动平稳，噪声、振动、温度保持正常值。如出现突然改变，或虽不是突变却在不断升值，应停机检查故障，及时排除，并应记录在案。对重要大型装置，建议采用电脑监测，并保存测定数据。润滑冷动系统盍良好，是齿轮装置正常工作的前提条件，因此对油品、油量、油面要经常检查。及时补充损耗的油，更换不合格的油。不同品牌的润滑油不能混合使用。润滑油的正常更换期一般为：首次换入运转300-600h，应更换润滑油。此后运转5000h左右应更换一次油。换油应在油未冷却时放旧油并清洗油箱和过滤器。工业齿轮油最佳的工作温度在15-17。当环境温度较高，油温在100以内也是可以保证润滑性能的。但需更勤地检查油品质量。因为温度较高，油的有效寿命可能缩短，换油的时间应缩短。大修或更换易损零件卸装时，应参照装配图及有关技术要求进行。4主轴装置结构的设计4.1卷筒结构构造本设计的主轴装置由主轴、筒壳、联轴器、制动装置、轴承和轴承座等组成。主轴用45号钢制成。支轮和制动轮用钢板焊接而成。筒壳用钢板、角钢构成。主轴承由滚子轴承和铸铁轴承座组成。筒壳与支轮、制动盘用焊接联接，用16Mn钢制造而成。支轮与主轴为间隙配合联接。制动轮与主轴为过盈配合连接，并用渐开线花键联结。，采用加热装配。设计这种过盈配合连接方式来传递绞车动力的优点是简化了制造工艺、减小了维修工作量。但制造厂要保证精确的配合尺寸和表面粗糙度，否则其效果会适得其反。4.2主轴装置各部分设计计算主轴两端采用双列向心球面滚子轴承支承，轴承型号参数为基本尺寸/mm|d: 460基本尺寸/mm| D: 760基本尺寸/mm|B: 240安装尺寸/mm|da(min): 496安装尺寸/mm|Da(max): 724安装尺寸/mm|ra(max): 6其他尺寸/mm|d2: 其他尺寸/mm| D2: 其他尺寸/mm|B0: 其他尺寸/mm|r(min): 7.5计算系数|e: 0.33计算系数|Y1: 2.0计算系数|Y2: 3.0计算系数|Y0: 2.0基本额定载荷/kN|Cr: 3920基本额定载荷/kN|C0r: 9190极限转速/(r/min)|脂: 190极限转速/(r/min)|油: 260重量/kg|W: 479轴承代号|圆柱孔: 23192轴承代号|圆锥孔: 23192 K 主轴轴承后面是齿式联轴器与之联结。并通过齿式联轴器将减速器与主轴相连接。齿式联轴器型号参数为型号: GCL20/GCLZ20公称转矩Tn/(Nm): 500000许用转速n/(r/min): 790轴孔直径|d1、d2、dz: 280、300、320轴孔长度L|GICL,GICLZ|Y型: 470轴孔长度L|GICL|J、Z1型: 380D: 855D1: 755D2: 585D3: 600B: 393A: 297G I CL|C1: 44G I CL|C2: C: 13e: 50转动惯量/(kgm2): 167.41/140.03润滑脂用量/ml: 16000/8100重量/kg: 2263/2033许用径向位移| Y: 16.49/ 减速器采用二级展开式圆柱齿轮减速器，由于传动比较小，且减速器的安装位置不容易受空间的影响，而其减速器工作时候要有足够的强度和刚度故选此减速器。减速器的输入轴联结的联轴器是弹性型号: LX11公称转矩Tn /(Nm): 50000许用转速n /(r/min): 1400轴孔直径d1、d2、dz /mm: 140轴孔长度|Y型|L /mm: 252轴孔长度|J,J1,Z型|L1 /mm: 202轴孔长度|J,J1,Z型|L /mm: 252D /mm: 540D1 /mm: 340b /mm: 75S /mm: 6转动惯量I /(kgm2): 20.05质量m /kg: 520绳槽部分装有摩擦衬垫材料，为了使卷筒具有更强的耐磨性和防滑性，衬垫材料采用聚氨酯橡胶制品作为衬垫，根据此材料在开滦唐山矿使用的情况，摩擦系数可达到0.3，故选用此材料。液压站选用洛阳矿山机械研究所研究出的B792型液压站，它具有系统稳定，一级制动可任意调整，有助于二级制动的优点。深度指示器选用上海冶金矿山机械厂生产的B142型深度指示系统。测速发电机装置选用1334C型。它与减速器高速轴连接，用来监测整个提升系统的速度，从而加以控制。 4.3 筒壳强度计算1.已知条件筒壳材质 16Mn筒壳厚度 78筒壳厚度中线半径 r735筒壳的弹性模数 E9.82N/钢丝绳的弹性模数 9.81.2N/钢丝绳模向弹性模数 9.82500 N/2.筒壳自由段的强度计算在多层缠绕时，筒壳自由段的压缩应力（4.3）式中：T钢丝绳最大静张力，T440988 N；筒壳厚度，78mm； t绳圈间距，多绳摩擦式只有一圈t1； C由于筒壳变形，使钢丝绳拉力降低的系数；缠绕一层时，筒壳自由段的压缩应力 50996N/故筒壳自由段满足强度要求4.3.1主轴强度和刚度计算1.已知条件主轴装置重量 6589主轴重量 1133支轮及轮毂重量 915制动轮及轮毂重量 2002筒壳重量 1156主轴装置变位质量 3770滚筒变位质量 34142.固定静载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力（1）主轴自重分配于各轮毂处的力主轴单位长度重量q513/m主轴自重可分作为集中力分配于各轮毂作用点上。 3205N 3626N（2）滚筒各零部件重量分配于各轮毂处的力 16444N 9.880317404）钢丝绳重量分配于各轮毂处的力提升开始 0 9.81382N（4）合成的固定静载荷上述三项静载荷其方向与作用点均相同，故先合成。 + （4.4）由于钢丝绳重量按3种工况计算，故合成的固定静载荷也有3种工况。提升开始 + 3205+16444+019649N + 3626+27097+138232105N3.钢丝绳拉力分配于主轴各轮毂的作用点上的力（1）钢丝绳拉力及其位置计算提升开始钢丝绳的拉力式中：T钢丝绳最大静张力，T440988N； K矿井阻力系数，取K1.15； Q一次提升货载量，取有效载荷为钢丝绳最大静张力的50， Q=220494N 提升侧所有运动部件的变位质量，44998；提升加速度，根据煤矿安全规程，a1=0.5 m/ 512800N钢丝绳拉力的作用位置在滚筒的右侧，但由于摩擦圈及试验绳圈的关系，故距右侧挡板还有一段距离，如图4.3所示。 346 图4-3 滚筒提升开始时钢丝绳的位置（2）钢丝绳拉力分配于各轮毂处的力根据钢丝绳在滚筒上的位置及滚筒的结构尺寸，按简支梁求反力的关系，把钢丝绳拉力分配于1、2点上。滚筒提升开始，参见图4.4。 5128012719N - 51280-1271938561N由于在设计绞车时，出绳方向按水平计算，因而上述T、F均为水平方向。图4-4 滚筒提升开始时钢丝绳拉力分配4.作用于轴上水平方向及垂直方向的合力垂直方向 19649N 32105N水平方向 12719N 38561N5.计算力矩（1）计算支点反力1）垂直合力对主轴造成的支点反力参看图4.5。左轴承 24780N右轴承 +- 19649+32105-24780 26974N图4-5 垂直合力对主轴造成的支点反力2）水平合力对主轴造成的支点反力参看图4-6。