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矿井提升机—主轴装置设计,矿井,提升,主轴,装置,设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 摘 要矿山提升设备是矿山运输中的咽喉设备，占有特殊地位，是井下与地面联系的主要工具。提升机是用来将矿物运出矿井的设备。本文详细介绍了JK型单绳缠绕式矿井提升机核心部件“主轴装置”的重要作用和工作原理及主轴装置的设计思想、方法、步骤、安装的全过程；对原设计理念的连接方式、铸铁法兰盘、支承方式及轴承的选用等进行了改进。针对提升机容易发生的过卷事故进行分类,分析了事故原因,提出了防护与改进措施。通过对矿井提升机技术改造的案例介绍,总结了在对老式提升机进行安全技术改造的过程中应遵循的原则和注意的问题。 关键词：提升机 滚筒 钢丝绳 主轴 AbstractThe mine lift technique is in the mine haulage pharynx and larynx equipment, holds the special status, and is the mine shaft and the ground relation main tool. Elevator used to bring iron to the top of the mine. Have introduced the single rope of JK-type to tie up the round type mineral well to promote the machine in detail. The important function and the work principles of the core parts main shaft device”. And the design thought, method, step that main shaft device, the whole process that installation. To design the conjunction method of principle, casting iron ring flange, support way and exertion of bearing improvement, innovation that go on of design idea and so on. The often-happened breakdowns of mining hoists are classified, their causes are analyzed, and the prevention measures are put forward. Introducing the case about the safety technical innovation to mine hoist, the paper concludes the principle that should be follow and matters need to pay attention in the course of safety technical innovation to old Russian mine hoist.Key words: Lifting hoist drum steel wire main axle 目录摘 要1目录3前 言51、绪论71.1 矿井提升机的任务及其地位71.2 矿井提升机的发展历程81.2.1 缠绕式提升机的发展状况81.2.2 矿井提升机生产过程简介81.3 矿井提升机的类型和工作原理101.3.1矿井提升机的工作原理102 提升机械性能参数123 矿井提升机主轴装置结构143.1主轴结构图示153.2圆柱滚筒的构造164 JK2X1.5提升机主轴设计174.1主轴的结构184.2主轴的力学模型和受力分析194.3主轴的校核214.3.1综合所有JK2X1.5型矿井提升机已知条件214.3.2固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力224.3.3钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力234.3.4作用于轴上水平方向及垂直方向的合力244.3.5计算支点反力254.3.6计算弯矩264.3.7计算扭矩及扭转强度274.3.8计算危险断面的安全系数274.4键的选型特点和应用284.5联接294.5.1支轮与轴的联接294.5.2过盈配合校核304.5.3 联轴器的选择335 JK2X1.5提升机筒壳设计345.1提升机的外载荷的确定345.1.1正常工作时作用于筒壳上的外载荷345.1.2筒壳许用应力的确定395.1.3筒壳强度计算理论405.1.4刚性支轮处筒壳的强度计算435.1.5绞支支轮处筒壳的强度计算445.2.1已知条件465.2.2计算及校核465.2.3计算筒壳强度486矿井提升机的制动装置506.1 概述506.2 盘式制动器526.2.1 盘式制动器的结构及布置526.2.2 盘式制动器工作原理556.2.3 安全制动576.4盘式制动器的设计计算586.4.1 盘式制动器工作时所需制动力586.5盘式制动器的调整和维护616.5.1 闸瓦间隙的调整616.5.2 蝶形弹簧的检查62总 结63致 谢64参考文献65 前 言我国是个能源大国，也是矿山机电设备制造和使用大国。从20世纪50年代仿造第一台矿井提升机以来，至今已设计制造、使用了近600多台。随着社会需求和现代技术的高速发展，矿山工业企业亟待生产设备及设施的机械化、电气化、现代化。而矿山工业的提升机是咽喉设备，产品不断更新换代，老产品运行年深日久，原本落后的结构问题暴露突出，故障增多，严重影响矿山的安全运转，抑制了矿山工业的高速发展，给国民经济带来了不良的影响。随着国内矿井生产量的日新月异的提高，对提高提升机的安全性、可靠性、生产效率以及整机自动化运行水平， 降低操作者及维护人员的劳动强度、处理设备事故的速度与对策等，成了迫切要求。 目前在世界范围内，矿井主要使用由缠绕式提升机和摩擦式提升机带动钢丝绳牵引容器的提升设备。其它类型提升方式只在特定条件下用，例如水力提升只用于水采矿井的煤炭提升，气力提升散装物料(或管道容器)仅在国外的个别矿井改造中有应用。