JKMD4x4多绳摩擦式提升机设计【优秀含CAD图+说明书】

摘要目前我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，矿井提升设备作为煤矿的关键设备，在矿井机械化生产中占有重要地位。制动器是提升的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。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。在对提升机的制动器选型过程中，因盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可，特别是在结合了液压系统和PLC控制之后，液压系统和PLC超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。制动盘的制动力，靠油缸内充入油液而推动活塞来压缩盘式弹簧来实现。液压盘式制动器作为最新一种制动器，具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。它具有制动力大、工作灵活性稳定、敏感度高等特点，对生产安全具有重要意义。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JKMD4×4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：提升机；多绳摩擦；制动器；防滑条件；液压传动

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关键词：: 优秀含CAD图+说明书 JKMD4x4多绳摩擦式提升机设计【优秀含CAD图+说明书】

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摘要

目前我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，矿井提升设备作为煤矿的关键设备，在矿井机械化生产中占有重要地位。制动器是提升的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。

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。

在对提升机的制动器选型过程中，因盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可，特别是在结合了液压系统和PLC控制之后，液压系统和PLC超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。制动盘的制动力，靠油缸内充入油液而推动活塞来压缩盘式弹簧来实现。

液压盘式制动器作为最新一种制动器，具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。它具有制动力大、工作灵活性稳定、敏感度高等特点，对生产安全具有重要意义。

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JKMD4×4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：提升机；多绳摩擦；制动器；防滑条件；液压传动

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内容简介：: 毕业设计题目:JKMD44多绳摩擦式提升机摘要目前我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，矿井提升设备作为煤矿的关键设备，在矿井机械化生产中占有重要地位。制动器是提升的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。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。在对提升机的制动器选型过程中，因盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可，特别是在结合了液压系统和PLC控制之后，液压系统和PLC超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。制动盘的制动力，靠油缸内充入油液而推动活塞来压缩盘式弹簧来实现。液压盘式制动器作为最新一种制动器，具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。它具有制动力大、工作灵活性稳定、敏感度高等特点，对生产安全具有重要意义。