图4-6 水平合力对主轴造成的支点反力左轴承 20669N右轴承 +- 12719+38561-20669 30611N（2）计算垂直弯矩、水平弯矩和合成弯矩1）垂直力对主轴造成的垂直弯矩247800.3929714 Nm269740.62716913Nm2）水平力对主轴造成的水平弯矩206690.3928102 Nm306110.62719193 Nm 3）合成弯矩 12649 Nm 25582 Nm由上述计算可知，断面2处为最危险断面，所以下面仅校核该断面的安全系数即可。6.扭矩计算绞车的最大扭矩发生在断面2处，其扭矩大小为： 59835 Nm式中：钢丝绳的拉力，51280N；滚筒的变位质量，3414；滚筒上摩擦圈及试验钢丝绳重，141。7.危险断面的安全系数计算主轴材料为45号钢，经热处理正火+回火，HB160200，54880N/，27440N/，24500N/，14700N/。主轴断面2的直径为300，无键槽，采用加热过盈配合连接方式。（1）抗弯和抗扭断面模数计算1）抗弯断面模数 2649式中：d主轴断面2处的直径，d30。2）抗扭断面模数 2 226495298（2）断面2安全系数计算1）最大弯曲应力和扭转应力 966N/ 1129N/2）最小弯曲应力和扭转应力 -966N/ -1129N/3）应力幅 966N/ 1129N/4）平均应力 0 05）抗弯安全系数 8.1式中：弯曲时的应力集中系数，取1.76；表面粗糙度系数，0.94；尺寸系数，取0.6；抗弯等效系数，0。6）抗扭安全系数 4.9式中：扭转时的应力集中系数，取1.54；尺寸系数，取0.6；抗扭等效系数，0。7）总安全系数 n 4.22.6符合要求。8.挠度计算根据材料力学，简支梁受集中力时，中点挠度公式为：（参见图4-7）图4-7 主轴挠度计算当ab时 f （4.5）当ab时 f （4.6）式中：E主轴的弹性模量，E9.82.1 N/； J主轴的惯性矩，J（1）固定静载荷和钢丝绳重量造成主轴的垂直挠度1）点1处垂直作用力造成的挠度，参见图4-8。图4-8 点1处垂直作用力造成的挠度19649N，d300,a392,b2022,L2414。 39740 0.00412）点2处垂直作用力造成的挠度32105N，d300,a1787,b627,L2414。 39740 0.01023）垂直挠度 + 0.0041+0.01020.0143（2）钢丝绳拉力造成的主轴水平挠度1）点1处水平作用力造成的挠度，参见图4-9。图4-9 点1处水平作用力造成的挠度 12719N，39740 0.00282）点2处水平作用力造成的挠度，参见图4.11。 38561N，39740 0.01313）水平挠度 + 0.0028+0.01310.0159（3）主轴的合成总挠度 0.0214（4）主轴的许用挠度 0.08式中：L主轴的跨度，L2414。故主轴的刚度符合要求。4.3.4主轴承强度计算根据该液压绞车的工作条件，确定选用双列向心球面滚子轴承。据上述主轴强度计算资料，该轴承承受的径向负荷为： 53110N主轴转速n30r/min,要求寿命小时，确定其型号。1.按额定动载荷选择轴承型号 C （4.7）式中：C额定动载荷，N；寿命系数，查机械设计手册表4.178，当50000h时， 3.98；转速系数，查机械设计手册表4.179，当n30r/min时， 1.032；载荷系数，查机械设计手册表4.180，绞车的负荷性质为中等冲击力，1.21.8，取1.5；温度系数，查机械设济手册表4.181，当轴承工作温度100时， 1； P当量动载荷，该轴承系向心轴承，主要承受径向载荷作用，故P53110N。 C307235N根据上述计算，按轴承样本选用3656双列向心球面滚子轴承。该轴承得额定动载荷C109000f1068200N，额定静载荷158000f1548400N。2.按额定静载荷校验（4.8）式中：当量静载荷，53110N；静载荷安全系数，取1.5；额定静载荷，1548400N。 1.55311079665N故符合要求。5 制动装置的选型设计5.1概述制动装置是保证液压绞车安全的重要部件。制动装置的作用： (1)在绞车停止工作时，能可靠的闸住绞车，并继续保持制动状态，即正常停车制动。 (2)当发生紧急情况时，能迅速而又合乎要求地闸住绞车，即安全制动o(3)双滚筒液压绞车在更换水平，凋节钢丝绳长度或更换钢丝绳时，应能闸住绞车的活滚筒，松开死滚筒。为了保证提升工作安全顺利地进行，煤矿安全规程第397、398，399条对绞车制动装置提出了严格要求5.2制动装置的选型设计多绳摩擦式提升机的制动装置是盘形制动闸，形状如图所示图5-1 盘形制动器1盘形闸；2进油管；3分配器；4支座盘形制动闸的工作原理是用油压松闸，以弹簧力制动。如图5.2所示，当制动时(压力油失压)在碟形弹簧的张力作用下，迫使活塞向前移动，通过调整螺钉，活塞杆将滑套推出，使制动块与滚筒上的制动盘接触，产生制动。当油缸内充入压力油后，压力油推动活塞向后移动，压缩碟形弹簧，并通过调整螺钉带动活塞杆向后移动，此时在两个弹簧的作用下，通过螺钉使制动块也向后移动，离开制动盘实现松闸。转动放气螺钉，可排除油缸中存留的气体，以保证制动闸能灵敏地工作。盘形闸有时可能有微量的内泄，此内泄可起滑套与支座间的润滑作用。但在时间较长时可能存油过多，因此应定期从放油螺栓处放油。图5-2 盘形制动闸1碟形弹簧；2放油螺塞；3油缸；4弹簧；5油腔；6活塞；7制动盘；8闸瓦；9滑套；10活塞杆；11放气螺栓；12进油口；13调整螺钉；14内六角螺钉根据提升机静张力差F=179340N.B134型盘行制动装置的一个油缸所产生的最大正压力为4500kg，八个油缸共F1=45008=36000kg，故选此制动器图5-3 盘形制动闸布置1一级制动闸；2二级制动闸；3单向节流阀6井架及其他附属选型设计井架采用工字钢和槽钢等材料焊接成钢架结构，对提升机的两个导向轮起到支撑作用，本人由于设计题目的针对性，不对井架做详细的设计计算。具体由用户根据矿井地质和环境条件设计。本提升系统的电控部分由电气专业人员设计计算。在此不做介绍煤矿提升系统是一个多方面的，复杂的，综合性系统，本人只对系统中主要零部件做了简单的设计计算，其他没涉及到的零部件由用户和其他人员解决。结论矿井提升设备在矿井生产中具有举足轻重的作用，作为井下生产系统和地面工业广场相联接的枢纽，在工作中一旦发生故障，就会严重影响矿井的正常生产，甚至造成人身事故。随着矿井生产的不断发展、原煤产量的大幅度提高，提升系统能否安全正常运行，已越来越明显地成为制约矿井生产的关键因素之一。因此，确保提升机高效、安全的运转，在生产中做到正确的使用和及时有效的维修显得十分重要。本次毕业设计介绍了提升机的结构组成及工作原理参考文献1 李仪钰.矿山提升运输机械，北京：冶金工业出版社，19892 夏荣海，郝玉琛矿井提升机械设备徐州：中国矿业大学出版社，19873 黄献珊. 建井提升运输设备, 北京：煤炭工业出版社，1987，72-744 陈维健，齐秀丽.矿井运输及提升机械.徐州：中国矿业大学出版社，19895 余发山.国内外矿井提升的现状与发展.煤矿机电，1995（6 洪晓华主编.