本次设计是关于单绳缠绕式矿井提升机的设计，在本次设计中将大学四年所学习的材料力学，理论力学，机械制造，机械设计，机械制图等知识进行了一次综合的运用。本次设计不仅是对大学所学知识的总结和巩固而且为以后进入社会参见工作积累了一定的经验，本次设计是个难得的学习机会。提升运输是矿井生产的主要环节，提升设备的任何故障性失效，都会引起全矿生产的下降以及安全问题，造成巨大损失。在提升系统及设备设计中引入可靠性分析，在结构设计、强度分析和寿命估算中应用可靠性理论，使提升设备在规定条件下、在规定的服务期限内完成规定的提升任务二不发生故障及失效的能力。我国是个能源大国，也是矿山机电设备制造和使用大国。从20世纪50年代仿造第一台矿井提升机以来，至今已设计制造、使用了近600多台。随着社会需求和现代技术的高速发展，矿山工业企业亟待生产设备及设施的机械化、电气化、现代化。而矿山工业的提升机是咽喉设备，产品不断更新换代，老产品运行年深日久，原本落后的结构问题暴露突出，故障增多，严重影响矿山的安全运转，抑制了矿山工业的高速发展，给国民经济带来了不良的影响。提升设备的安全运行，不仅直接影响整个矿井生产，而且涉及人身安全。随着工业进步以及对人的价值的更加重视，矿井提升设备的高度安全可靠性已成为提升设备设计思想的重要内容。突出安全性的另一重要原因是提升运输事故率在煤矿机电事故中占了不可忽视的比例，其中恶性事故也时有发生，因此提高设备的安全性，增加监测控设备以及后备保护等措施，是具有实际意义的。对矿井提升设备的高安全性要求还体现在提升设备及系统的设计，除应符合一般设计规程及规范外，还要满足煤矿安全规程的具体要求。提高设备的安全性，不应单纯理解为加大安全系数，应从实际情况出发进行系统分析，例如受力(包括动态)分析、可靠性分析、失效分析等，从中找出问题，并采取相应措施。单绳缠绕式提升机适用于浅井及中等深度矿井，提升机是矿井的主要设备，用于升降人员和物料。双卷筒提升机在我国矿山应用最多，卷筒之一与主轴固接，称为固定卷筒；另一卷筒则滑装在主轴上，通过调绳离合器与主轴连接，称为游动卷筒。在毕业设计过程中，通过上网查资料，图书馆借书，我逐步认识了矿井提升机的工作原理和基本构造，为我能够圆满完成设计任务奠定了良好的基础。另外我要特别感谢这次毕业设计的指导老师，张晓辉老师不仅给我提供了矿井提升机的相关资料而且给了我不少有用的建议，给我带来莫大的帮本次设计就难免有错误和考虑不足之处，敬请各位老师以及阅读者提出宝贵的意见和建议。 1、绪论1.1 矿井提升机的任务及其地位煤炭是我国的主要能源，又是重要的化工原料。煤炭被誉为黑色金子，工业的食粮，它是十八世纪以来人类世界使用的的主要能源之一。虽然它的重要位置已被石油所代替，但在今后相当长的一段时间内，由于石油的日渐枯竭，必然走向衰败，而煤炭因为储量巨大，加之科学技术的飞速发展，煤炭气化等新技术日趋成熟，并得到广泛应用，煤炭必将成为人类生活中的无法代替的能源之一。我国既是煤炭生产大国又是消费大国，而根据我国的国情，在我国一次性能源结构中，煤炭所占的比重一直是70以上，在今后相当长的时期内，煤炭仍然是我国的主要能源，故煤炭对我国的重要性不言而喻。随着我国经济的不断改革开放，煤炭工业必将高速持续地向前发展。矿井提升是煤炭生产过程中必不可少的重要生产环节。从井下采煤工作面采出的煤炭，只有通过矿井提升设备运到地面，才能加以利用。可以说，矿井提升是矿井生产的“咽喉”，其设备在工作中一旦发生故障，将直接影响生产，甚至造成人身伤亡。此外，矿井提升系统的耗电量很大，一般占矿井生产总耗电量的50-70。因此，合理选择维护使用这些设备，使之安全可靠、经济高效地运转，对保证矿井安全高效的生产，对提高煤炭企业的经济效益都具有重要的现实意义。由于矿井提升设备是在并下巷道内和井简内工作，空间受到限制，故要求它们结构紧凑，外部尺寸尽量小；又因工作地经常变化，因而要求其中的许多设备应便于移置；因为井下有瓦斯、煤尘、淋水、潮湿等特殊工作条件，还要求设备应防爆、耐腐蚀等。此外，矿井提升设备是一大型的综合机械电气设备，其成本和耗电量比较高，所以，在新矿井的设计和老矿井的改建设计中，确定合理的提升系统时，必须经过多方面的技术经济比较，结合矿井的具体条件，在保证提升设备在选型和运转两个方面都合理的前提下，要求提升设备具有良好的经济性。1.2 矿井提升机的发展历程 1.2.1 缠绕式提升机的发展状况缠绕式提升机的发展是为适应我国矿山建设的需要，国产提升机大致可分为仿苏、改进及自行设计等三个阶段。19531958年期间生产仿苏产品BM系列提升机；KJ系列提升机是19581966年期间生产的仿苏改进产品；JKA系列是在KJ型基础上的改进产品；XKT系列提升机是1971年7月开始生产的自行设计产品，后又改为XKT-B系列，是已成批生产的新型矿井提升机。时至今日，中信公司生产的产品最齐全，JK/E，JKM，JTP，2JTP，JT等等。1.2.2 矿井提升机生产过程简介矿井提升机是沿井筒提运矿石和废石、升降人员、下放材料和工具的设备。提升容器有罐笼和箕斗。根据井筒倾角的不同,提升容器分为立井用和斜井用两种.立井用提升容器主要是箕斗和罐笼,箕斗分为底卸式、侧卸式和翻转式,罐笼分为普通罐笼和翻转罐笼。斜井箕斗分为翻转式和后壁卸载式两种。罐笼可用来提升矿石、人员、材料与设备等，但是箕斗不能用来提升人员。不同类型矿井提升机的工作方式和工作环境各有所相同，但其根本的工作原理是相似的，矿井提升机提升原理示意图如图1-1所示：通过滚筒或齿轮的旋转带动皮带或链条升降，从而实现箕斗或罐笼的升降，在井下和地面之间往复运动，进行对煤和人员、货物的运输。 图1-1矿井提升机提升原理示意图1.3 矿井提升机的类型和工作原理 1.3.1矿井提升机的工作原理按工作原理的不同，矿井提升机可分为两类，如图1-2所示。图1-2 矿井提升机按工作原理的分类单绳缠绕式提升机的工作原理如图1-3所示，简单地说，就是用一根较粗的钢丝绳在卷筒上缠上和绕下来实现容器的提升和下放运动。提升机安装在地面提升机房里，钢丝绳一端固定在卷筒上，另一端绕过天轮后悬挂提升容器。单绳缠绕式双卷筒提升机具有两个卷筒，每个卷筒上固定一根钢丝绳，并应使钢丝绳在两卷筒上的缠绕方向相反，其工作原理和特点与单卷筒提升机完全相同。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1-4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会产生根大的摩擦力，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摩擦衬垫上，靠摩擦力进行工作。