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优秀含cad图+设计说明书 多绳摩擦式提升机 JKMD2.8 JKMD-2.8X4 JKMD2.8X4

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摘  要

多绳摩擦提升机具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优 点，适用于较深的矿井提升。本文利用大学期间所学课程针对多绳摩擦 轮提升机，对其滚筒和制动系统进行设计。

多绳摩擦提升机是利用钢丝绳与主导轮上的摩擦衬垫之间的摩擦力带动钢丝绳随着主导轮一起转动，从而实现容器的提升和下放。本次设计为JKMD—2.8×4多绳摩擦提升机的设计，设计内容主要有：主轴装置的结构设计和强度及刚度较核计算；钢丝绳的选择计算；传动系统参数确定及主电动机的选择计算；提升高度的计算及校核；防滑条件等验算。

关键词：JKMD—2.8×4多绳摩擦提升机；主轴装置；传动系统；防滑条件

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分类号： 密 级： 题 目:JKMD-2.84多绳摩擦式提升机摘 要多绳摩擦提升机具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优 点，适用于较深的矿井提升。本文利用大学期间所学课程针对多绳摩擦 轮提升机，对其滚筒和制动系统进行设计。多绳摩擦提升机是利用钢丝绳与主导轮上的摩擦衬垫之间的摩擦力带动钢丝绳随着主导轮一起转动，从而实现容器的提升和下放。本次设计为JKMD2.84多绳摩擦提升机的设计，设计内容主要有：主轴装置的结构设计和强度及刚度较核计算；钢丝绳的选择计算；传动系统参数确定及主电动机的选择计算；提升高度的计算及校核；防滑条件等验算。关键词：JKMD2.84多绳摩擦提升机；主轴装置；传动系统；防滑条件AbstractThe multi-rope friction hoist has the advantages of small size, light quality, safe and reliable, and strong lifting capacity, which is suitable for deep mine lifting. In this paper, the roller and braking system of multi-rope friction wheel hoist are designed by using the courses learned in university.Multi-rope friction hoist take use of friction to bring wirerope along with leading-wheel turning, which is caused by the effect of wirerope and the friction liner in the leading-wheel, so as to achieve containers to upgrade and descending. The design is the JKMD-2.8 4 friction hoist, and the features are: spindle device structure design ,strength and rigidity verification& calculation; calculation of wire Rope choice; decision of transmission parameters and the main motor choice& calculation; raising height calculation and verification; checking of anti-skid conditions. Key words：JKMD-2.8 4 friction hoist； spindle device； transmission system；anti-skid condtions目 录第1章 绪论11.1 工作原理11.2 多绳摩擦式与单绳缠绕式的比较2第2章 提升容器与提升钢丝绳的选择与计算52.1 提升容器的选择52.2 提升钢丝绳的选择与计算52.2.1 确定提升高度52.2.2 提升钢丝绳的选择计算52.2.3 尾绳的选择7第3章 提升机的验算与天轮的选择93.1 直径的验算93.2 以提矸作业验算提升机强度93.3验算主导轮衬垫比压93.4 天轮的选择10第4章 提升机与井筒的相对位置134.1 井架高度Hj的确定144.2 提升机主导轮中心至井筒中心距离Ls154.3 计算钢丝绳弦长154.4 钢丝绳出绳角164.5 