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矿井 提升 设备 选型 设计

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矿井提升设备的选型设计,矿井,提升,设备,选型,设计

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中国矿业大学成人教育学院2007届毕业设计论文绪 论矿山提升机是矿山大型固定机械之一，矿山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和双绳缠绕式提升机已经历了170多年的发展历史，它是矿山井下生产系统和地面工业广场相连接的枢纽，被喻为矿山运输的咽喉。因此矿山提升设备在矿山生产的全过程占有重要的地位。一个现代化的矿井在提升设备的选型上尤为重要。因为提升设备选型的合理与否，直接关系到矿井的安全和经济性，因此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选择合适的设备。根据矿井提升机工作原理和结构的不同，可分为缠绕式提升机和摩擦式提升机。单绳缠绕式提升机是较早出现的一种，它工作可靠，结构简单，但是仅适用于浅井及中等深度的矿井，而对于井深超过300米的矿井，宜选用多绳摩擦式绞车。在国内外，多绳摩擦式绞车飞跃发展，其发展速度远远超过单绳缠绕式提升机，这是因为它有着许多单绳缠绕式提升机无法比拟的优点，如提升钢丝绳直径较小，主导轮直径及整个机器的尺寸都相应缩小了，设备重量也减轻了，不需要设置防坠器等。下面是我针对不同的矿井的地质、煤层等情况，进行综合计算分析后，本着安全、经济等原则对这两种提升设备系统进行的选型设计。本设计充分贯彻以下设计原则：根据国家现有的设备生产状况，结合某些使用中的具体情况，以及经济角度出发尽量选用国产设备并力求在条件基本相当的情况下进行技术的方案比较，选择即经济又合理的设备。 由于本人水平有限，设计中难免出现错误和不足之处，敬请各位老师指正。1 矿井提升设备的选型设计1. 1副井提升机的选型设计1.1.1设计依据卧牛山煤矿位于徐州市西郊九里山大彭镇境内，东郊与九里山煤田比邻，矿层界限下石盒子组和山西组以F23断层分割，太原组以F27断层为界。西与新河煤矿相连。矿层开采上限为-40m水平，开采下限为-550水平。井下采煤方法主要为单一长壁采煤，以倾斜煤层为主，开拓方式为立井石门开拓，是央对角式通风。全矿区共划分为二个水平，-150水平，-310水平。，其具体的数据为:1)原煤的密度: =0.9 吨/米2)矸石的密度: 矸 =1.35 吨/米3)含矸率: 10%4)一水平井深: -190米5)二水平井深：-350米6)最大班下井人数: 260人7)坑木消耗: 9 米/千吨煤根据以上情况,假如先进行第一水平的开采年产量定为40万t,现对其进行副井提升设备的选型设计。1.1.2设备类型的确定由于第一水平井不深,且年产量不大,决定采用单绳缠绕式提升系统。罐笼的选定（1）吨位的确定：罐笼的吨位按井下运输使用的矿井名义载重量确定。卧牛矿拟选定矿车的名义载重量为1t。因而选用罐笼的吨位为1t。(2)层数的选择：层数的选择应根据运送最大班下井工人时间不超过40min或总作业时间是否超过5小时来确定。卧牛山煤矿最大班下井人数为260，显然选择一层罐笼不能够满足工作的要求。故选用二层罐笼。