矿井运输提升.徐州：中国矿业大学出版社，20057 能源部编.煤矿安全规程.北京：煤炭工业出版社，199210 机械设计手册编委会编著.机械设计手册第二卷.北京：机械工业出版社， 200411 机械设计手册编委会编著.机械设计手册第二卷.北京：机械工业出版社， 2004翻译部分英文原文Mine hoisting in deep shafts in the 1st half of 21st CenturyAlfred Carbogno 1Key words: deep shaft, mine hosting, Blair winder, rope safety factor, drum sizing, skip factor Introduction The mineral deposits are exploited on deeper and deeper levels. In connection with this, definitions like “deep level” and “deep shaft” became more and more popular. These definitions concern the depth where special rules regarding an excavation driving, exploitation, rock pressure control, lining construction, ventilation, underground and vertical transport, work organization and economics apply. It has pointed out that the “deep level” is a very relative definition and should be used only with a reference to particular hydro-geological, mining and technical conditions in a mine or coal-field. It should be also strictly defined what area of “deep level” or “deep shaft” definitions are considered. It can be for example: - mining geo-engineering, - technology of excavation driving, - ventilation (temperature). It is obvious that the “deep level” defined from one point of view, not necessarily means a “deep level” in another area. According to 5 as a deep mine we can treat each mine if: - the depth is higher than 2300 m or - mineral deposit temperature is higher than 38 C. It is well known that the most of deep mines are in South Africa. Usually, they are gold or diamonds mines. Economic deposits of gold-bearing ore are known to exist at depths up to 5000 m in a number of South Africa regions. However, due to the depth and structure of the reef in some areas, previous methods of reaching deeper reefs using sub-vertical shaft systems would not be economically viable. Thus, the local mining industry is actively investigating new techniques for a single-lift shaft up to 3500 m deep in the near future and probably around 5000 m afterwards. When compared with the maximum length of wind currently in operation of 2500 m, it is apparent that some significant innovations will be required. The most important matter in the deep mine is the vertical transport and the mine hoisting used in the shaft. From the literature 1-12 results that B.M.R. (Blair Multi-Rope) hoist is preferred to be used in deep mines in South Africa. From the economic point of view, the most important factors are: - construction and parameters of winding ropes (safety factor, mainly), - mine hoisting drums capacity, This article of informative character presents shortly above-mentioned problems based on the literature data 1-12. Especially, the paper written by M.E. Greenway is very interesting 3. From two transport systems used in the deep shaft, sub-vertical and the single-lift shaft systems, the second one is currently preferred. (Fig.1.) 