钢丝绳绕过主导轮的实际围抱角17第5章 运动学与动力学计算175.1 计算最大经济速度175.2 计算提矸时提升系统的变位质量185.2.1 电动机的变位重量Gd185.2.2提升系统运动部分总变位质量m185.3 确定提矸时的加减速度185.3.1加速度a1185.3.2减速度a3215.4 提升矸石运动学计算215.5 运送人员动力学235.6 下放货载，设备等作业时的运动学235.7 提升矸石动力学计算23第6章 防滑条件验算276.1 提升载荷时276.1.1 静防滑安全系数j的验算276.1.2 动防滑安全系数d的验算286.2 下放载荷时296.2.1 静防滑安全系数j的验算296.2.2动防滑安全系数d的验算30第7章 提升高度的较核337.1 根据防滑条件确定最小提升高度337.2 根据钢丝绳的安全长度确定最大提升高度34第8章 卷筒宽度的确定及强度的验算358.1 卷筒宽度的确定358.2 卷筒强度的验算35第9章 轴的设计及较核379.1初选轴的直径379.2 轴的结构设计389.3轴的较核409.3.1 按弯扭合成条件较核409.3.2按扭转强度条件计算应力45第10章 轴承及部分螺栓的强度较核4710.1轴承的较核4710.2轴与支环连接处的螺栓强度较核4810.2.1在横向载荷作用下4810.2.2在弯矩作用下49结 语53参考文献55致 谢57第1章 绪 论1.1 工作原理提升机是进行提升工作的主要工作机械，它的任务是传递动力完成提升或下放容器的运动。解放以后我国提升机制造业获得了迅速的发展，由仿制发展到自行制造。1953年抚顺重型机器厂制成了我国第一台单绳缠绕式双筒提升机，1958年洛阳矿山机器厂设计制造了我国第一台多绳摩擦提升机，1974年上海冶金矿山机器厂试制成了我国最大的46多绳摩擦式提升机。目前，我国已能成批生产各种近代化的大型提升机。并在原有提升机系列型谱的基础上，开始制定全国统一的单绳缠绕式和多绳摩擦式的新系列，将进一步提高产品的系列化，通用化，标准化程度，这些都标志着我国提升机的设计制造已达到了一个新的水平。目前我国生产和使用的提升机可分为两大类：单绳缠绕式和多绳摩擦式。单绳缠绕式提升机是较早出现的一种提升机，它的工作原理比较简单，就是把钢丝绳的一端固定并缠绕在提升机的滚筒上，另一端绕过井架天轮悬挂提升容器，这样利用滚筒转动方向的不同，将钢丝绳缠上或松放，以完成提升或下放容器的工作。这类提升机在我国矿山中占有很大比重，使用比较广泛。但这种提升机在深井条件受到一定的限制。随着矿井深度的增加和一次提升量的增大，如仍采用单绳缠绕式提升机，就必须制造和采用更大的提升机和直径更大的钢丝绳。这样一来，不但会过多的增加基建费用，并带来制造和使用维护上的一系列缺点。正是在这样的条件下，提出并研究了摩擦提升原理。摩擦提升和前述的单绳缠绕式的不同之处在于钢丝绳不是缠绕在滚筒上而是搭放在主导轮上。提升容器悬挂在钢丝绳的两端，当提升机工作时，承受着拉力的钢丝绳必然以一定的正压力紧压在摩擦衬垫上，并产生一定的摩擦力。这样当电动机带动主导轮转动时，主导轮上的摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力便带动钢丝绳随着主导轮一起转动，从而实现容器的提升和下放。- 61 -1.2 多绳摩擦式与单绳缠绕式的比较多绳摩擦提升与单绳缠绕式提升相比，其主要优点是：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，孤适用于深井提升；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的小，并导致主导轮直径小。因而在同样提升载荷下，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.由于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，有打滑的可能性，可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，可以不设断绳保险；6.当采用相同数量的左捻和右捻钢丝绳时，可消除由于钢丝绳松捻而形成的容器罐耳作用于罐道上的压力。多绳摩擦的缺点是：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，为了保持各钢丝绳具有相同的工作条件，则需要更换所有的钢丝绳；3.因不能调节绳长，故双钩提升不能同时用于几个中段提升，也不适用于凿井提升；4.当矿井很深时，钢丝绳故障较多，故不适用于特别深的矿井提升。1.3 设计参数多绳摩擦式提升设备的布置方式可分为塔式与落地式两类。塔式多绳摩提升设备是把整套提升机安装在井塔的顶层，它的优点是：不受矿井地形的限制，简化了工业广场；钢丝绳不致受到雨雪的影响。但是井塔造价较高。落地式多绳摩擦提升设备，可以大大降低井塔的造价，减少矿井的初期投资，而且可以提高抵抗地震灾害的安全性。