其具体的技术参数如下：型号：GLSY12/2 G罐笼 L-立井单绳 S-钢丝绳罐道 Y异側进出车 1煤车吨位 2煤车数 2层数自重：3000 Kg允许乘人数：24每层底有效面积: 2.3m3罐笼总高度 4550 罐笼宽度: 1246 罐笼长度: 2550 罐笼质量：3667Kg罐笼装载量：3235Kg最小井筒允许直径 3800 采用1 t 标准矿车，型号为 MG1.16自重 qc=6000N名义载煤量 1 t 有效容积 1.1m31.1.3提升刚丝绳的选型选择原则：钢丝绳在运转中受到许多应力的作用和各种因素的影响，如静应力、动应力、弯曲应力、扭转应力和挤压应力等。磨损和锈蚀也将损害钢丝绳的性能，综合考虑以上应力因素的计算是困难的，目前国内外都是按静载荷近似计算的。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考虑一定的安全系数来进行计算的。在经常性作业中，以提升作业载荷最重，故以此条件选择钢丝绳。（1）次提矸量Q:Q=2rqv=213501.12970 (kg)Rq 矸石容量1350kg/m3V 矿车有效容积 V=1.1m3（2）计算钢丝绳每米重P P图1-1 钢丝绳计算示意图 其中 Hc=Hj+Hs+Hz=14.13+190.14=204.27 m Qx 一次提升的QXg 一次提升的最大载荷,N; Qz 容器的重量，N 钢丝绳的抗拉强度 QXg=2r矸V=213501.1=2970 (kg)代入数字计算得： P= N/m根据上述计算值，从钢丝绳规格表中选取每米钢丝绳重量等于或大于P值的钢丝绳，选型号为：D619+1直径为31mm的钢丝绳。有关数据为：d=31 , , 33.83 N/m ,KN/cm2,Qq=690 KN由于实际所选钢丝绳的r0(钢丝绳的比重)不一定是0.09N/cm3，因而对所选钢丝绳是否满足安全系数的要求必须按实际所选每米绳重按下式进行验算，即所选钢丝绳的实际安全系数为： ma= (N/m) 式中: Qq为所选钢丝绳所有钢丝拉断力之和N P 为所选钢丝绳的每米重力，N/m.。经计算： ma=9所以所选钢丝绳可用。1.1.4选择提升机 提升机的主要参数有：卷筒直径D,卷筒宽度B，提升机最大静张力Fjmax及最大静张力差Fjc.。这里依据卷筒直径D为依据选择提升机的型号，其它三个参数为校核参数。 为了保证提升钢丝绳具有一定的承载能力和使用寿命，钢丝绳在卷筒上缠绕时所产生的弯曲应力不要过大，根据煤矿安全规程规定，安装在地面的提升机，其直径与钢丝绳的直径的关系应满足：D80dD1200D为提升机卷筒直径 mm小d 为提升钢丝绳直径 mm为提升钢丝绳中最粗钢丝的直径经计算D=8031=2480因而选择提升机的型号为：XKT22.51.2B11.5其技术特征如下：（1）卷筒直径：2.5 m（2）设计钢丝绳最大静张力 Fjm=70 KN（3）设计钢丝绳最大静张力差 Fjc=40 KN（4）减速器传动比I=9.5（5）传动效率 =0.851.1.5校验提升机强度：以提矸作业为准校验，钢丝绳悬挂长度He=190米。最大静张力:Fjm=Qg+Qzg+qc+PHc =29.7+30+0.03383190=66.1270KN最大静张力差Fjc=Qg+H =29.7+0.3383190=36.1240KNFjm、Fjc的实际值均小于设计值，强度校验合格。1.1.6井塔高度Hj确定：Hj=Hr+Hg+0.75=4550+8643.5+937.5=14131mm=14.131m因而确定井塔的高度为14.13米. 1.1.7预选电动机电动机额定转速： ne=60ivm/D=r/minD提升机卷筒直径 m I为减速器传动比Vm:最大速度由下表查得：表1-1比动传Vm速转50060075011556886826853020392549063026183270电动机的同步转速数为：nt=500r/min则额定转速ne=480r/min此时相应最大提升速度为 Vm=Dne/60i=预选电动机的功率（按提矸作业选定）Pe=P K阻力系数 K=1.15 P动负荷影响系数取 