同样，多绳摩擦式提升机的规格性能、应用范围和机械结构等，都是由这一特点来确定的。多绳摩擦式提升机特别适用于深井和大产量的提升工作。多绳摩擦式提升机与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得多，就深井和大产量来说，是竖井提升的发展方向。但是，根据我国目前浅井多、斜并多的特点，单绳缠绕式提升机仍然是目前制造和使用的重点。对于部分深井和大产量的矿井，则应该合理的选用多绳摩擦式提升机，而不宜选用大型的单绳缠绕式提升机。 图1-3 单绳缠绕式提升机工作 图1-4 多 绳摩擦式提升机 原理示意图 工作原理图1卷筒；2钢丝绳；3天轮； 1主导轮；2导向轮；3钢丝绳； 4容器；5平衡尾绳 4容器；5平衡尾绳 2 提升机械性能参数设计提升机械系列参数的出发点是用较少规格的提升机去满足最广泛的使用需要，当然，也可以不设参数系列，而完全根据用户的需要设计。反映提升机械性能的参数很多，如卷筒直径、宽度、最大提升速度、容绳量和电动机功率等等。根据这些参数间的相互关系，可把它们分为：1.条件参数 它是作为限制条件而预先给出的参数，是提升机参数所应满足的先决条件。包括其他标准已作了规定的数据，如优先数系，电动机的同步转数和额定转数等；2.主参数 在提升机的性能参数中，有一个(或最多两个)参数是主要的。它代表提升机械的主要性能特征，称为主参数。它是提升机械设计的主要依据，其他参数均从属于主参数；3.次要参数 它是由主参数决定的，与主参数有某种依赖关系。有的可表示为某种确定的因数关系，如卷简直径与最大静张力之间的关系。有的则有一定的相关关系。当然，主参数并不能完全代替其他参数，但只要选择得当，就可以最大限度地代表该提升机械的性能。主参数的基本特征是：（1）能反映产品的基本特性；（2）最稳定的参数。此外，主参数要便于使用。确定主参数的步骤是：（1）选择主参数；（2）确定主参数的上下限；（3）确定主参数系列。提升机械的主参数选择，可采用主成分分析法，即分析所有性能参数间的关系，只要它们不相互独立，总有可能从中找出一个或两个作为主要性能的特征参数。现以缠绕式提升机械为例，说明主参数与次要参数的关系。提升机械的容绳量与卷筒直径、宽度及缠绕层数有关。根据安全规程，缠绕层数因不同的提升条件而有具体规定。因而，容绳量这一参数就有着固定的、可以计算的关系。卷筒直径与钢绳最大静张力之间也有着大致固定的关系。因为根据安全规程规定，卷筒直径与钢绳直径之比为6080，只要钢丝绳的型式、规格和使用条件一旦确定，卷筒直径和钢丝绳最大静张力这两个参数间的关系就可以确定。提升最大速度这一参数与提升工作的经济性及安全性有关。当卷筒直径确定后，最大提升速度就确定了卷筒的转数，或者说，当卷筒转数在某一范围时，最大提升速度为卷筒直径的函数。至于卷筒的宽度，看来似乎与卷筒直径没有什么关系。但是，考虑到实际情况，例如卷筒过宽时容易造成钢丝绳偏角超限，也容易造成主轴挠度超限等问题，而这些问题又都与卷筒直径及钢丝绳直径有关，因而卷筒宽度与卷筒直径两参数间也就有了一定的关系，而并不相互独立。从以上分析可以看出，卷筒（主导轮）直径或钢丝绳最大静张力是提升机械的主要参数，其他参数都可以根据这参数去制定。主参数的范围则是根据实际调查统计来确定，提升机械钢丝绳的最大静张力（或卷筒直径）可根据以下情况确定：（1）现有矿井的深度范围；（2）一次提升量的大小；（3）现有提升容器的质量；（4）现有钢丝绳的型式及规格。根据对上述情况的调查统计，并参照国外先进标准筒直径的范围，就可以初步确定提升机的技术参数。 参数型号滚 筒载 荷提升高度或运输长度钢丝绳电机减速器自 重个数直径m宽度m最大静张力KN最大静张力差KN二层缠绕m层数绳速m/s 绳径m功率kw传动比单位tJK-21.5121.558.839.23842524.53482023.1 表2-1 JK21.5单绳缠绕式矿井提升机技术参数表： 3 矿井提升机主轴装置结构本系列主轴装置有以下A、B两种不同的结构形式，分别为卷筒上带衬木、筒壳上直接加工出绳槽两种结构。A种形式固定卷筒两支轮与主轴的是过盈配合，卷筒轴板与支轮为高强度螺栓连接；B种形式为主轴上直接锻制出两个法兰盘，用高强度螺栓与卷筒辐板连接。卷筒和制动盘为两半装配式结构，安装时现场不再焊接和加工制动盘。主轴承采用调心滚子轴承。调绳离合器均采用径向齿块离合器结构，该装置由齿块、齿圈等工作机构，液压缸、移动毂等驱动机构，操作闭锁等控制机构三部分组成。该结构可满足调绳过程中安全、精确、快速、可靠的使用要求。主轴装置是提升机的工作机构，也是提升机的主要承载部件，它承担了提升机的全部转矩，同时也承受着摩擦轮上两侧钢丝绳的拉力。主轴装置主要由主轴、摩擦轮、滚动轴承、轴承座、轴承盖、轴承梁、摩擦衬垫、固定块、压块、夹板、高强度螺栓组件等零部件组成。 3.1主轴结构图示 单筒主轴装置由卷筒、主轴、主轴承、左右轮毂等组成（见图3-1）。主轴承为滑动轴承。左轮毂与主铀为滑动配合，右轮毂是压配在主轴上，并用强力切向键与主轴固定。卷筒与右轮毂的联接全部采用精制配合螺栓，卷筒与左轮毂的联接采用数量各为一半的精制配合螺栓和普通螺栓。游筒右支轮为两半结构，通过两半铜瓦滑装在主轴上，左辐板上用精制配合螺栓固定调绳离合器内齿圈，内齿圈右端装有尼龙瓦，支承在游筒左支轮上，游筒左支轮压配在主轴上，并通过强力切向键与主轴联接。 图3-1 JK型单筒提升机主轴装置1-主轴承 2-润滑油杯 3-左轮毂 4-主轴 5-辐板 6-挡绳板 7-木衬 8-筒壳 9-制动盘 10-精制螺栓 11-右轮毂 12-切向 键3.2圆柱滚筒的构造矿井提升机构的圆柱形滚筒获得了广泛的应用，这种滚筒是万能的缠绕机构，对实际上遇见的深度,它许可任何提升容器进行提升工作。由于卷筒是利用薄壁承载，故所受应力较复杂，如设计或使用不当，卷筒会变形、开裂甚至不能使用。为了提高强度也有用16Mn的，因为这些材料的货源较广，工艺性能也较好。一般而言，筒壳、支轮和加强筋都是用焊接的。除盘式支轮外，轮辐还有焊成工字形、十字形或丁字形的。对于小型提升机，支轮也有用铸造的。由于工艺或安装、搬运方面的原因，支轮有整体的，也有两半或三瓣的。较大的提升机则很少用铸造支轮，因为大直径的铸造支轮过于笨重。对于双卷筒提升机的活卷筒，由于它与主轴有相对运动，因此往往在轮毂与主轴之间加有衬套。衬套通常用减磨金属，如果压力许可，也可用尼龙衬套。卷筒外面一般均敷有木衬。木衬的作用是防止钢绳与筒壳直接接触造成磨损，此外还能使钢绳沿着木衬上的绳槽缠绕排列整齐，避免叠压现象。矿井提升机圆柱形滚筒为薄板外毂1，其外面附有木衬2（见图3-2）。