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JKMD44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：提升机；多绳摩擦；制动器；防滑条件；液压传动AbstractCurrently many of our coal mine has turned to deep mining. Mine coal upgrading equipment as the key equipment holds an important position in mechanized production of the mine. The brakes are one of the important components of a direct bearing on Hoist the safe operation of equipment.Multi-rope friction hoist with small size, light weight, safe, reliable, and strong ability to upgrade apply to the deeper mine hoist. In this paper, the braking system for four-rope friction round hoist have been designed.In the hoist brake selection process, because in recent years disc brake is used in the new brakes Its unique strengths and good safety performance recognized by the majority of users. Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance of the disc brake provides a tremendous platform for the work. Brake disc braking force and rely on the fuel tank filled with oil that drives the piston to compress spring to achieve Disc.Hydraulic disc brakes as the latest development of a brake, which has many advantages. Therefore it in a modern aircraft types to upgrade gain wider application. It is the braking force,flexibility stability,high sensitivity; on production safety is of great significance.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 JKMD4 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：Hoist; Multirope friction; Brake; Anti-skid conditions; Hydraulic drive目录第1章绪论11.1 提升机概况11.2 多绳摩擦提升机的分类和特点2第2章设计任务及主要参数52.1 设计题目52.2 设计目的52.3 设计参数52.4 内容与要求52.4.1 设计内容52.4.2 要求62.5 进度安排6第3章设计步骤及计算73.1 提升容器的选择计算73.2 提升钢丝绳的选择计算83.3 验算提升机强度93.3.1 钢丝绳最大静张力和钢丝绳最大静张力差的计算93.3.2 验算主导轮衬垫比压93.4 天轮的选择103.5 提升机与钢丝绳相对位置103.5.1确定提升机与钢丝绳相对位置的原则103.5.2提升机与钢丝绳相对位置各参数的计算113.6 运动学与动力学计算133.6.1 计算最大经济速度133.6.2 电动机预选143.6.3 计算提升系统变位质量153.6.4 确定提升时的加减速度153.6.5 提升系统运动学计算173.6.6 提升动力学计算193.6.7 提升系统工作图203.7 多绳摩擦提升机防滑验算213.7.1 静防滑安全系数的验算213.7.2 动防滑安全系数的验算223.8 摩擦轮计算243.8.1 确定滚筒宽度的确定243.8.2 主导轮轮壳强度校核243.9 主轴的结构设计253.9.1 主轴结构设计注意事项253.9.2 主轴结构设计253.10 主轴的校核293.10.1 提升机主轴的计算步骤及项目293.10.2 轴的强度校核303.10.3 轴的刚度校核353.10.4轴承的较核363.11 其他部件的选择与应用383.11.1 润滑383.11.2 密封38结语39参考文献41致谢43第1章绪论1.1 提升机概况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。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。一八七七年法国人戈培提出将钢丝绳搭在摩擦轮上，利用摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来带动钢丝绳，以实现提升容器的升降，这种提升方式称之为摩擦提升。与单绳缠绕式提升机相比，摩擦轮的宽度明显减小，而且不会因井深的增加而增大。同时，由于主轴跨度的减小而似的主轴的直径和长度均有所降低，整机的质量大为下降，而且由于提升机回转力矩的减小，使得提升机电动机容量降低，能耗减少。