6 Hoisting Installation The friction hoist (up to 2100 m), single drum and the double drum (classic and Blair type double drum) hoist are used in deep shafts in South Africa. Drum winders Drum winders are most widely used in South Africa and probably in the world. Three types of winders fall into this category - Single drum winders, - Double drum winders, - Blair multi-rope winders (BMR). Double drum winders Two drums are used on a single shaft, with the ropes coiled in opposite directions with the conveyances balancing each other. One or both drums are clutched to the shaft enabling the relative shaft position of the conveyances to be changed and permitting the balanced hoisting from multiple levels The Blair Multi-Rope System (BMR) In 1957 Robert Blair introduced a system whereby the advantage of the drum winder could be extended to two or more ropes. The two-rope system developed incorporated a two-compartment drum with a rope per compartment and two ropes attached to a single conveyance. He also developed a rope tension-compensating pulley to be attached to the conveyance. The Department of Mines allowed the statutory factor of safety for hoisting minerals to be 4,275 instead of 4,5 provided the capacity factor in either rope did not fall below the statutory factor of 9. This necessitated the use of some form of compensation to ensure an equitable distribution of load between the two ropes. Because the pulley compensation is limited, Blair also developed a device to detect the miscalling on the drum, as this could cause the ropes to move at different speeds and so affect their load sharing capability. Fig.2 shows the depth payload characteristics of double drum, BMR and Koepe winders. The B.M.R. hoist is used almost exclusively in South Africa, probably because they were invented there, particularly for the deep shaft use. There is one installation in England. Because of this hoists physical characteristics, and South African mining rules favouring it in one respect, they are used mostly for the deep shaft mineral hoisting. The drum diameters are smaller than that of an equivalent conventional hoist, so one advantage is that they are more easily taken underground for sub-shaft installations. A Blair hoist is essentially a conventional hoist with wider drums, each drum having a centre flange that enables it to coil two ropes attached to a skip via two headsheaves. The skip connection has a balance wheel, similar to a large multi-groove V-belt sheave, to allow moderate rope length changes during winding. The sheaves can raise or lower to equalize rope tensions. The Blair hoists physical advantage is that the drum diameter can be smaller than usual and, with two ropes to handle the load, each rope can be much smaller. The government mining regulations permit a 5 % lower safety factor at the sheave for mineral hoisting with Blair hoists. This came about from a demonstration by the% permits the Blair hoists to go a little deeper than the other do. On the other hand, the mining regulations require a detaching hook above the cage for man hoisting. The balance wheel does not suit detaching hooks, so a rope-cutting device was invented to cut the ropes