木衬的作用是作为钢丝绳的软垫，在其上钢丝绳不会发生过度变形。木衬应由柞木、水曲柳或榆木等制作。松木不适于作木衬，因为它在横过纤维的压力作用下经常开裂，使用寿命仅为几个星期。每块木衬的厚度应不少于钢丝绳直径的两倍，一般为100毫米左右（对于直径大于50毫米的钢丝绳，以采用150毫米为宜），每块的宽度在150200毫米之间，断面成扇形。固定卷筒木衬的螺钉头，应沉入木衬厚度三分之一以上，当全部木衬固定完以后，应用木衬沾胶水将螺钉孔定位，并使用木楔将木衬夹缝填满。在木条上面切有钢丝绳用的螺旋槽。外毂是借助于铸造轮毂3固定在提升机轴上的，它或许直接固定在轮毂上。 图 3-2 圆柱形滚筒 4 JK2X1.5提升机主轴设计4.1主轴的结构主轴是提升机承载的主要部件，提升机的主要工作构件如滚筒、轴承、离合器以及联轴器等均安装在主轴上，有些小型提升机的主轴还装有减速的末级大齿轮。电动机通过主轴驱动滚筒，主轴也是传动的主要部件。提升机主轴应能承受工作过程中的外负荷而不发生残余变形和过量的弹性变形，同时要保证一定的使用寿命。主轴往往是提升机中重量最大的一个零件，其尺寸和传递的力矩也较大。因此，在结构上除应满足强度和刚度要求外，还应重视工艺和安装方面的问题。主轴的结构设计应考虑如下几点：（1）要便于起吊、拆装和加工。零件在轴上要求定位准确，工作中不发生移动。例如，为了便于安装、找正，提升机主轴目前一般做成两支点；为了便于加工，主轴轴向尺寸不宜过长，以免需要大型工装及需要大型炉进行热处理等。现代提升机上已普遍采用滚动轴承代替原来的滑动轴承，这样可减小主轴轴向尺寸，为便于安装，主轴结构应作相应考虑。（2）滚筒在轴上的固定方法可用切向键也可用静配合，但不论用何种方法都应使连接可靠，不允许在运转中出现松动现象，对键连接应有防迟装置。双滚筒提升机每个滚筒仅在一个支轮轮毂处固定就可以了，对于活滚筒，为了避免因多次调绳操作后轴上磨出构槽，所以在其右轮毂与主轴间加设衬套。（3）轴的结构应尽量使轴受力合理，避免或减轻应力集中，以保证轴的疲劳强度。轴径变化处过渡园角半径不应过小。根据需要和可能对主轴进行表面强化处理(如喷九、滚压等)以提高其疲劳强度。（4）主轴是主要承载部件且受交变应力，故对其工艺要求较高。主轴锻造后必须进行探伤试验及机械性能试验，当有裂纹及其他缺陷存在时，此轴的寿命会受到影响。主轴加工后要进行热处理，热处理方法有用正火也有用调质的。（5）主轴材料一般采用优质碳钢，最常用的是45碳素结构钢。这种材料价廉、对应力集中敏感性小、加工性能好，通过调质热处理，可获得强度、耐磨性和冲击韧性都比较好的综合机械性能。一般不采用合金钢，因为合金钢的弹性模量相差很小，用合金钢虽可提高主轴强度，但对提高主轴刚度意义不大。提升机主轴的强度计算步骤如下：（1）根据结构及工艺要求，绘制出主轴结构草图，并初定主轴的尺寸。主轴的直径可以根据它们传递的扭矩进行初算，也可以根据经验估计。（2）计算主轴的正常载荷。根据最大正常载荷，计算主轴危险断面的安全系数，对于对称循环应力，一般取疲劳安全系数n15；对于非对称循环应力，取疲劳安全系数n2。（3）按正常载荷校核主轴的刚度、主轴的最大挠度应满足相应的要求。（4）计算主轴的非常载荷（按卡罐、断绳情况）。根据非常载荷计算主轴危险断面的应力，此应力应小于材料的屈服极限，以保证主轴在非常载荷下不产生残余变形。提升机主轴强度计算，可按机械零件中轴的计算方法进行，只是主轴的外载荷应根据提升机具体工作特点确定。4.2主轴的力学模型和受力分析把主轴简化成受几个集中载荷的无重轴，以单筒提升机为例来说明，左支轮、右支轮处和轴承处传递扭矩。作用在主轴上的集中力：（1）安装在主轴上的各零、部件及主轴的自重，主要有滚筒、和支轮。它们的重量可认为集中加于各自轮毂的中心；主轴可认为是均布载荷，用加在各轮毂中心及支座亡的集中力来代替。此项载荷在提升过程中，对于各点来说大小不变且方向垂直向下，对轴产生垂直方向的弯矩。（2）缠绕在滚筒上的钢丝绳重量s由于缠在滚筒上的钢绳因数随提升过程而发生变化，所以此项载荷在提升过程中大小是变化的，方向向下，对主轴产生垂直方向的弯矩。（3）钢绳的拉力在主轴上产生的集中力。钢绳的拉力是作用在滚筒半径上的，它对主轴的作用可视为一个集中力和一个力偶矩合成。一般集中力的方向与水平面成一个角度，故在计算过程中，应把它分解成水平力和垂直力!在提升过程中，该集中力的作用点和大小是随提升过程而变化的，使轴产生水平和垂直两个方向的弯矩。电机功率348KW滚筒周长c=2.0转速最大扭矩根据材料力学公式：计算得d2 06.94mm由于固定滚筒处采用切向键连接，且主轴上断面变化不应太剧烈，根据机械零件，对于直径d100mm的轴，有一个键槽时轴径应增大3%，即取两支轮处轴径均为d=280mm；两个轴承座处轴径均为根据支轮外径比轴径宽40%60%，支轮外径计算一些必要的数据主轴全长：L=3140mm；左右轴承中心线之间的距离：=2600mm；则轴重根据提升机设计的经验确定出挡绳板厚度为25mm ,制动盘厚度为30mm，支撑板厚为25mm，一个滚筒上的木衬重量为350kg；由支轮外径是内径的1.5倍，可以计算出轮毂的重量:左支轮重：右支轮重：4.3主轴的校核4.3.1综合所有JK2X1.5型矿井提升机已知条件卷筒直径： D=2000mm；卷筒宽度： B=1500mm；钢丝绳最大静张力： ；钢丝绳最大静张力差： ；主轴全重： =1500kg；卷筒左轮毂重： =370kg；卷筒右轮毂重： =370kg；卷筒重： =3300kg；一个卷筒上的木衬重： =350kg；钢丝绳直径： d=24.5mm；一次提升总量（包括钢绳的重量）： F=83KN；提升加减速度： a=0.7；略去联轴器重及周边不平衡力。4.3.2固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力1）主轴自重作用于轮毂上的力主轴单位长度重q为： 主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，计算如下:附加于 点1 点2 2）卷筒、轮毂等自重作用于轮毂上的力，计算如下：附加于 点1 点2 3）合成的固定静载荷两种工况下的值为：4.3.3钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力1）钢绳张力及其位置的计算分两种工况计算（1）卷筒提升开始卷筒上的钢绳张力 距右挡板的距离 （2）卷筒提升终了卷筒上的纲绳张力 距左挡板的距离 2）钢绳张力在各轮毂上的分配根据钢绳在卷筒上的位置及卷筒的结构尺寸，按杠杆比例关系（即简支梁求反力的关系），把钢绳张力分配于1、2点，计算结果如下：工况 计算结果 ， 工况 计算结果 ， 两种工况下的计算简图如下：注：图中所示箭头方向为轮毂反力方向，与钢绳张力作用于轴上的力方向相反。