摩擦提升机就其工作原理来看，与缠绕式提升机有显著区别：钢丝绳不是缠绕在卷筒上，而是套在主导轮上，两端各悬挂一个提升容器，借助于安装在主导轮的衬垫与钢丝绳之间的摩擦力之间的摩擦力来传动钢丝绳，使容器移动，从而完成提升或下放重物的任务。摩擦提升与缠绕提升一样，刚开始使用的是单绳摩擦式提升机，后来随着矿井深度和产量的增加，提升钢丝绳的直径越来越大，不但制造困难，悬挂不方便，而且使提升机的有关尺寸亦随之增大。为了解决这个矛盾，在单绳摩擦提升机的基础上创造出了以几根钢丝绳代替一根钢丝绳的新型多绳摩擦式提升机。我国在1958年试制成功了第一态多绳摩擦提升机。洛阳矿山机器厂和上海冶金矿山机器厂于1971年分别制订了JKM型和JKD型多绳摩擦式提升机的系列型谱，经过修改补充于1973年起作为该两厂的定型产品成批生产。1.2 多绳摩擦提升机的分类和特点多绳摩擦提升按布置方式分为塔式与落地式两大类。塔式的优点是：(1) 紧凑省地；(2) 省去天轮；(3) 全部载荷垂直向下，井架稳定性好；(4) 可获得较大的包角； (5) 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的多因提升塔较普通井架更为庞大而且复杂，需要更多的钢材。此外，落地式可以同时安装提升塔和提升机，井架高度低符合战略观点并有利于地震区建设。有比较才能有鉴别。多绳摩擦提升机已获得越来越广泛的使用，因为它与单绳缠绕提升相比，有以下优点：(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的小，并导致主导轮直径小。因而在相同提升载荷下，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，故拖动电机的容量与耗电量均相应减少；(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，可以不设断绳保险器；(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与罐道上的压力。多绳摩擦提升的缺点是：(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，为了保护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（1200-1500米），钢丝绳故障较多，故不适用于特别深的矿井提升。由上述可知，多绳摩擦提升的优越性是显著的。虽然最初是因井深的需要诞生的，但目前许多国家在浅井提升中也优先采用。多绳摩擦提升已成为现代提升的发展方向。- 43 -第2章设计任务及主要参数2.1 设计题目JKMD44多绳摩擦式提升机2.2 设计目的通过设计，巩固所学专业的基本知识，掌握矿井提升机的设计内容和设计方法，进一步提高专业设计能力。2.3 设计参数此次设计即采用落地式多绳摩擦提升机，设计参数如下：表2-1 JKMD44设计参数机器型号JKMD44钢丝绳根数4主导轮直径4m钢丝绳最大静拉力71t钢丝绳最大静拉力差22t钢丝绳间距300mm最大提升速度14m/s2.4 内容与要求2.4.1 设计内容(1) 主轴装置的结构设计和强度及刚度校核计算；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；提升机运动学及动力学计算；制动器的选择计算；提升高度的计算及校核；防滑条件等验算。(2) 编制设计计算说明书一份（40页左右）(3) 绘制主轴装置图一张（A0）。(4) 绘制卷筒及主轴图各一张（A1）。2.4.2 要求(1) 根据所给设计参数，合理设计提升机结构并进性相关设计计算。(2) 根据设计规范绘制图纸。(3) 图纸全部采用CAD绘制，设计计算说明书电子排版并打印。(4) 按指导教师指定的设计参数独立完成设计工作，按时交出全部设计资料。2.5 进度安排(1) 第一二周：准备资料。(2) 第三六周：进行相关计算。(3) 第七十一周：绘制施工图纸。(4) 第十二十三周：编制设计计算说明书，准备答辩。(5) 第十四周：答辩。第3章设计步骤及计算3.1 提升容器的选择计算参照定型成套设备，主井提升选用双钩18t四绳箕斗。定型成套设备中规定：160万吨井型第一水平为500m,主井第一水平采用18t箕斗。本矿第一水平为500m，考虑到井上下装卸载距离，提升高度大于500m，这时是否能用18t箕斗，须经过验算。(1) 采用18t箕斗时，为保证产量的一次提升循环时间Tx应为： (3-1)=360030014181.151600000=147.91s 式中：br为年工作日，br=300d； t为每日提升工作小时数，t=14h； Q为一次提升量，Q=18t； C为提升不均衡系数,C=1.15； An为年产量，An=1600000t。(2) 暂取Vm=9.55m/s,故第一水平提升高度为：暂取H=570m(3) 第一水平提升时的最大经济速度Vm为：参照参数，选用最大速度Vm为14m/s是合理的，此值小于允许值。(4) 估算每次提升时间循环时间Tx: (3-2) 式中：a为加速度，暂取a=0.6m/s；为箕斗在卸载曲轨内减速与爬行的估算附加时间，暂取=10s；为箕斗装卸载时间，取=10s。通过上述计算，估算的实际循环时间小于完成产量的循环时间，故18t箕斗是能够完成任务的。所以本提升系统采用双钩18t四绳箕斗，型号为JDS-18/1604，自重=17.06t，名义装载量为18t，绳间距为300，导向装置为钢丝绳罐道。