此次设计即采用落地式多绳摩擦提升机，设计参数如下：表1.1 设计参数机器型号JKMD2.84钢丝绳根数4主导轮直径2.8m钢丝绳最大静拉力35t钢丝绳最大静拉力差10t钢丝绳间距250mm最大提升速度11m/s第2章 提升容器与提升钢丝绳的选择与计算2.1 提升容器的选择选用即可用于主井提升又可用于副井提升的竖井多绳罐笼做为提升容器，罐笼型号为：GDS31/1104。主要参数如下：矿车型号： MG3.39B 矿车自重： 1360Kg矿车容积： 3.3m 钢丝绳数： 4名义载重量：3t罐笼自重： 8t罐笼全高： 11.35m允许乘人数： 602.2 提升钢丝绳的选择与计算2.2.1 确定提升高度煤矿安全规程规定：竖井中用罐笼升降人员的最大速度不得超过下式求出的值，最大不能超过16m/s。 Vm0.5 m/s （2-1） 根据设计参数得：Vm=11m/s 110.5 H484m由于多绳摩擦提升机主要用于深井或中等深度矿井，故取H=600m。2.2.2 提升钢丝绳的选择计算吕梁学院本科毕业论文（设计）用于副井提升时，提升作业多种多样，应以最重终端载荷计算。提矸，运人和下料三种情况相比较提矸时终端载荷最重。 一车矸石重为： Q=rgV （2-2） =1.63.3 =5.3t 式中：rg矸石比重 rg=1.6t/m V矿车体积 V=3.3 m所设计的提升机为四绳摩擦提升机，钢丝绳每米绳重为： （2-3） 式中：Qz罐笼自重 Qz=8000Kg； qc3吨矿车自重 qc=1360Kg； B钢丝绳中钢丝的极限抗拉强度 B=17000Kg/cm；ma 安全系数 ，煤矿安全规程规定：摩擦提升副井钢丝绳安全系数 ma8.2-0.0005HcHc钢丝绳最大悬垂长度 Hc=Hs+Hj+Hz =600+25+0 =625mHs矿井深度Hj井架高度 暂取Hj=25mHz井底车场水平到容器装载位置的高度，罐笼提升时为零； 所以：ma8.2-0.0005625=7.89 故取ma=8H提升高度 H=600m；Hj井架高度 暂取为25m；Hh尾绳环高度 Hh=15m； 所以： =2.16Kg/m查表得，选直径d=26.5mm三角股钢丝绳做为主绳，共四根，每米绳重P=2.76Kg/m，全部钢丝绳断裂力总和Qq=47350Kg2.2.3 尾绳的选择暂选用普通圆形股钢丝绳充当尾绳，通过尾绳悬挂装置将尾绳连接到罐笼底部。暂选用两根d=40mm的619型普通圆形股钢丝绳作尾绳。查得这种形式的钢丝绳每米重q=5.71Kg/m。由于两根尾绳的每米重量2q大于四根主绳的每米重量4p，因此本方案为重尾绳系统。尾，主绳每米差重为： =2q-4p =25.71-42.76 =0.38查重尾绳系统，以重罐位于井口位置时，主钢丝绳受力最大此时安全系数为： （2-4） =8.628故所选钢丝绳符合要求。吕梁学院本科毕业论文（设计）第3章 提升机的验算与天轮的选择3.1 直径的验算煤矿安全规程规定：对于安装于地面的提升机，摩擦提升机主导轮直径D满足 D100d D1200查得主提升钢丝绳的最粗钢丝直径=1.9mm，所是设计的提升机滚筒直径为2.8m 280010026.5 280012001.9故所选钢丝绳符合要求。3.2 以提矸作业验算提升机强度钢丝绳最大静张力： Fj=Q+Qz+ qc+2q（H+Hh） （3-1） =5300+8000+1360+25.72（600+15） =21695.6Kg钢丝绳最大静张力差： Fc=Q+H （3-2） =5300+0.3600 =5528Kg由设计参数得： 钢丝绳最大静张力Fjmax=35000Kg 钢丝绳最大静张力差Fcmax=10000Kg FjmaxFj FcmaxFc 说明提升机强度符合要求。3.3验算主导轮衬垫比压式中：Fs提矸时上升绳股的静张力 Fs= Q+Qz+qc+4pH+2qHh =5300+8000+1360+42.76600+25.7215 =21455.6KgFx提矸时下降绳股侧的静张力 Fx= Qz+qc+2q（H+Hh） =8000+1360+25.72（600+15） =16395.6Kg D提升机滚筒直径 D=280cmD主钢丝绳直径 d=2.65cm 所以： PB=（21455.6+16395.6）42802.65 =12.75Kg/cm上述实际比压小于橡胶类衬垫允许比压值14Kg/cm；更小于塑料衬垫允许值20 Kg/cm。无论采用何种衬垫均能满足要求。副井提升还可能同时提矸下料的作业，这时实际衬垫比压最大。摩擦衬垫是摩擦式提升机的重要部件，其材质的优劣将直接影响摩擦提升机的生产能力，工作安全，应用范围等，因此要求摩擦衬垫具有下列性能：1.与钢丝绳对偶摩擦时有较高的摩擦系数，且摩擦系数对水和油的影较小；2.具有较好的耐压性能；3.具有较好的耐磨性能，磨损时粉尘对人和机器无害。衬垫的上述性能中最主要的是摩擦系数，在耐压，耐磨性相同的条件下，提高摩擦系数会带来更大的经济效果和安全性。但他们有时是相互矛盾的，因此，在研究衬垫材料时应综合考虑，不能孤立的，片面的强调一方面。 