off for a severe overwind. This was tested successfully but the Blair is not used for man winding on a regular basis. The B.M.R. hoist has been built in three general styles similar to conventional hoists. The three styles are (Fig. 3 and 4): The gearless B.M.R. hoist at East Dreifontein looks similar to an in-line hoist except that the drums are joined mechanically and they are a little out of line with each other. This is because each drum directly faces its own sheaves for the best fleet angle. The two hoist motors are fed via thyristor rectifier/inverter units from a common 6.6-KV busbar. The motors are thus coupled electrically so that the skips in the shaft run in balance, similar to a conventional double-drum hoist. Each motor alternates its action as a DC generator or DC motor, either feeding in or taking out energy from the system. The gearless Blair can be recognized by the offset drums and the four brake units. A second brake is always a requirement, each drum must have two brakes, because the two drums have no mechanical connection to each other. Most recent large B.M.R. hoists are 4.27 or 4.57 m in diameter, with 44.5 47.6 mm ropes 1. In arriving at a drum size the following parameters have been used: - The rope to be coiled in four layers, - The rope tread pressure at the maximum static tension to be less than 3,2 MPa, - The drum to rope diameter ratio (D/d) to be greater than 127 to allow for a rope speed of 20 m/s. With the above and a need to limit the axial length of the drums, a rope compartment of 8,5 m diameter by 2,8 m wide, was chosen. The use of 5 layers of coiled rope could reduce the rope compartment width to 2,15 m but this option has been discarded at this stage because of possible detrimental effects on the rope life. One problem often associated with twin rope drum hoists is the rope fleeting angle. The axial length of the twin rope compartment drums requires wide centres for the headgear sheaves and conveyances in the shaft. To limit the diameter of the shaft, the arrangement illustrated in Fig. 4 has been developed and used on a hoist still to be installed. Here, an universal coupling or Hookes Joint has been placed between the two drums to allow the drums to be inclined towards the shaft center and so alleviate rope fleeting angle problem, even with sheave wheels at closer centres 11. The rope safety factor The graphs in Fig. 5 illustrate the endload advantage with reducing static rope safety factors. While serving their purpose very well over the years, the static safety factor itself must now be questioned. Static safety factors, while specifically relating to the static load in the rope were in fact established to take account of: a. Dynamic rope loads applied during the normal winding cycle, particularly during loading, pull-away, acceleration, retardation and stopping, b. Dynamic rope loads during emergency braking, c. Rope deterioration in service particularly where this is of an unexpected or unforeseen nature. If peak loads on the rope can be