3.2 提升钢丝绳的选择计算根据设计参数用四根钢丝绳，计算钢丝绳每米重量p如下： (3-3) 式中: 箕斗自重，=17060kg; 钢丝绳中钢丝的极限抗拉强度，=17000/c；安全系数，煤矿安全规程规定，摩擦提升主井钢丝绳的安全系数,取=7；提升高度，=540m; 井架高度, =35m; 井底装载水平至尾绳轮中心距离,=25m.选用直径d=35mm的三角股钢丝绳作为主绳，共四根。每米绳重p=5.09/m.全部钢丝绳断裂总和 =88850。至于尾绳，因扁钢丝绳造价高应优先选不旋转钢丝绳。若不旋转钢丝绳一时不能订货，可暂选普通圆形钢丝绳充当尾绳。通过尾绳悬挂装置将尾绳连接到罐笼底部。暂选三根直径d=43mm的187 型普通圆形股钢丝绳作尾绳。查得每米中q=7.25/m。主绳每米差重：/m此系统为重尾绳系统,以箕斗位于井口位置时钢丝绳受力最大,这时实际安全系数为： (3-4)实际的安全系数大于7，所以钢丝绳可用。3.3 验算提升机强度3.3.1 钢丝绳最大静张力和钢丝绳最大静张力差的计算(1) 钢丝绳最大静张力 =+3(+) (3-5) =18000+17060+37.25(540+25) =47348.75Kg(2) 钢丝绳最大静力差 =+ (3-6) =18000+1.39540 =18750.6Kg上述最大静张力及静张力差均小于该提升机的允许值(允许的最大静张力为71000Kg,允许的最大静张力差为22000Kg最大0 2080+0.100+2)说明符合要求。3.3.2 验算主导轮衬垫比压由于采用四绳系统，比压用下式计算： (3-7) =13.56 式中：提煤时上升绳股的静张力； =43 (3-8) =18000+17060+45.09540+37.2525 =46598.15 提煤时下降绳股的静张力； =+3（+） (3-9) =17060+37.25565 =29348.75 提升机摩擦筒直径，=400；主钢丝绳直径，=3.5。上述实际比压小于橡胶类衬垫允许比压14,更小于塑料衬垫允许值2025，无论采用何种衬垫均满足要求。 3.4天轮的选择选用直径=4m四绳天轮两组。绳槽半径R=25mm，即：TSH.（根据给定参数）天轮直径与钢丝绳直径之比近于100。3.5 提升机与钢丝绳相对位置 3.5.1确定提升机与钢丝绳相对位置的原则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：多绳摩擦提升机的两组天轮成上下布置，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。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3-1 落地式多绳摩擦提升机与井筒相对位置3.5.2提升机与钢丝绳相对位置各参数的计算(1) 井架总高度井口水平至下天轮轴心线距离：=0.75 (3-10)=1518.639.550.752=44.68m根据计算值，=45m.式中: -卸载高度，取=15m;箕斗全高，=18.63m;过卷距离，煤矿安全规程，10m/s时，过卷高度不小于10m。天轮半径R=2m为了计算井架总高度，须先确定上下两组天轮的中心距e。e值取的过大，以至两条钢丝绳弦互相平行，主导轮上的围抱角只能是。这时如欲增大围抱角防止钢丝绳打滑时，必须在主导轮出绳附近加设导向轮。这不仅使系统复杂化，且增大了维护工作量。如e 值取的过小，增加围抱角是优点，但在井架附近的上下两绳弦距离过近，运转中如绳弦振动而使两绳想碰也是极不安全的。考虑如上因素，本方案取e=7m，这时井架高度=7 (3-11) =457 =52m重新验算钢丝绳安全系数如下： (3-12)故所选钢丝绳合格。(2) 提升机主导轮至井筒中心距离为了安装井架斜撑，提升机主导轮中心至井筒中心距离应大于下式计算结果： 0.63.5 (3-13) 38.7 取=39m(3) 钢丝绳弦长：下弦长= (3-14) = =56.69m式中: 主导抡中心高出井口水平距离，取=1m; 两箕斗中心距，=2.5m。上弦长： = (3-15) = =62.28m(4) 钢丝绳的出绳角上出绳角： = (3-16) = =53下出绳角： = (3-17) = =下出绳角远大于15度，钢丝绳不会触及提升机的机架或基础。(5) 钢丝绳的实际围抱角上下出绳角差 = (3-18) =1.95故= (3-19) =3.18弧度3.6 运动学与动力学计算3.6.1 计算最大经济速度=0.4 (3-20) =9.3m/s式中：提升高度，=540m。对于JKMD44型多绳摩擦提升机，如选用减速比=11.5的减速器，再配以额定转数=495转/分的电动机（同步转数为500转/分）时，标准最大经济速度： = (3-21) = =9.02m/s煤矿安全规程规定，=11.6m/s本系统=9.02m/s是安全经济的。3.6.2 电动机预选根据提升重载作业预选电动机，电动机容量： = (3-22) = =2368.92KW式中：矿井阻力系数，箕斗提升取=1.15；减速器效率，取=0.85（二级减速器）；动力系数，取=1.1。根据计算的容量及同步转数，预选YR3200-12/2150型异步电动机。额定功率3200KW；最大过负荷系数；11493 Kgm表3-1 电动机的工作参数额定功率3200KW额定转速495r/min同步转速500r/min飞轮转矩11493Kgm最大过负荷系数2.333.6.3 计算提升系统变位质量m(1) 电动机转子变位质量： (3-23)=94996.8Kg式中：电动机转子回转力矩=11493 Kgm，(2) 提升系统运动部分总变位质量： (3-24) = =19944.82Kg 式中：每组天轮的变位重量。