由于出绳角为水平方向（最危险方向），所以上述的、都是水平方向的力。4.3.4作用于轴上水平方向及垂直方向的合力将钢绳张力的垂直分力（实际上各分力均为零）与合成固定静载荷相加，则得作用于轴上垂直方向的合力；而作用于轴上的水平方向的合力就等于钢绳张力的水平分力。其计算如下：角标代表作用点1处的垂直力，头标（1）表示工况工况 ， ；， ； 工况 ， ； ， 4.3.5计算支点反力下标表示左支轮的垂直反力，表示右支轮垂直反力，表示右支轮水平反力，表示左支轮水平反力，上标表示工况工况 垂直合力对主轴所造成的支点反力：对于左轴承对于右轴承水平合力对主轴所造成的支点反力：同理亦可计算出其它各种工况时的支点反力，计算如下：工况 =25852.1N =25852.1N=21418N =16082N4.3.6计算弯矩工况1）垂直力对主轴所造成的垂直弯矩在1、2各点分别为：2）水平力对主轴所造成的弯矩3）合成弯矩同理亦可计算出其它各种工况时的弯矩，计算如下：工况 4.3.7计算扭矩及扭转强度在计算扭矩时，由于支撑活卷筒右轮毂到左轴承中心线处的轴都不受扭矩，即（1-2这段轴不受扭矩）卷筒提升开始扭转切应力 45号钢许用扭转切应力 =2545故可满足强度要求卷筒提升终了时按扭转强度校核，主轴满足强度要求。4.3.8计算危险断面的安全系数轴的材料为45号钢调质 ，抗弯断面系数：最大弯应力：最大扭应力：最小弯应力和扭应力分别为：应力辐： 平均应力： 抗弯安全系数：合成安全系数：4.4键的选型特点和应用由机械设计知键的长度L（1.52）d，由此得L=330mm.查机械设计手册表5-3-27可知：强力切向键标准：GB/T19742003键厚度：t=22mm 计算宽度：b=66mm键槽尺寸：深度 轮毂 t1=22mm 轴 t2=22.4mm计算宽度 轮毂 b1=66mm 轴 b2=66.5mm特点：由两个斜度为1100的楔键组成。其上下两面（窄面）为工作面，其中一面在通过轴心线的平面内。键从两边打入，工作面上的压力沿轴的切线方向作用，能传递很大的转矩，一个切向键只传递一个方向的转矩，传递双向转矩时须用两个，互成120135。应用：用于载荷很大，对中要求不严的场合，常用于直径大于100mm的轴上。4.5联接4.5.1支轮与轴的联接过盈联接的特点：过盈联接是利用零件间的配合过盈来实现联接的，这种联接结构简单，定心精度好，可承受转矩、轴向力或两者复合的载荷，而且承载能力高，在冲击、振动载荷下也能较可靠的工作。缺点是结合面加工精度要求较高，装配不便，虽然联接零件无键槽削弱，但配合面边缘处应力集中较大。过盈联接主要用在重型机械、起重机械、船舶、机车及通用机械，且多用于中等和大尺寸的情况。圆柱面过盈联接特点和应用：圆柱面过盈联接的过盈量是由所选择的配合来确定的。过盈量及配合尺寸较小时，一般采用在常温下直接压入法装配；当过盈量及配合尺寸较大时，常用温差法装配。圆柱面过盈连接结构简单，加工方便，不宜多次拆装，应用广泛，用于轴毂联接，轮圈与轮心的联接，滚动轴承与轴的联接、曲轴的联接。过盈联接的选择：（1）确定基本偏差代号：根据机械设计手册第四版第二卷图5-4-7中查出相应的基本偏差代号“u”（2）确定公差等级：采用的公差 孔为IT7,轴为IT6（3）选定配合：H7/u6 4.5.2过盈配合校核1）传递载荷所需要的最小过盈量（1）传递载荷所需要的最小结合压强：T-传递的转矩， -结合直径，mm-结合长度，mm -被连接件摩擦因数查表5-4-4可得： =0.14 由装配图和已知载荷可得：=280mm =（0.91.6）=350mm由上述条件可得： （2）直径比包容件： -包容件外径，mm被包容件： -被包围件的内径（3）传递载荷所需最小直径变化量包容件： 其中 E-被连接件弹性模量 v-被连接件材料的泊松比a-表示包容件 i-表示被包容件被包容件： 其中 由机械设计手册（软件版）得：=200000MPa =0.3=200000MPa =0.3由前面的条件可得： =2.9 =0.0111mm =0.7 =0.0027mm（4）传递载荷所需的最小有效过盈=+=0.0138mm2）不产生塑性变形所允许的最大过盈量（1）不产生塑性变形所允许的最大过盈量结合面压强包容件： 塑性材料 =其中 a=被包容件： =其中 c=-被包容件的屈服点； -包容件的屈服点查得： =355MPa =310MPa由前面的条件可得：a=0.3 =93MPac=0.5 =177.5MPa取 =93Mpa（2）不产生塑性变形所允许的最大直径变化值包容件： 被包容件： 由前面条件可得： =0.37758mm =0.09114mm所以被连接件不产生塑性变形所允许的最大有效过盈量：=+=0.46872mm基本过盈量 需满足 ,由此可取=0.315mm根据右支轮所选的配合查机械设计手册（软件版）得：基本尺寸为280mm，基孔制过盈配合查询结果为孔 上偏差： +0.052mm 下偏差： 0轴 上偏差： +0.347mm 下偏差： +0.315mm与上面的校核数据比较，满足要求。4.5.3 联轴器的选择 由于主轴的最大扭矩69600 N.m,主轴的转速为47.6 r/min,主轴直径为220mm,知减速器低速轴与主轴相连应选用鼓形齿联轴器，型号为：G1CL16，其轴孔长度为470mm. 5 JK2X1.5提升机筒壳设计5.1提升机的外载荷的确定提升机械的容绳量与卷筒直径、宽度及缠绕层数有关。根据安全规程，缠绕层数因不同的提升条件而有具体规定。因而，容绳量这一参数就有着固定的、可以计算的关系。卷筒直径与钢绳最大静张力之间也有着大致固定的关系。因为根据安全规程规定，卷筒直径与钢绳直径之比为6080，只要钢丝绳的型式、规格和使用条件一但确定，卷筒直径和钢丝绳最大静张力这两个参数间的关系就可以确定。提升最大速度这一参数与提升工作的经济性及安全性有关。当卷筒直径确定后，最大提升速度就确定了卷筒的转数，或者说，当卷筒转数在某一范围时，最大提升速度为卷筒直径的函数。至于卷筒的宽度，看来似乎与卷筒直径没有什么关系。但是，考虑到实际情况，例如卷筒过宽时容易造成钢丝绳偏角超限，也容易造成主轴挠度超限等问题，而这些问题又都与卷筒直径及钢丝绳直径有关，因而卷筒宽度与卷筒直径两参数间也就有了一定的关系，而并不相互独立。从以上分析可以看出，卷筒（主导轮）直径或钢丝绳最大静张力是提升机械的主要参数，其他参数都可以根据这参数去制定。根据对上述情况的调查统计，并参照国外先进标准筒直径的范围。