综合考虑后，选择橡胶类摩擦衬垫。3.4 天轮的选择天轮安装在井架上，作支撑，引导钢丝绳转向之用，根据煤炭工业部标准，天轮分为以下三种：井上固定天轮，凿井及井下固定天轮，游动天轮。其结构形式也分为三种：直径为3500mm时，采用模压焊接结构；直径小于3000mm时，采用整体铸钢结构；直径为4000mm时，采用模压铆接结构。天轮直径的选择，根据煤矿安全规程规定：对于地面设备，当钢丝绳对于天轮的围抱角大于90时：Dt80dDt1200当围抱角小于90时： Dt60d Dt900 Dt天轮直径 D钢丝绳直径 钢丝绳中最粗钢丝直径综合考虑选用Dt=2500mm整体铸钢结构的天轮，天轮型号为TSG2500/15，主要参数如下：名义直径： 2500mm 绳槽半径： 15mm适用钢丝绳直径范围： 24.527mm允许的钢丝绳全部钢丝破断拉力总和： 66150Kg两轴承中心距： 800mm 轴承中心高： 200mm变位重量： 550Kg 总 重： 1512Kg第4章 提升机与井筒的相对位置当井筒位置已经确定后，正确选择提升机的安装地点是十分重要的。在决定提升机的安装地点时，通常要考虑如下问题：矿井地面工业广场布置，井筒四周地形条件，井下所留安全煤柱位置及尺寸，以及地面运输生产系统等。当提升机安装地点选好后，就要具体确定提升机轴线与井筒中心线的距离，以便安装提升机和修建提升机房。另外还要算出井架高度，但在计算这些数值时，必须考虑到钢丝绳弦长，钢丝绳偏角以及滚筒出绳角等因素的安全运转条件。多绳摩擦提升机的布置主要有井塔式和落地式两种，本次设计采用落地式。落地式多是绳摩擦系统与单绳缠绕式提升系统基本相同，其区别主要有下几点：1.多绳摩擦提升机的两组天轮呈上下布置，不在同一水平线上，因此计算井架高度时要了考虑两组天轮的高差。2.多绳摩擦提升无偏角问题。 作出落地式多绳摩擦提升机与井筒相对位置示意图，如图所示： 图4.1 提升机与井筒相对位置示意图4.1 井架高度Hj的确定井口水平至下天轮轴心线的距离Hj1： Hj1=Hr+Hg+0.75Rt （4-1） 式中：Hr罐笼全高； Hr=11.35m Hg过卷距离；煤矿安全规程规定：Vm10m/s时，过卷高度与速度值相等； Vm10m/s时，过卷高度不小与10米。 Rt天轮半径； Hj1=11.35+10+0.752.52 =22.3m 根据计算值取Hj1=23m 本方案取e=3m Hj= Hj1+e =23+3 =26m 与估计值相近，不再重新验算钢丝绳。4.2 提升机主导轮中心至井筒中心距离Ls一般来来说，在井筒与提升机之间很难再设置其他建筑物。因此为节省占地面积，滚筒中心至井筒中钢丝绳间水平距离Ls越小越紧凑。但根据井架天轮受力情况可以看出，为了提高井架的稳定性，在井筒与提升机房之间，设有井架斜撑。斜撑的基础与井筒中心的水平距离约为0.6 Hj左右。如果Ls取的过小，以致无法安装斜撑是不合理的。所以Ls应大于下式计算的值： Ls0.6Hj+3.5+D （4-2） 0.626+3.5+2.8 21.9m取Ls=22m4.3 计算钢丝绳弦长钢丝绳弦长是指钢丝绳离开滚筒处至钢丝绳与天轮接触点的一段绳长，上下两条弦长不完全相等。当井架高度和滚筒中心线至井筒中钢丝绳间水平距离均以确定时，弦长既为定值。故，下弦长：Lx1= （4-3） 取C0=1m Lx1= =30m 上弦长：Lx= = =33m为了防止在运转中钢丝绳跳出天轮轮缘，钢丝绳弦不宜过长。一般限制绳弦在60米以内。因为弦长过大时，震动也随之增大。井筒中仅布置一套提升设备时，提升机与井筒相对位置的布置结果，弦长多数是满足上述要求的。只有在井筒中布置两套提升设备，而且两台提升机采用同侧布置方案时，后台提升机的弦长就有可能超过60米。这时可在地面适当的地方，加设支撑导轮，以减少弦长跨度。4.4 钢丝绳出绳角上出绳角： =arctg （4-4） =arctg =5018下出绳角： 1=arctg + arcsin （4-5） =arctg + arcsin =5454下出绳角大于15，钢丝绳不会触及提升机的机架或基础。4.5 钢丝绳绕过主导轮的实际围抱角上下出绳角的偏差： =1- =5454-5018 =4305故： =+=3.23rad第5章 运动学与动力学计算5.1 计算最大经济速度煤矿安全规程规定：竖井中用罐笼升降人员的最大速度不得超过下述公式求出的数值，但最大不超过16m/s Vm0.5此外，还要考虑经济的因素。因为若用较大的提升速度时，一次提升量Q，钢丝绳和提升机都可以小一些。总的投资费用减少一些。但是这时运转费用要比提升速度较小，一次提升量Q较大的方案多一些。到底选用多大的提升速度Vm比较合理，要经过技术经济的方案比较。我国设计部门目前常用的估算经济公式是： Vm =（0.40.5） （5-1）取 Vm=0.4 =0.4 =9.79m/s根据提升机的规格和最大提升速度，所选电动机的转数为： n=式中：i减速器速比； 取i=8 n= =535r/min则电动机的额定转数为ne=592r/min。