对于=4m的天轮，取=781 Kg； JKMD44型提升机变位重量，=18760 Kg； g重力加速度，g=9.8m/.3.6.4 确定提升时的加减速度(1) 加速度按减速器允许动力矩计算加速度： (3-25) =1.69 m/ 式中：减速器最大扭矩，=76000 Kg.m按充分利用预选电动机能力计算： (3-26) =1.695m/ 式中：预选电动机过负荷系数，=2.33；尾主绳每米差重，=1.39kg/m; 预选电动机作用在主导轮上的额定力，由下式计算： (3-27) = =30758.3Kg 式中：电动机额定容量，=3200KW.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，故按提升开始时之参数进行计算的误差不大。煤矿设计规范规定，摩擦提升动防滑安全系数。这时加速度应为： (3-28) 0.62m/式中： e自然对数的底，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，=3.19弧度；提升开始时上升绳股的静阻力；提升开始时下放的静阻力；上升绳股运动部分的变位质量；下放运动部分的变位质量。上式、分别由下列诸式求得： = (3-29) =18000+17060+45.09540+37.2525+0.11800 =48398Kg式中： 0.1上升绳股的阻力。 = (3-30) =17060+37.25565-1800 =28766.3Kg = (3-31) =1/9.818000+17060+45.09（5404556.69）37.2525 781 =5044.44Kg/m = (3-32) =1/9.817060+45.09（5263.75）37.25（54025）781 =3312.8Kg/m根据上述计算结果，最终取定=0.62m/。(2) 减速度：为了与运送人员时数值一样，取减速度a3为0.62 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=0.62 m/3.6.5 提升系统运动学计算为了准确停车采用五阶段速度图。取爬行距离=3m；爬行速度=0.5m/s。加速时间： = (3-33)=14.55s加速阶段箕斗所经距离： = (3-34) =9.0214.55 =65.62m减速阶段运行时间： = (3-35) = =13.74s减速阶段箕斗所经距离： = (3-36) = =65.4m爬行阶段所需时间： = (3-37) = =6s等速阶段箕斗所经距离： = (3-38) =540-65.62-65.4-3 =405.98m等速阶段运行时间: = (3-39) = =45s近似取停车时间为1秒。箕斗提升十，取休止时间=16秒，则一次提升循环时间： = +1+ (3-40) =14.55+45+13.74+6+1+16 =96.29s3.6.6 提升动力学计算提升开始时拖动力： = (3-41) =1.15180001.39540170600.62=30526.6 Kg 加速终了时拖动力 =）+ (3-42) =1.15180001.39（540265.62）170600.62=30709 Kg 等速阶段开始时拖动力： =） (3-43) =1.15180001.39（540265.62）=20131.8 Kg 等速阶段终了时拖动力： = (3-44) =1.15180001.39（540265.622405.98）=21260.5 Kg减速阶段开始时拖动力： = (3-45)=1.15180001.39（540265.622405.98）170600.62=10683.2 Kg减速阶段终了时拖动力： = (3-46)=1.15180001.39（54023） 170600.62=10865.06 Kg爬行阶段开始时拖动力： = (3-47) =1.15180001.39（54023）=21442.26 Kg爬行阶段终了时拖动力： = (3-48) =1.15180001.39540=21450.6 Kg3.6.7 提升系统工作图图3-1 提升系统五阶段速度图表3-2 提升系统五阶段工作参数A(m/s2)0.6200.62h(m)82.2405.149.2S16.340.19.29图3-2 提升系统五阶段受力图=30526.6 =30709=20131.8 =21260.5=10683.2 =10865.06=21442.26 =21450.63.7 多绳摩擦提升机防滑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。3.7.1 静防滑安全系数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最小。这时易发生滞后滑动。只要提升终了时满足要求，其他运转阶段不必验算。 = (3-49) =1.781.75满足要求。式中：提升终了时上升绳股的静阻力，可按下式计算：= (3-50)=28766.318000=46766.3 Kg；提升终了时下放绳股的静阻力,可按下式计算： (3-51)=4839818000=30398 Kg3.7.2 动防滑安全系数的验算(1) 加速度的段动防滑安全系数对于重尾绳系统，只需验算加速阶段末的 = (3-52) = =1.451.25式中：m加速终了时上升绳股的静阻力，可按下式.