reduced so that the peak remains equal to or less than that experienced by the rope when using current hoisting practices with normal static rope safety factor, the use of a reduced static rope safety factor can be justified. The true rope safety factor is not reduced at all. This is particularly of importance during emergency braking which normally imposes the highest dynamic load on the rope. Generally, the dynamic loads imposed during the skip loading, cyclic speed changes and tipping will be lower than for emergency braking but their reduction will of course improve the rope life at the reduced static rope safety factor. The means, justification and safeguards associated with a reduced static safety factor are discussed in 4,7,9,12. Based on the static rope safety factor of 4, the rope endload of 12843 kg per rope can be achieved. With twin ropes, this amounts to an endload of 25686 kg. With a conveyance based on 40 % of payload of 18347 kg with a conveyance of 7339 kg. There are hoisting ropes of steel wires strength up to Rm = 2300 MPa (Rm up to 2600 MPa 6 is foreseen) used in deep shafts. There are also uniform strength hoisting ropes projected 2,8. Conveyances The winding machines made from a light alloy are used in hoisting installations in deep shafts. The skip factor (S) has been defined as the ratio of empty mass of the skip (including ancillary equipment such as rope attachments, guide rollers, etc) to the payload mass. If the rope end load is kept constant, a lower skip factor implies a larger payload in other words, a more efficient skip from a functional point of view. However, the higher the payload for the same rope end load, the larger the out-of-balance load implying a more winder power going hand in hand with the higher hoisting capacity. If, on the other hand, the payload is fixed, a lower skip factor implies a lower end load and a smaller rope-breaking load requirement. Under these conditions, an out-of-balance load attributable to the payload would remain the same, but that due to the rope would reduce slightly. The sensitivity of depth of wind and hoisting capacity to skip the factor is illustrated in Fig. 6 and 7. A reduction of skip factor from 0,5 to 0,4 results in a depth gain of about 40 m for Blair winders and 50 m for single-rope winders. The increase of hoisting capacity for a reduction of skip factor by about 0,1 is about 10 %. Typical values for the “skip factor” are about 0,6 for skips and about 0,75 for cages for men and material hoisting. Reducing skip factors to say about 0,5 is a tough design brief and the trade-offs between lightweight skips and maintainability and reliability soon become evident in service. The weight can be readily reduced by omitting (or reducing in thickness) skip liner plates but this could reduce skip life by wear of structural plate leading to the high maintenance cost or more frequent maintenance to replace thinner liner plates. Similarly, if the structural mass is saved by reducing section sizes or changing the material