由电动机的额定转数计算最大经济速度： Vm= （5-2） = =10.8m/sVm=10.80.5=12.25故Vm=10.8是安全且经济的。5.2 计算提矸时提升系统的变位质量5.2.1 电动机的变位重量Gd Gd= （5-3）式中：（GD）d电动机转子的回转力矩 （GD）d=1705Kgm Gd=17052.8282 =139185.2.2提升系统运动部分总变位质量mm （5-4）式中：Gt每一组天轮的变位重量，对于Gt=2.5m的天轮取Gt=550Kg； GJKMD2.84型提升机的变位重量 G=11600Kg； G重力加速度 g=9.8m/s；m=5300+28000+21360+42.76（600+26+33+30+23）+2 5.72（600+215）+2550+13918+11600 =6704Kgs/m5.3 确定提矸时的加减速度5.3.1加速度a1 按减速器允许的动力矩计算加速度a1 a1 （5-5） 1.28m/s式中：Mmax减速器允许的动力矩，查得Mmax=19000Kgm按充分利用预选电动机能力计算加速度： a1式中：预选电动机过负荷系数，=2.95； 主尾绳每米差重，=0.38； Fe预选电动机作用在主导轮上的额定力，Fe由下式计算得： Fe= = =8847Kg式中：Pe电动机额定容量，Pe=1000KW； a1 2.04m/s按防滑条件计算加速度：对于重尾绳系统，加速阶段终了时动防滑安全系数最小。但考虑本系统值甚小，故按提升开始时的参数计算时误差不大。煤矿安全规程规定，摩擦提升动防滑安全系数d1.25。这时加速度应为： a1 式中：e自然对数底，e=2.718； 钢丝绳与主导轮衬垫间的摩擦系数，取=0.2； 钢丝绳绕过摩擦筒的围抱角，=3.16rad；Fs提升开始时上升绳股的静阻力； Fx提升开始时下放绳股的静阻力； ms上升绳股运动部分的静阻力； mx下降绳股运动部分的静阻力；上式Fs，Fx，ms，mx分别由下式求得： Fs=Q+Qz+qc+4pH+2qHh+0.1Q =5300+8000+1360+42.76600+25.7215+0.15300 =21986Kg式中：0.1Q上升绳股的的阻力。 Fx= Qz+qc+2q（H+Hh）-0.1Q =8000+1360+25.72（600+15）-0.15300 =15866Kg ms= = 19.8 5300+8000+1360+42.76（600+23+30）+25.7215+2850 =2305Kg mx= =8000+1360+42.76（26+33）+25.72（600+15）+550 =1796Kg 所以a1 a1 0.88m/s 根据上述三个条件计算结果，可以采用a1=0.88m/s的方案，但上由于副井提升运送人员的加减速度限制在0.75 m/s以内。提矸的加减速度可以与运送人员的加减速度不同，但0.88与0.75差别不是太大，为简化计算，简化控制取a1=0.75 m/s。5.3.2减速度a3为了与运送人员时数值一样，取减速度a3为0.75 m/s。这对控制是方便的。因为目前速度给定装置均采用带凸轮板的以行程为函数的控制方法。如果提升矿石和运送人员的减速度相同时，则减速行程也一样。这对于凸轮板外形的设计是十分有利的。通过计算表明，这时属于电动机方式减速。这在多绳摩擦提升中是经常可以遇到的现象。第一是由于运送人员减速度不能过大；第二是由于静力平衡系统，减速阶段静阻力与提升开始瞬间静阻力相同。既或对于主井提升来说，有时也因自由滑行减速度过大而不得不采用电动机方式减速。只要加速阶段电动机不会产生滞后滑动，正常的减速阶段更不会出现滞后滑动。至于超前滑动则有可能产生于安全制动状态。对正常的减速阶段也是不会产生超前滑动的。因此在确定正常减速度a3时，对防滑问题是不予考虑的。故取减速度a30.75 m/s。5.4 提升矸石运动学计算为准确停车，采用五阶段速度图，取爬行距离h4=2.5m，爬行速度V4=0.5m/s。加速时间t1： t1= （5-6） = =14.4s加速阶段罐笼所经距离h1： h1= （5-7） = =77.8m减速运行时间t3： t3= （5-8） = =13.7s减速阶段罐笼所经距离h3： h3= （5-9） = =77.4m爬行阶段所需时间t4： t4= （5-10） = =5s等速阶段罐笼所经行程h2： h2=H-h1-h3-h4 （5-11） =600-77.8-77.4-2.5 =442.3m等速阶段运行时间t2： t2= （5-12） = =41s近似取停车时间为1s，罐笼提矸时取休止时间=15s，则一次提升循环时间为： Tx= t1+t2+ t3+ t4+1+ =14.4+41+13.7+5+1+15 =90.1s5.5 运送人员动力学为了缩短运送人员的总时间及节省电能，应尽量使上下罐同时运送人员。但上下罐所乘人数很难完全相等。甚至也会出现单独上提或单独下放的情况。不论何种方式，一律取加减速度相等且为0.75米/秒。这是符合煤矿安全规程规定的。爬行阶段运动参数与提矸说相同。双层罐笼同时进出人员时，取休止时间=45秒。