就可以初步确定所需参数。主参数的分档可以根据不同的原则，但应尽量做到满足用户不同的要求，又有利于降低生产成本。人们不难理解，分档宽则产品品种简化，单位产品成本低，标准化效果好，但用户选择余地少，用户有时还要多付出一定的费用；分档密则不利于制造。5.1.1正常工作时作用于筒壳上的外载荷缠绕式提升机滚筒要受绳的拉力，缠绕到滚筒上的绳是在具有一定的绳张力的条件下缠绕到滚筒上的。所以提升绳对滚筒的作用力主要有两个：一方面是没有缠到筒上的绳对滚筒的作用力，对这个力来讲滚筒像一般的空心轴要受到这个力的弯曲和扭转；另一个是缠绕到滚筒上的绳的张力对滚筒的作用，这个作用可看作是在筒壳外有一个均匀的压力压到筒壳上，好像一个密闭的圆筒在海底，四周受到均布水压一样，只是筒壳的两端在提升机处并不受侧面的压力。钢绳的最大静拉力： Q额定负载，N； 容器自重，N；-绳每米重，Nm； 绳的悬重高度，m;另外，钢绳上还承受动拉力，如加减速时、紧急制动时、层间过渡时，但是就缠绕到滚筒上的绳来讲，其绝大多数的动拉力都近似等于其缠绕到滚筒上时的静拉力。显然，对于没有等重尾绳的提升系统来讲，这个静拉力会随钢绳长度（没有缠绕到滚筒上的绳）的变化而变化；对于具有等重尾绳的缠绕提升系统，该静拉力才可以被认为是不变的。由于提升机滚筒的直径很大，尽管筒壳很薄，但其截面的惯性矩和极惯矩都很大，因此，没有缠绕到滚筒上的钢绳拉力在筒壳上所引起的剪应力和弯曲应力都很小。一般来讲，此拉力在筒壳上所引起的弯曲应力和剪应力在2帕左右或更小一些；例如，一个直径D=2m，筒壳厚度60mm；当静拉力12t时。其在筒壳上所引起的弯曲应力最大值为50MP左右，故此项在应力分析中忽略不计。同样是上面所讲的条件，假设钢绳的直径为d，绳间隙为23mm，此时在滚筒上自由区段的周向压缩应力为由此可见，对于筒壳的受力，我们只考虑已缠到滚筒上的绳对筒壳的作用即可。一般按等重尾绳的缠绕提升系统来考虑静力值。钢绳张力和自重，使筒壳像空心轴一样被弯曲，钢绳张力作用于缠绕半径上，使筒壳像空心轴一样被扭转。由于卷筒的直径很大，因而惯性矩很大，而有上面所述的两种载荷所产生的应力都不大，计算时省去。钢绳缠绕在卷筒上，当绳有张力时，会产生一个沿圆周分布的力，压缩筒壳使其有缩小的趋势，这是筒壳产生的主要载荷。为了简化可以将螺旋缠绕看成是环形缠绕，由于螺距很小，可以将其看成是若干环状载荷的叠加，也就是说只要分析出一个绳的作用就可以了。一个绳圈对筒壳的作用，如下图所示： 图5-1自筒壳上分出一个单位(1厘米)弧长，夹角为，如果认为钢绳的张力F为定值，则钢绳的张力的合力(当夹角足够小时)为：由于=1，故上式可成：，其中r为筒壳平均半径。此力是作用在单位弧长筒壳上的外载荷，方向为径向，指向圆心。如令此载荷为P，则，当筒壳受此力时，显然有沿径向缩小的趋势，即沿径向产生变形。如径向变形为y，它在筒壳中必然会引起压缩应力： ，E为材料的弹性系数。如果认为此应力在径向沿筒壳径向厚度，在轴向沿绳圈间距均匀分布，则由此产生的侧向压缩力为：式中 t代表钢绳缠绕节距， 为筒壳厚度。仿照上面的推导法，可以求出单位弧度筒壳的单位长度上二侧向压缩力的合力为： 上述公式可看成为线性的，由于这种在结构和载荷上极为对称的筒壳，可不按照一般的方程来计算，而可以把它当成一个从筒壳上面分割出来的，沿弧长为单位长度的反力与挠度成线性的“梁”来计算,这种办法简单，概念容易建立。“梁的变形和内力分析”分析梁的变形和内力的方法很多，我们采用弹性线方程的方法。齐次方程的解为： 图5-2此时梁的变形方程的通解是该齐次方程的通解与一个特解的和。y=特解方程是 y= + 通解中的A1、A2、A3、A4为积分常数，这四个积分常数由筒壳具体的边界条件来确定，也就是说由支轮和支环的具体条件来定。确定了这四个积分常数，也就确定了该滚筒在支轮和支环附近处的y(x)，求组合y(x)，从而可以确定附近区域内任一处的弯短、剪力和周向压缩应力，即然后，按第三强度理论，找出最大合成应力点，对筒壳强度进行校核。离支轮与支环较远的区域，支轮与支环对其不产生影响。滚筒(筒壳)上的这些区域称为自由段，可认为只受周向压缩应力。为了系统起见，首先找出各种边界条件下单元梁变形方程的解，从而得到在各种边界条件下的M(f)和Q(x)，并且导出圆环、圆板的有关计算公式；然后考虑钢绳拉力的降低系数和多层缠绕时的钢绳缠绕系数；最后再对简壳进行强度校核。5.1.2筒壳许用应力的确定筒壳和支环的材料通常是A3和16Mn，铸造支轮多用ZG350。A3的厚度在2040mm时，230MPa，400MPa；16Mn的厚度在2040mm时，290330MPa，500MPa。尽管从理论上分析得知筒壳和支轮所受的应力是变化的，实践也证明多数卷筒的失效都是在没有显著变形的情况下形成裂纹。但在设计计算时，都是按照静强度的方法来计算，或按照与疲劳强度等效的静强度计算。安全系数的确定是一个比较复杂的问题。它主要取决于下列几种因素：（1）原材料的稳定情况，包括材料性质，原材料尺寸变化，制造工艺的稳定性等；（2）计算的精确度，包括外载荷，以及应力等计算的精确程度；（3）零件的重要程度。根据卷筒的具体情况，它的原材料和制造工艺都比较稳定，计算精度为中等，又是属于比较重要的零件，根据经验可把其安全系数定为1.51.8。目前我国各厂家常取A3的许用应力=140MPa，l6Mn的许用应力180Mpa。它们也都在1518之间。或这样计算，即取材料的脉动疲劳极限为（052056），安全系数为15。这样计算出的许用应力亦与上述相近。但考虑到卷筒在成形或安装时，会有局部凹陷的现象，故有人建议在按上述许用应力计算出卷筒厚度之后再加上23mm。卷筒的焊接和连接螺栓的许用应力至今尚无统一认识，设计中可以参照卷筒的母材的许用应力或参照结构设计规范选取，见表5-1。在滚筒上的螺孔及焊缝截面的变化处均有应力集中，焊接处如不经退火也会有残余应力存在。未经处理的焊缝中心的残余应力是拉应力，其值可达到屈服极限，当它与工作应力叠加时，造成平均应力增加。这样就大大降低许用疲劳强度，使寿命降低。消除的方法可以用退火，振动与锤击以及火焰烘烤等方法，另外也可以用预热法。 表5-1 焊缝和连接螺栓的许用应力 单位MPa5.1.3筒壳强度计算理论如图5-3所示，单元梁上所受的力总的可看作一个向下的均布线荷力和在支轮(支环)处对单元梁的一个集中载荷和一个力偶。对支环来讲只认为其作用于单元梁的是一个向上集中力。一般来讲，支轮处对单元梁的作用是一个集中力和一个力偶，视为绞接时，认为支轮此处力偶为零。已知集中力的影响区为，非影响区的筒壳段可视力只受均布载荷q的无限长梁。