from steel to aluminium for example, the structural reliability is generally reduced and the fatigue cracking becomes more efficient. Some success has been achieved in operating large capacity all aluminium skips with low skip factors but the capital cost is high and a very real hoisting capacity constrain must exist before the additional cost is warranted. It would appear that the depth and hoisting capacity improvements are better made by reducing the rope factor of safety and increasing the winding speed. The philosophy of the skip design should be to provide robust skips with reasonable skip factors in the range of 0,5 to 0,6 that can be hoisted safely and reliably at high speeds and that are tolerant to the shaft guide misalignment. It should be noted that some unconventional skips have been proposed (but not yet built and tested) that could offer skip factors as low as 0,35. Conclusions The first installation of Blaire hoists took place in 1958. From that time we can observe a continuous development of this double-rope, double-drum hoists. Currently, they are used up to the depth of 3 150 m (man/material hoist at the Moab Khotsong Mine, to hoist 13 500 kg in a single lift, at 19,2 m/sec, using 2 x 7400 kW AC cyclo-convertor fed induction motors). The Blair Multi-Rope system can be use either during shaft sinking or during exploitation. The depth range for them is 715 to 3150 m and the maximum skip load is 20 tons. In South Africa in deep shafts single lift systems are preferred. References 1 BAKER. T.J.: New South African Drum Hoisting Plants. CIM Bulletin, No 752, December 1994, p. 86-96. 2 CARBOGNO, A.: Winding Ropes of Uniform Strength. 1st International Conference LOADO 2001. Logistics and Transport. Hotel Permon, High Tatras, June 6th 8th 2001 p.214-217. 3 GREENWAY, M.E.: An Engineering Evaluation of the Limits to Hoisting from Great Depth. Int. Deep Mining Conference: Technical Challenges in Deep Level Mining, Johannesburg, SAIMM, 1990 p.449-481. 4 HECKER, G.F.K.: The Safety of Hoisting Ropes in Deep Mine Shafts. International Deep Mining Conference: Technical Challenges in Deep Level Mining. Johannesburg, SAIMM, 1990 p. 831-838. 5 HILL, F.G, MUDD J,B: Deep Level Mining in South African Gold Mines. 5th International mining Congress 1967, Moscow, p. 1 20. 6 LANE, N.M: Constraints on Deep-level Sinking an Engineering Point of View. The Certificated Engineer, vol. 62, No6, December 1989/January 1991 p. 3-9. 7 LAUBSCHER, P.S.: Rope Safety Factors for Drum Winders Implications of the Proposed Amendments to the Regulations. Gencor Group, 1995 Shaft Safety Workshop. Midrand, Johannesburg, November 1995, paper No 5 p.1-11. 8 MAC DONALD, D.H., PIENAAR, F.C.: State of the Art and Future Developments of Steel Wire Rope in Sinking and Permanent Winding Operations. Gencor Group, Shaft Safety Workshop Magaliesberg, 1994, paper No 13, p. 1-21. 9 MCKENZIE, I.D.: Steel Wire Hoisting Ropes for Deep Shafts. International Deep Mining C

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