这样虽一次提矸运动时间与运送人员运动时间相同，因二者休止时间不同，故一次循环时间不同，经计算求出运送人员时，一次循环时间Tx=124.4秒。5.6 下放货载，设备等作业时的运动学下放货载时出现负力。如减速度取的过大，采用电气制动时，会使主电机温升过高，有可能使预选电动机过热。因此在下放材料，矸石时，也取加减速度为0.75米/秒。因下放材料，设备时的休止时间与运送人员时的休止时间较相近，所以下放货载时的一次循环时间可另其与运送人员时的循环时间相同。运送炸药或其他特殊设备，应以较低速度运行或根据具体条件另行决定。检查井筒及钢丝绳时，运行速度为0.3米/秒。一般多在维修班进行。5.7 提升矸石动力学计算提升开始时拖动力F1： F1=KQ-H+ma1 =1.25300-0.38600+67040.75 =11077Kg加速阶段终了时拖动力F1： F1=KQ-（H-2h1）+ ma1 =1.25300-0.38（600-277.8）+67040.75 =11219Kg等速阶段开始时拖动力F2： F2= KQ-（H-2h1） =1.25300-0.38（600-277.8） =6191Kg等速阶段终了时拖动力F2： F2= KQ-（H-2h1-2h2） =1.25300-0.38（600-277.8-2442.3） =6527Kg减速阶段开始时拖动力F3： F3= KQ-（H-2h1-2h2）-ma3 =1.25300-0.38（600-277.8-2442.3）-67040.75 =1499Kg减速阶段终了时拖动力F3： F3= KQ+（H-2h4）-ma3 =1.25300+0.38（600-22.5）-67040.75 =1558Kg爬行阶段开始时拖动力F4： F4= KQ+（H-2h4） =1.25300+0.38（600-22.5） =6586Kg爬行阶段终了时拖动力F4： F4= KQ+H =1.25300+0.38600 =6588Kg 提升矸石时的速度图及力图如图所示： 表5.2 提升矸石提升系统工作表a（m/s）0.75 00.750 h （m）77.8 442.377.42.5t （s）14.4 4113.70.5 20提人员时的载荷小于提矸时的载荷。只要提矸时，电动机容量满足要求，提升人员时肯定满足要求，因此不在计算提升人员时的动力学。下放最重的货载是料石。由于料石比重小于矸石比重；又因下放货载时加减速度取的不是很大，既负力不会很大，因此下放料石时进行电气制动电动机容量也会满足的。如果能够提矸下料同时进行无论对电动机容量，电能消耗以及缩短副井全部工作时间都是有利的。非经常性下放特殊重型设备时，可在空罐侧配以平衡重物，必要时也可低速运转。 图5.1 提升矸石提升系统工作图第6章 防滑条件验算摩擦式提升机的工作原理是利用提升钢丝绳与主导轮摩擦衬垫之间的摩擦力传递动力。摩擦式提升机在运转时，主导轮靠摩擦力来带动提升钢丝绳，使重载侧钢丝绳上升，空载侧钢丝绳下放。由此可知，多绳摩擦提升机的提升能力取决于它的摩擦力，其值决定于钢丝绳的张力，钢丝绳在主导轮上的围包角和钢丝绳与摩擦衬垫间的摩擦系数。随着摩擦力的减小会发生钢丝绳沿主导轮滑动的危险，以致可能造成严重的后果。因此，为了保证摩擦提升在工作中不发生打滑现象，必须验算防滑安全系数，包括静防滑验算，动防滑验算和安全制动防滑验算三种。在一般选型设计中，当采用加，减速度不大于1米/秒时，可以只作静防滑安全系数的验算，而不必验算动防滑安全系数。只有在特殊需要的情况下才验算动防滑安全系数。设计规范规定：落地式多绳摩擦提升机静防滑安全系数j1.75，动防滑安全系数d1.25。副井提升有多种作业，但首先可分为提升与下放两大类来分析防滑验算。6.1 提升载荷时6.1.1 静防滑安全系数j的验算重尾绳提升系统，以提升终了时提升系统的静防滑安全系数j最小。这时易发生滞后滑动。只要提升终了时j满足要求，其他运转阶段不必验算。j的验算公式为： j= （6-1） 式中：Fs提升终了时上升绳股的静阻力； Fx提升终了说下放绳股的静阻力；因为值较小，为简化计算Fs，Fx可利用提升开始时的数值，Fs=21986Kg Fx=15866Kg。 e 自然对数底 e=2.718； 钢丝绳与主导轮衬垫间的摩擦系数 取=0.2； 钢丝绳绕过摩擦筒的围包角 =3.23rad； j= =2.351.75故此时不发生滑动。6.1.2 动防滑安全系数d的验算有两种情况需要验算，一是正常提升工作的加速阶段，一是安全制动时。加速阶段动防滑安全系数d：正常提升时的加速阶段动防滑安全系数d最小，这时易发生滞后滑动，但对于重尾绳系统而言，最小的d是发生于加速阶段末，只要这时的d大于1.25，其他各正常工作阶段运转是安全的。d如下计算： d= （6-2） = =1.421.25故此时不发生滑动。 安全制动时动防滑安全系数d：提升机实现安全制动时，制动减速度az均甚大于as。这时提升机不会发生滞后滑动，但却有产生超前滑动的危险。因此必须保证安全制动时动防滑安全系数d大于1.25。