P=1.3则： Pe=(KW)由Pe、ne选电动机为JRQ1512-12三相交流绕组异步电动机，其技术特征参数如下：额定功率： Pe=330 KW额定电压： 6000 KV额定电流： 44.2 A频率： 50 HZ转子电流： 355A转子电压： 595V额定转数： 490转/分转子飞轮转距 GD2=29430Nm2电动机的效率： nd=93%电动机作用于滚筒上额定拖动力 Fe=1000Pe*i/Vm= N1.1.8天轮的选型计算：天轮的分类：（1）井上固定天轮 （2）凿井及井下固定天轮 （3） 游动天轮结构形式的分类： （1）直径为3500mm，采用模压焊接结构 （2）直径小于3000mm时，采用整体铸钢结构 （3）直径为4000mm，采用模压铆接结构 根据煤矿安全规程的规定，当钢丝绳对天轮的围抱角大于90时。 Dt80d Dt1200 式中 Dt 天轮直径，； 钢丝绳中最粗钢丝绳直径，根据以上计算，选择天轮为： Dt8030=2400 取 Dt=2500 整体铸钢结构的天轮1.1.9提升机与井筒相对位置的计算1）钢丝绳弦长Lx及偏角的确定。煤矿安全规程对偏角，弦长等有严格的限制，Lx过大时，绳的振动也会加大，因此将弦长Lx限制在60m以内。一些提升机对仰角也有一定的要求，其原因（1）偏角过大将加剧钢丝绳与天轮的磨损，因此煤矿安全规程规定，内外偏角均应小于1030。（2）某些情况下，当钢丝绳缠向卷筒时，若内偏角过大会发生“咬绳”现象。咬绳现象加剧了钢丝绳的磨损。先按煤矿安全规程规定的最大外偏角允许值1030代入下式计算最小弦长。最小弦长Lxmin式中 卷筒宽度，m;S 两天轮中心距，m; 两卷筒之间的距离，m; 两卷筒上绳圈的间隙；d 钢丝绳直径。代入参数计算得： Lxmin再根据内偏角的允许角度曲线图查得D=2.5m,d=0.002m的不“咬绳”允许内偏角为10求出内偏角符合要求的最小弦长Lx.max最小弦长Lx.max = =13.5mLx.max150 符合要求。1.1.10运动学参数计算:1) 罐笼提升通常采用五阶段速度图,其速度图如下: v O t1 t2 t3 t4 t5 t a a1 t a3 图1-2 罐笼提升五阶段速度图在竖井中采用罐笼升降人员其最大速度不得超过下式值,且最大不得超过16m/s. Vm0.5=0.5=6.9m/s2)提升加速度期a1和减速度a3的确定 （1） 根据煤矿安全规程的现定，竖井长降人员的加减速度不得大于0.75m/s2,最大加速度按下式计算: a1 式中： 电动机过负荷系数； Fe 电动机额定拖动力； Pe 电动机额定功率； 0.75 最大拖动的系数。代入参数计算得： a=0.742m/s2为了留有余地，可确定提矸与升降人员加速度相同，取a1=0.7m/s2。 （2）减速度a3确定由于付井作业种类繁多载荷变动大，为了便于控制取a3=0.7m/s2。不同作业时减速方式不同，提矸时需电动方式，提升人时需用机械制动方式。在下放重载时，为了确保a1、a3仍为0.7m/s2需采用电气制动方式，为此付井提升设备设有动力制动装置。参数计算如下: 加速阶段: a1=0.7m/s2 t1=s h1=22.4 m 减速阶段: a3=0.7m/s2 t3= s h3=22.23m 等速阶段: Vm=5.6m/s h2=Hh1h2h3=19022.422.233=142.37mt2=s爬行阶段: V4=0.5m/s t4=6s h4=3m抱闸停车阶段: t5一般取t5=1sh5=h5可忽略不计。一次提升时间T为： T=t1+t2+t3+t4+t5=8+25.42+7.29+6+1=47.71s1. 2主井提升机的选型设计1.2.1设计依据卧牛矿拟开采第二水平,假如产量大幅提升年产量为180万t, 其具体数据如下:1矿井年产量 An=180万吨2原煤密度 =0.9t/m33.