计算： m= (3-53) =1/9.8(46766.32010) =4911.2 Kg s/m m加速终了时下放绳股的静阻力，可按下式计算： m= (3-54) =30398/9.8 =3101.8 Kg s/m G导向轮的变位质量，G=2010 Kg(2) 安全制动时防滑安全系数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为最小。应检验这种状态时的。为了检验，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要小于5米/秒，下放货载时的制动减速度要大于1.5米/秒安全制动最大制动力矩Mz计算如下： (3-55) =3(18000+1.39540) 4/2 =112503.6Kgm由于用于主井提升，故不验算下放载荷时的制动减速度。上提货载的制动减速度： = (3-56) = =4.47 m/1.25式中：提升开始时上升绳股的静阻力；提升开始时下放的静阻力；上升绳股运动部分的变位质量；下放运动部分的变位质量。由以上计算可看出，静防滑安全系数均大于1.75，动防滑安全系数均大于1.25，故知此提升系统在提升时的运转是安全可靠的。符合要求。3.8 摩擦轮计算3.8.1 确定滚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：300mm；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：400mm；制动盘厚度：30mm；滚筒外沿：55mm；故卷筒宽度为：B=3300+402+202+2400+302+552 (3-58) =1990mm最终确定卷筒宽度为：1990mm3.8.2 主导轮轮壳强度校核 (3-59)故满足要求。式中：钢丝绳的最大静拉力,kg；主导轮轮壳的厚度，cm； t绳间距，cm； c钢丝绳拉力降低系数。 3.9 主轴的结构设计3.9.1 主轴结构设计注意事项(1) 便于起吊，安装和加工；(2) 卷筒在轴上的固定方式，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，以至引起断轴事故；(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，此外还需进行探伤检验；(5) 对轴不仅有强度要求，而且还有刚度要求，通常，挠度应小于轴跨度的1/3000； (6) 主轴材料一般用45号钢。3.9.2 主轴结构设计(1) 求出轴上的功率、转速、和转矩取传动效率为，则 = =32000.85 (3-60) =2720KW =495 (3-61) =43r/min = (3-62) =765732.4Nm式中：工作情况系数，=1.3。(2) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取=112，于是得： (3-63) =112 =442.5mm由于轴与连轴器用双键连接，直径应增大5%7%。故最终取定：=470mm(3) 选择联轴器计算轴上转矩：=486400N.m式中：n=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：GICL24,具体参数如下：式中：n轴的转速，n=62.5表3-3 连轴器参数表公称转矩1000000Nm许用转速650r/min轴孔直径480mm轴孔长度650mm质量3946Kg转动惯量448.1kgm2 (4) 轴结构设计拟定轴上的零件装配方案选用如图所示的装配方案图3-3 主轴方案图根据轴向定位以及滚筒结构确定轴的各段直径和长度12轴段和联轴器相连，所以=480mm,定位轴肩的高度一般取h=(0.07-0.1)d,d为零件相配处的轴的直径。单位为mm，故取23段的直径 =556；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=480。半联轴器与轴配合的毂孔长度=650，为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，故12的长度应比L略短一些，现取=580。根据轴承=600，确定=600，同时因为轴承B=200，所以确定=200。考虑到轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的过大应力集中，所以在此前再加一个轴肩。=556，此处加套筒来满足轴向定位。所以 =220。考虑到67段要安装滚筒，且56段要用螺栓来固定滚筒，两处直径会比较大，所以45段应为过渡段，同时考虑轴承的定位高度，最终确定=670，根据滚筒的结构要求取定=500。56段要安装两排螺栓来满足滚筒的周向定位，根据螺栓的尺寸及强度的要求，取定=1450，=55。此段突然轴径加大许多，所以在制造时应采用墩粗。考虑到67段为滚筒在轴上的一个支点，为危险截面，所以暂定=750，根据滚筒结构要求，取定=300。考虑到轴的断面变化不应太剧烈，并要防止其他类型的过大应力集中，78段做一段锥形轴。锥度为1：100。89段受力情况较好，暂定=600，根据滚筒结构要求，取定=900。