对于重尾绳系统，应以提升开始后不久既实现安全制动时的d为最小。应检验这种状态时的d。为了检验d，必须首先计算出本系统的安全制动减速度az。为求az必须先计算本系统的最大制动力矩Mz。煤矿安全规程规定：提升机实现安全制动时，制动系统产生的最大制动力矩Mz不应小于三倍静力矩，并且上提货载形成的制动减速度az要小于5米/秒，下放货载时的制动减速度az要大于1.5米/秒安全制动最大制动力矩Mz计算如下： Mz=3（Q+H） =3（5300+0.38600） =23218Kgm 提升货载时的实际减速度为： az= （6-3） = =3.3m/s式中： Mj=QR =53002.82 =7420确定安全制动时动防滑安全系数d d= （6-4） = =1.81.25故此时不发生滑动。6.2 下放载荷时6.2.1 静防滑安全系数j的验算 j= （6-5） 式中：Fs下放开始时上升绳股的静阻力； Fx下放开始时下放绳股的静阻力；因值较小，为简化计算Fs，Fx可利用下放终了时的值。此外还需注意由于料石比重=1.5t/m，所以一车料石重Q=4950Kg。 Fs=Qz+qc+2qH+Hh-0.1Q =8000+1360+25.72（600+15）-0.14950=15900Kg Fx= =8000+4950+1360+42.76600+25.7215+0.14950 =21600Kg j= =2.511.75故此时不发生滑动。6.2.2动防滑安全系数d的验算减速阶段动防滑安全系数d： d= （6-6）式中：ms上升绳股运动部分的变位重量； mx下放绳股运动部分的变位重量； mx=4950+8000+1360+42.76（600+23+30）+2 5.7215+550=2341Kg ms= =8000+1360+42.76（26+33）+25.72（600+15） +550 =1796Kg d= =1.481.25故此时不发生滑动。安全制动时动防滑安全系数d：首先计算下放货载时的制动减速度az： az= = =1.68m/s煤矿安全规程规定：下放重载时的安全制动减速度不得小于1.5m/s，az=1.681.5，符合要求。 下放货载产生安全制动的d为： d= = =1.06下放重载正常减速阶段的防滑安全系数也应保证大禹或等于1.25，在所有的工况中，最易产生继发性恶性滑动危险的是下放重物紧急制动。在验算其防滑安全系数时，即使采用二级制动也难以满足，因此不得不把它放宽到1。由此可见，运转是安全可靠的。第7章 提升高度的较核 多绳摩擦提升机在提升高度方面的应用范围取决于钢丝绳的最大静张力和最大静张力差，而不象缠绕式提升机那样受容绳量的限制。其最小提升高度受防滑条件的限制，最大提升高度理论上仅受提升钢丝绳强度的限制。但使用经验证明，当深井超过1800米时，由于首绳加粗及尾绳加长，钢丝绳重量也随之增大，在每个提升循环中，钢丝绳重量引起的交变应力也随之增大，这使钢丝绳寿命降低，同时使运行不平稳，此外还容易使尾绳发生“8”字形。因此，有的资料认为多绳摩擦提升机的提升高度不应超过1525米，最好在1220米以下。这个数字远小于钢丝绳强度允许的提升高度。7.1 根据防滑条件确定最小提升高度 （7-1）式中： =2174 B钢丝绳的抗拉强度 B=17000Kg/cm； 钢丝绳的安全系数 =8.6； 静防滑安全系数 1.75 = = =1.5 =328m7.2 根据钢丝绳的安全长度确定最大提升高度 式中：Q0提升终端载荷； Q0=Q+Qz =5300+8000 =13300 =969m初取H=600m，符合提升高度的要求，不必重新计算。 第8章 卷筒宽度的确定及强度的验算8.1 卷筒宽度的确定根据主轴装置图上卷筒各部分的结构尺寸及绳间距确定卷筒宽度，各部分的结构尺寸如下：钢丝绳间距：250mm；钢丝绳最外绳到衬垫外层间距：40mm；衬垫护板厚度取：20mm；制动器宽：300mm；制动盘厚度：30mm；滚筒外沿：40mm；故卷筒宽度为：B=3250+3020+202+402+402+3002 =1610mm最终确定卷筒宽度为：1610mm8.2 卷筒强度的验算多绳摩擦提升机主导轮轮壳的结构是极对称的，但外载荷是不对称的，只有上部承受载荷，不象缠绕式卷筒那样载荷沿轴向均布并且是极对称的，故用于单绳缠绕式提升机卷筒的计算方法在此已不适用。但目前尚无计算多绳摩擦式提升机主导轮轮壳的实用方法。我国现多采用经验公式： （8-1）式中：上升钢丝绳的最大静张力 =21695Kg； 主导轮轮壳厚度 =2.5cm； h支环的高度 h=10cm； 支环的厚度 =1.5cm； 故卷筒强度符合要求。 第9章 轴的设计及较核 主轴是提升机的主要部件之一。对于它的设计和使用，必须给予足够的重视。主轴的结构设计应考虑如下几点：1. 便于起吊，安装和加工； 2. 卷筒在轴上的安装方式，不论用键或热装固定，都应力求可靠，不松动，因为松动后不仅影响传动，而且会在轴上磨出沟槽，以致引起断轴事故；3. 轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的，过大的应力集中；4. 