故在自由段内，单元梁只受周向压缩应力： ，在刚性支轮处，co，单元梁只受弯曲应力，其压缩应力为零。在影响区内，如图5-3所示单元梁截面上，x方向有弯曲应力，在截面内有剪应力，在2y平面内作用有周向压缩应力。 图 5-3单元梁受力示意图由前面可知道：，只和该处的挠度有关，是均布的。由材料力学的知识可以知道，在出的最大，并且只有和，且为主应力。由于上面应力的特性可以将其转化为平面应力状态，由弹性力学可知由大标题中的内容可知 在此为 代入式得 在某一个截面上，x0时，其非自由段认为，所以，对单元梁的强度校核，也就是对筒壳的强度校核，按第三强度理论。在单元梁上处处成立。即所以，筒壳的强度校核就归为求y、M，然后寻找在x0处的强度校核自由筒壳段的周向压缩应力对单层缠绕可用以下公式计算，多层缠绕则把下面的C再乘上即可5.1.4刚性支轮处筒壳的强度计算目前4米以上提升机的焊接滚筒及铸造支轮，当Ll0.9/A时，可视为刚性支撑，其力学模型可归结为一端固接的半无限长弹性基础梁，受均布载荷q的作用，如图5-4所示。 图5-4受均布载荷作用图刚性支轮筒壳强度计算在支轮附近，单层绳 ，多层绳 其中n为绳缠在滚筒上的层数。所以可得查表可知，x=0处，有最大值，。故用x0处的最大弯曲应力作为筒壳强度校核依据。此时筒壳强度校核计算的公式为 对单层缠绕 对多层缠绕 5.1.5绞支支轮处筒壳的强度计算当铸造支轮Ll0.9/时，滚筒的支轮可视为绞支，其力学模型可归为一端绞支的半无限长弹性基础梁。由式 图5-5支轮筒壳强度计算查表可知：在时，与有不为零的相应值；在时，分别验算此两处的值。在时在时采用求极值的办法可精确地求出的值对x求导，并令其值为零，得 在=0.462处： 所以，在绞支时筒壳的危险点出现在约处，筒壳强度的校核计算公式为对单层缠绕 对多层缠绕 5.2 JK2X1.5型矿井提升机筒壳强度计算5.2.1已知条件钢绳最大静张力 F=58.8KN， 钢绳的直径 d=24.5mm钢绳弹性模量 钢绳金属断面积 卷筒壳半径 r=88.75cm缠绕层数 n=2； 轮毂半径 缠绕节距 t=24.5mm+2mm=26.5mm卷筒壳厚度 ； 圆盘厚 钢的弹性模量 筒壳及圆盘材料16Mn,厚度在2040mm时，290330MPa5.2.2计算及校核 取的计算如下： 查表8-1矿山提升运输机械距第一圈的距离xi(cm)2.655.37.9510.613.2515.918.5521.223.8526.50.22860.45720.68580.91451.14311.37171.60031.82892.05752.28620.95520.84750.70890.56190.42220.29900.19580.11420.05320.01014.168自由筒壳区钢绳张力降低系数：计算二层缠绕时的缠绕系数：5.2.3计算筒壳强度1）自由筒壳区筒壳均布载荷2）在支撑处认为此处钢绳张力降低系数弯曲应力压缩应力各应力值均在极限应力值内，满足强度要求 6矿井提升机的制动装置6.1 概述 制动装置是矿井提升机的重要组成部分，它由制动器（执行机构，也称为闸）和传动机构组成。制动器是直接作用于制动盘（轮）上产生制动力矩的部分，按结构可分为盘式和块式制动器等；传动机构是产生或消除并调节制动力矩的部分，按传动能源分为液压、气压或弹簧传动系统等。国产新系列JK型矿井提升机采用液压盘式制动装置（包括盘式制动器和液压站）；而旧系列KJ型矿井提升机则分别采用油压或气压块式制动装置。盘式制动装置与块式制动装置比较有以下优点：（1）多副制动器同时工作。即使有一副制动器失灵，只丧失部分制动力矩，因而一般情况下仍可闸住提升机，故安全可靠程度高。（2）盘式制动装置制动力矩的调节是用液压站的电液调压装置来实现的，操纵省力，制动力矩可以在较大范围内调节，故制动力矩可调性好；（3）盘式制动装置去掉了块式制动装置的杠杆铰链部分，制动力矩产生不是靠重锤，而是靠碟形弹簧，因而整个制动装置的惯量、摩擦损失小、动作快、灵敏度高，故适用于自动化或半自动化操纵；（4）质量轻、结构紧凑、外形尺寸小；（5）通用性好。制动装置的作用是：（1）在提升机正常工作的减速阶段或下放重物时，参与调整提升机的运行速度，并在提升终了是使之正常停车，完成这一任务者称为工作制动；（2）当发生紧急事故时，能迅速而合乎要求地闸住提升机，完成这一任务者称为安全制动；（3）当检修提升机时，使之保持静止不动；（4）双卷筒提升机在更换水平、调节钢丝绳长度或更换钢丝绳时，应能闸住提升机的活卷筒，松开死卷筒。制动装置的作用一般为上述几项，但在有完善电控的提升机系统中，往往无需用制动装置来调整运行速度，只有对于电控设备不完善的提升系统才需要制动装置调整运行速度。从原则上说来，用制动装置调速，无论在经济上和技术上都不甚合理。由于制动装置的主要作用是产生制动力矩，因此，对制动力矩的要求，乃是制动器设计时所应考虑重要问题。保安规程规定：（1）全部制动力矩不得小于提升机所允许的最大静力矩的三倍，即 （2）双卷筒提升机一个卷筒上的制动力矩应大于调绳力矩的1.2倍，即（3）安全制动时，对于提升重物，减速必须小于；对于下放重物，减速度应大于；（4）对于摩擦提升，安全制动的减速带不应是钢丝绳产生滑动。简单的制动装置不仅很难同时满足上述诸要求，而且还可能出现相互矛盾的现象，常用的解决办法是使制动力分段增长，一般分为两个阶段，也就是二级制动。二级制动还可以改善制动性能。对安全制动的要求是，制动速度快，但不要有过大的冲击。因此，要求制动器的空行程时间（自断电开始到制动力开始产生的时间）不大于0.5秒，最好是不大于0.3秒。并要求安全制动力源十分可靠。安全规程规定，安全制动装置的力源必须是重锤，但国产型矿井提升机的盘式制动装置的力源是采用弹簧而不是重锤，经过长期使用证明，也很可靠。对于工装制动的要求则有些不同，因为它是参与运行的手段，故要求制动力矩的大小可以任意的（由司机控制，或根据提升运行参数自动调节）调整。对于小型提升机，工作制动能源可以用人力；对于较大的提升机，则可用重锤、弹簧、气压等。为了使制动装置工作可靠，要求工作制动与安全制动在系统上互相独立，以免失灵后互相影响。但二者的制动力矩不得叠加，以免造成过大的减速度。不过，目前不少制动装置个工作制动和安全制动在系统上都不是完全独立的，而是部分或大部分是共用的。6.2 盘式制动器6.2.1 盘式制动器的结构及布置盘式制动器（亦称盘闸）与一般常见的块式抱闸不同，它是沿制动盘轴向施力，制动器沿径向布置于制动盘周边上的。为使制动盘产生附加变形，主轴不承受附加轴向力，盘闸都成对使用。根据所要求的制动力矩的大小，每台提升机上可以同时布置多副制动器。