矸石密度 =1.5t/m34.含矸率 10%5.二水平井深 -350米现根据以上情况对主井提升设备进行选型设计。1.2.2设备类型的确定提升容器主要是底卸式箕斗和普通卸笼。箕斗的优点是：质量轻，所需井筒断面小，装卸可自动化，且时间短，提升能力大。它的缺点是：井底及井口需要设置煤仓和装载设备，只能提煤炭，不能升降人员、设备和材料，井架较高，需要另设一套辅助提升设备。罐笼的优点是：井底及井口不需要设置煤仓，可以提升煤炭、矸石，下放材料，升降人员和设备，井架较矮，有利于煤炭分类运输。罐笼的缺点是：质量大，所需井筒断面积大，装卸不能实现自动化，而且时间较长，生产效率较低。由于现在井的深度比较深，年产量大，综合考虑后，决定采用多绳、塔式布置的箕斗提升系统。1.2.3箕斗的选型1)提升高度:H=Hs+Hz+Hx式中 Hs井筒水平深度Hz装载高度 1825m 取 Hz=20mHx卸煤高度 取Hx=13.5mH=350+2013.5=383.5 m2) 经济提升速度: Vm=0.4=0.419.583=7.833m/s3)一次循环提升时间初加速度估计为 a=1m/s Tx= 式中 : 20为装卸载时间 Tx=7.833+=76.79 s4) 一小时提升量: As=式中: C不均衡系数，煤炭工业设计规范规定，有井底煤仓时为1.101.15,取C=1.15Cf提升能力富裕系数，煤炭工业设计规范规定，主井提升设备一般对于第一水平留有20%的富裕系数，取Cf=1.2br年工作日，取br=300天t 是工作小时数，取t=14 小时AN 年产量，吨A=591.428 t/h5)一小时提升次数:ns=次6）一次合理提升量： Q= 吨/次由主井多绳箕斗规格表选择名义装载重量为16t的箕斗，其主要技术规格参数如下：自重 Qz=17.8t 全高 Hr=15600 有效容积 V=17.6m3提升钢丝绳数 n1=4绳间距 =300尾绳数 n2=2实际载重量 Q=V=0.917.6=15.6 t1.2.4提升钢丝绳的选择1) 钢丝绳的最大悬垂长度Hc 预估计井架Hj=40m. 由于Vi=7.833m/s,取Hg=13m，箕斗间距S=2050 Hh=Hg+1.5S=13+1.52.05=16.08 m 取Hn=20 m Hc=Hj+Hc+Hz+Hn=40+350+20+20=430 m2) 估算钢丝绳每米重力P取钢丝绳抗拉强度=1520n/mm2安全系数 ma7.2-0.0005Hc=7.2-0.0005430=6.895P=41.06 N/m据此选钢丝绳6（36）股（132+31+12+1.5）绳纤维芯,左右捻各二根,其每米重量=66.84N/m.直径d=39.5.绳中最粗钢丝直径=2.4.全部钢丝破断力总和为Qd=1064385N.尾绳数 n2=2根.q=133.68 N/m据此选择(19231)8410扁钢丝绳.其单位每米重为132.44N/m.考虑到=4-2q=466.84-2132.44=2.48N/m.而且=0.9%6.895所以所选钢丝绳合格可用.1.2.5 选择提升机1)考虑塔式井塔,设导向轮,滚筒直径D: D100d=10039.5=3950 由此选择 JKM4/4(I)型多绳摩擦式提升机,其技术参数如下: 摩擦轮直径 D=4m 设计最大钢丝绳静张力 588KN (60t)设计最大钢丝绳静张力差 177 kN (18t)减速器传动比 I=10.5传动效率 =0.85减速器最大输出扭距 57tm(559KNm)提升机(包括减速器,导向轮)变位重力 192.4KN(19.6t)2) 验算提升机强度最大静张力 Fjm = Q+Qz+4Hc = (15.6+17.8)9810+466.84680 = 509.458 KN 588 KN最大静张力差Fjc=Q+H=15.69810+2.48680 = 154.72 KN177 KNFjm Fjcr 的实际值均小于设计值,强度校验合格.3) 摩擦衬垫比压Pb的校验 上升侧静张力 Fs=Ffm=509.458 KN 下降侧静张力 Fx=Fjm-Q=509.458-15.69810=356.422 KN Pb=137N/cm2衬垫比压Pb小于设计值,强度校验合格.