轴的加工和热处理需严格遵守规程，并于机械加工前在轴头切样检验，此外还要进行探伤检验；5. 对轴不仅有强度要求，而且还要有刚度要求，通常，挠度应小于轴跨距的1/3000；6. 主轴的材质一般为45钢。根据以上要求，初步确定轴的材料为45钢，=40Mpa。9.1初选轴的直径由设计手册得： （9-1） 式中：P轴传递的功率 P=10000.85=850KW； n轴的转速 n=74r/min； A0根据轴的材料及所受载荷情况取A0=110； =248mm因轴上开键槽应将轴径增大3%，所以=256mm。因最小轴径处安装联轴器，为了使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器的型号。计算轴上转矩： T=9550 000 =9550 000 =109696Nm联轴器的计算转矩为： 式中：工作情况系数 取=1.7； =186483 Nm根据联轴器的计算转矩及最小轴径，选择鼓型齿式联轴器，型号为：GCL16，基本参数如下： 表9.1 联轴器基本参数 公 称 转 矩250Nm许 用 转 速1300r/min轴 孔 直 径280mm轴 孔 长 度380mm质 量1027Kg 由此确定主轴最小轴径为：280mm。9.2 轴的结构设计综合各部分的结构功能，考虑轴的结构形式如图：图9.1 轴的结构示意图（1）.轴段12与联轴器配合，故此轴段长度由联轴器毂孔长度确定为380mm，联轴器与轴的周向定位采用切向键。配合精度为H7/k6，轴向定位采用套筒定位。（2）.轴段34与轴段1112与轴承配合，由工作情况选用调心滚子轴承，根据轴径确定轴承代号为：23264 CC/W33，由轴承尺寸确定此轴段长度为208mm。轴承的轴向定位借轴肩保证，周向定位由过渡配合保证，配合精度为H7/r6。（3）.其他各部分轴段尺寸由结构尺寸确定，轴端倒角及轴上圆角见轴的零件图。（4）.轴与卷筒左侧采用螺栓连接，与卷筒的右侧则靠过盈配合连接，配合精度为H7/s6。轴上各零件的配合方案如图所示： 图9.2 轴上零件装配方案图9.3轴的较核9.3.1 按弯扭合成条件较核（1）.初步估算卷筒的重量：卷筒选择厚度t=32mm的钢板制成，自重约为： m=V （9-2）式中：钢板的密度 取=7900Kg/m； V卷筒的体积； m=3.1428001580327900 =3516Kg 由于卷筒结构对称，且卷筒本身重量经两轮毂传递给轴，故可近似认为两轮毂平均分担卷筒重量及钢丝绳张力。 =1758Kg（2）.估算轴的自重轴的平均直径为：D=376mm主轴自重为： =V =79003.142.876 =2522Kg（3）.钢丝绳张力分配于各轮毂中心力 钢丝绳张力对主轴水平分力为： （9-3）式中：提矸时上升绳股的静张力 =21456Kg； 提矸时下降绳股的静张力 =16396Kg； 上出绳角 =50.3； 下出绳角 =54.9； =11566.5Kg钢丝绳对主轴的垂直分力为： = =14961Kg（4）.做出轴的受力简图，如图所示：图9.3 轴的受力分析图在水平方向上对A点取矩得： 446.5+1509-2188=0 11566.5446.5+11566.51509-2188=0 =10337Kg在水平方向上X=0： 故 +10337-11566.5-11566.5=0 =12756Kg在竖直方向上对A点取矩得： 446.5-1359+1509+2188=0（14961-11566.5）446.5-25221359+（14961-11566.5）1509+2188=0 =10234Kg在竖直方向上Y=0： +-+-+=0 +11566.5-14961+11566.5-14961+10234+2522=0 =13650Kg作出轴的弯矩图及扭矩图，如图所示：由弯扭图可见，轴的危险截面在C处=6959397.5Kgmm=6.959Nmm=7452362.5 Kgmm=7.452 Nmm合成弯矩为： （9-4） =10.196 Nmm T=10.97 Nmm按弯扭合成应力较核轴的强度：式中：轴的计算应力，Mpa； M轴所受的弯矩，Nmm； T轴所受的扭矩，Nmm； W轴的抗弯截面系数，mm； =18.97Mpa 图9.4 轴的弯扭图轴的材质为45钢，调质处理，则=60 Mpa 故主轴安全。9.3.2按扭转强度条件计算应力 （9-5）式中：扭转切应力，Mpa； T轴所受的扭矩，Nmm； 轴的扭转截面系数，mm； n轴的转速，r/min； P轴传递的功率，KW； d计算截面处轴的直径，mm； 许用扭转切应力，Mpa ，=40Mpa；由弯扭合成条件可知，轴的危险截面在C处 =11.76Mpa 故主轴符合强度要求。综上所述，所设计的轴符合工作的强度要求。吕梁学院本科毕业论文（设计）第10章 轴承及部分螺栓的强度较核10.1轴承的较核 由第十章轴的结构设计部分确定出轴承的代号为：23264 CC/W33，基本参数如下： d：320mm D：520mm B：208mm Cr：1380