910为滚筒在轴上的另一支点，此处采用热装，由于扭矩减小，所以暂定=750，根据滚筒结构要求，取定=300。此处亦为过渡段，暂定=570，根据滚筒结构要求，取定=200。1112段，安装轴承，所以与34段相同。=600，=200。(5) 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力，故选用调心滚子轴承。具体参数如下：表3-4 轴承参数表调心滚子轴承型号GB/T288内径（d）600mm外径（D）870mm宽(B)200mm安装迟寸（mm）6628842r5计算系数e0.2234.52.9原始轴代号圆柱孔230/600圆锥孔230/600K3.10 主轴的校核3.10.1 提升机主轴的计算步骤及项目(1) 计算主轴上的正常载荷；(2) 根据正常载荷，分别求出轴上的弯矩，扭矩及相应的弯应力和扭应力；(3) 校核轴危险断面的安全系数；(4) 校核轴的刚度。作用于轴上的正常载荷有：(1) 作用于轴上各零件的自重；(2) 缠在卷筒上的钢丝绳重；(3) 钢丝绳的张力。轴上各零件的配合方案如图所示：图3-4 轴上零件装配方案图3.10.2 轴的强度校核 (1) 受力分析如图所示：图3-5 轴受力图 =200/2+300+150=0.55m (3-64) =150+800+100+150=1.28m (3-65) =150+55+500+200/2=0.805m (3-66)(2) 主轴自重：= (3-67) =79003.143.555 =9030.2Kg式中: 45钢的密度，=7900 Kg /；主轴的当量直径，=640mm；主轴长，=3555mm(3) 主轴单位长度的重量： = (3-68) = =2540.1Kg/m主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，因此： = (3-69) =2540.1 =2324.2Kg = (3-70) =2540.1 =2648.1Kg(4) 卷筒自重： (3-71)式中： 45钢的密度，=7900/； V滚筒筒壳体积。由于滚筒是对称的，可以认为1、2两个支点各分卷筒质量一半。因此： =6313.8 Kg (3-72) =6313.8 Kg (3-73)其他部件自重忽略，合成的固定静载荷为： =2324.2+6313.8=8638 Kg =2648.1+6313.8=8961.9 Kg (3-74)(5) 钢丝绳张力分配于主轴各轮毂中心的力：已知 =48398 Kg =28766.3 Kg 上出绳角= 下出绳角=则钢丝绳张力对主轴的水平分力为： = (3-75) = =22823.4Kg =22823.4Kg钢丝绳张力对主轴的垂直分力为： = (3-76) = =31100.96Kg =31100.96Kg作用于主轴上的水平方向及垂直方向的合力分别为：垂直方向合力： =- =31100.96-8638 =22462.96Kg =- =31100.96-8961.9 =22139.06Kg水平方向合力为： =22823.4Kg图3-6 在垂直方向上受力图A B图3-7 在水平方向上受力图(6) 计算弯矩求支座反力，对A点取矩，则垂直方向反力： = (3-77) =9.8 =275293.7N水平方向支座反力： = (3-78) =9.8 =202023.9N 计算2点的弯矩 = (3-79) =275293.70.805 =221611.4Nm = (3-80) =202023.90.805 =162629.2Nm式中: 垂直方向反力；水平方向支座反力；垂直方向弯矩；水平方向弯矩。总弯矩： = (3-81) = =2.75Nm计算1点弯矩： = =3.42Nm图3-8 轴的弯扭图(7) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面的强度。 = (3-82) = =24.79MPa式中: 总弯矩，=275000000Nmm；扭矩，=765732400Nmm；折合系数，扭转切应力为对称循环变应力，=0.6。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=60 MPa，因此,故安全。(8) 轴的扭转条件强度校核计算 = (3-83) = = =34.6MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得=45 MPa，因此,故安全。式中：-扭转切应力， -轴所受扭矩,Nmm; -抗扭截面系数,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.3.10.3 轴的刚度校核由以上计算可知1点受力最大，故只需校核1点的刚度。1点受力F为: F=3346384.7N (3-84)故此轴的刚度是满足要求的。式中： F-轴上1点所受的力； -轴总长； E-材料弹性模量，45钢的E=200GPa;I可按下式求出： (3-85)3.10.4轴承的较核图3-9 轴承示意图由第十章轴的结构设计部分确定出轴承的代号为：230/600，基本参数如下： d：600mm D：870mm B：200mm Cr：3760KN C0r：10400KN e：0.22 Y1：3 Y2：4.5 Y0：2.9滚动轴承的基本额定是在一定的运转条件下确定的，如载荷条件为：向

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