盘式制动器除需满足安全规程对它的要求外，在结构设计时还应考虑如下几点要求：（1）制动时的摩擦力不应传递到活塞和油缸上，以免损伤活塞和油缸。在结构上闸瓦和衬板以及固定闸瓦和衬板的筒体不应和活塞刚性连接，以保证活塞除轴向力作用外，不承受其它方向外力作用，而且闸瓦和衬板所受的摩擦力应经过筒体直接传递到支座上，这就要求筒体和支座直接接触并有相应的配合精度，筒体和支座要有足够的强度和刚度。为保证油缸不发生变形，筒体和油缸不应接触，而要留有足够的间隙。（2）调整闸瓦间隙和更换闸瓦方便，特别要求在调整闸瓦间隙时，不应改变碟形弹簧原来的状态。（3）各密封处必须密封可靠，并应有渗漏油回路。如图6-1所示，是国产JKA和JKB型矿井提升机的盘式制动器。它是由两个在结构上完全相同的制动油缸组件组成，两个制动油缸组件都是用高强度螺栓紧固在支架上的，整个制动器经过垫板用地脚螺栓固定在基础上。一个制动油缸组件是由油缸、活塞、缸盖、闸瓦、带衬板的筒体、连接轴、碟型弹簧、弹簧套、碟簧垫、连接螺栓、调整螺母、锁紧螺栓、制动器体等组成。衬板两侧开有燕尾槽，闸瓦可沿槽插入并用粘结剂粘牢，为了防止在运行中闸瓦从槽中跑出，在衬板上下两方均装设压板，它是用螺栓紧固在衬板上的。连接轴是用定位销与衬板固定在一起的。活塞与连接轴又是用连接螺栓连接为一体的，这样，只要活塞运动就可带动连接轴、筒体、闸瓦一起在制动器体内移动。筒体是用平键与制动器体内壁连接的，此种连接是为了防止筒体转动而影响连接螺栓拧不紧，但它却允许筒体的轴向移动。油缸与活塞间均采用了型密封圈进行密封，为了防止渗漏油沾污了闸瓦，又增加了一层油封和挡圈。油缸与调整螺母之间是间隙配合，制动体与调整螺母是用螺纹连接的，旋转调整螺母即可调整闸瓦间隙。油缸盖是用螺栓栓紧在油缸上的。为了防止粉尘浸入，整个制动油缸组件用后端盖封紧。 图6-1 盘式制动器的结构及布置1锁紧螺栓；2调整螺母；3油缸；4制动体；5压板；6带衬板筒体；7弹簧导套；8连接轴；9闸瓦；10固定销；11制动盘；12碟形弹簧；13通气螺钉；14弹簧垫；15活塞；16连接螺栓；17缸盖 为了确保制动装置正常工作，该制动器上还设有闸瓦间隙和碟簧疲劳指示器，当瓦磨损超过规定值和当碟形弹簧疲劳或断裂时，可分别发出故障讯号输入电控保护回路，导致本次提升结束后，下一次提升不能开始，必须进行闸瓦间隙调整或更换碟形弹簧后，才能恢复工作。正常工作时，闸瓦与制动盘的松闸闸瓦间隙（向制动器输入调定的最大油压时的间隙）一般调到，若闸瓦磨损量达到，最大闸间隙变成了，这时，闸瓦间隙指示器中行程开关动作，发出报警讯号。碟簧疲劳指示器的动作间隙一般可调至。这种改进后的盘式制动器与原JK型提升机的盘式制动器相比较有下来优点：（1）密封性能大大改善。密封结构先进合理、可靠，元件结构合理、材质耐磨、强度高、耐油不变，油缸后置，不沾污闸盘，油缸组件可整体装卸，两道密封，有堵有泄，渗漏油有盛器集中贮存；（2）该制动器的油缸组件与支架是用高强度螺栓装配连接，选配容易，适宜技术改造，便于组织成批大量生产，有利于提高效率与质量；（3）减少维修量，维修次数也大大减少，改进后的制动器每年不用停产维修，只要跟班维修即可，节省下来的时间用于增产，可增加收入数万元；（4）节省配件、减少开支。此种盘式制动器，不但适用于矿井提升机，而且适用与矿用各型绞车及其它设备，如皮带运输机、架空索道、高炉卷扬机、轧钢机、天车等，用途广泛、性能优良。6.2.2 盘式制动器工作原理盘式制动器的工作原理是用油压松闸，以弹簧力制动。如图6-2所示，当向Y腔给入压力油后，使活塞带动筒体、衬板和闸瓦一起往左运动，压缩碟形弹簧，形成松闸。当油压下降时，在弹簧力的作用下，使活塞通过连接轴推动筒体、闸瓦向右运动，达到目的。调节制动力矩的原理如图6-2所示。当闸瓦与制动盘接触时，活塞就同时受弹簧的作用力和制动油产生的压力的作用，其合力为。当油压力时，即，此时为全制动状态。、当油压力时，闸瓦间隙大于零，为全松闸状态。如油压为某一值时，使，此时闸瓦间隙为零，闸瓦与制动盘刚刚接触，但无正压力。所以，当油压力在0与之间变化时，由于不变（基本不变或变化不大），而改变，使正压力油压力变化。由于闸瓦、油缸、活塞等受力零件的弹性变形极小，故在上述分析时，都将它们看作刚体，并认为在正压力的作用下，上述构件无位移，所以正压力的变化图 6-2 盘式制动器调节制度力原理图 6-3 正压力N与油压P的关系1活塞；2碟形弹簧；3闸瓦只受油压力的影响，即：而闸瓦与制动盘的摩擦系数一般是不变的，故正压力的变化就反映了制动力的变化。图为正压力相对于油压力变化的试验曲线。有图中可以看出：（1）随油压力的增加而减少，其变化过程可以近似的看成线性关系；（2）松闸过程和制动过程所得曲线不重合，这是因为在松闸和制动过程活塞所需克服的摩擦阻力方向不同所致。松闸时，油缸壁及密封圈对活塞的阻力与碟形弹簧力的方向一致，所以在相同油压情况下（与制动过程相比）制动盘正压力较大，反之，在制动过程时，活塞所受摩擦阻力与碟形弹簧的作用力方向不一致，所以制动盘上的正压力较小；（3）松闸和制动的不可控去（两曲线不重合度）较小，说明有较高的控制灵敏性。6.2.3 安全制动由图6-4所示，安全制动部分是由电磁阀和溢流阀9、减压阀10、延时阀11、蓄力器12等组成。提升机正常工作时，电磁阀处于通电状态，压力油可以任意进出盘式制动器，即制动力矩可以随意调节。于此同时，通过减压阀10、延时阀11及蓄力器12等做好二级制动的准备。一旦提升工作出来故障（其中包括全矿停电），此时的安全制动一般来说是容器运行在井中进行的，电磁阀立即断电（此时油泵电动机也断电），切断了去盘式制动器的压力油。盘形制动器的压力油其中一路通过电磁阀回油箱。另一路通过经溢流阀9流回油箱。溢流阀9预先调定的压力与减压阀调定的压力相等。蓄力器的油压是由减压阀调定的。当盘式制动器的油压降到溢流阀9调定的压力时，就不再下降了，由蓄力器来维持盘式制动器具有某一油压值。此时，盘式制动器所具备的制动力矩使提升系统能较好地满足减速度的要求。经过延时阀11的延时结束时，提升系统也就停止工作了。随后蓄力器的油压迅速回到零，而盘式制动器立即产生大于三倍静制动力矩的制动力矩，使提升系统处于静止状态。电磁阀是由装在深度指示器传动装置上的开关控制的，它的作用是确保竖井提升时，在井口附近的某一位置以上都不产生二级制动。即是在此范围内发生安全制动，则制动力矩不再分成两个阶段施加，而是一次就产生大于三倍静力矩的安全制动力矩，免除因电气失灵造成容器全速冲过井口而导致
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