由以上校验说明,所选JKM4/4型摩擦式提升机合格可用。1.2.6井塔高度Hj确定 HJ=Hr+Hg+0.75=15600+13000+0.75=30.1 m 由以上确定HJ=35 m 可取。1.2.7预选电动机1）电动机转数n=392.892 r/min 取电动机同步转数 nt=500r/min，则额定转数ne=492 r/min 此时相应最大提升速度Vm=2）预选电动机功率 Pe= 式中 K阻力系数，取K=1.15 动负荷影响系数 取=1.2因而 Pe=1.2=2435.867 KW 根据ne,Pe选电动机YR2500121215 三相绕线式异步电动机.其技术特征参数如下:额定功率 Pe=2500 KW额定转数 ne=495 r/min过负荷系数 =2.38转子飞轮转距 GD2=97860 N/m2电动机效率 =92%电动机作用于滚筒上的额定拖动力 Fe= =216615.7 N1.2.8提升系统总变位质量其中 GD=GD2()2=97860()2=674316.6 N因而 =866.84430+192400+674316.6+15600+217800 =162988.6 kg =162.9886 t1.2.9提升机加减速度的确定1)(a)按电机过负荷能力a1= =1.2949 m/s2(b)按减速器允许最大输出扭矩 a1 m/s2根据以上结论,因而本设计加速度a=0.9 m/s2 可取.2) 减速度a3确定 首先考虑自由滑行方式减速 a3= m/s2 由此a3可采用自由滑行方式减速.1.2.10运动学参数计算1)初加速度a0 =式中 V0箕斗脱离卸载轨时速度 取 V0=1.5m/s hx卸载曲轨长度 取 hx=3 ma0=0.375 m/s2初加速时间 t0=主加速时间 t1=主加速行程 h1=52 m减速时间 t3= 式中V4爬行速度 取 V4=0.5m/s t3=s减速行程 h3=爬行时间 t4=式中 h4爬行距离 取h4=4 m t4= 等速行程 h2=Hhxh1h3h4 =39035244.4364=286.564 m等速时间 t2=29.21 s 2)箕斗卸载休止时间由矿井提升设备表51查得16 t箕斗Q=16 s所以一次提升循环时间为:Tx=t0+t1+t2+t3+t4+Q =4+9.2+8.62+8+29.21+16 =75.03 (s)3)提升能力校核实际年提升能力 An=273.36 万吨/年4)箕斗提升速度图图1-3 箕斗提升六阶段图1.2.11动力学参数计算初加速阶段 F0 = KQ+ma0=1.15156009.81+162988.60.375=237.112 KN主加速阶段 F1 = F0+m(a1a0) =237.112+162988.6(0.90.375)/1000 =322.681 KN 等速阶段 F2=KQ=1.15156009.81=175.991 KN减速阶段 F3=0爬行阶段 F4=KQ=175.991 KN1.2.12电动机功率校验1)等效时间Td = a(t0+t1+t3+t4)+t2+ =4+9.2+8.62+8)+29.21+16 = 49.45 S2) 等效力 =237.11224322.68129.2175.9912(29.21+8) =2.3353191012 N2/SFd = N3) 等效功率 Pd = =2455.45 KW1.75静防滑校验合格.2) 动防滑校验要求动防滑系数 1.25 提升时, 上升侧静张力 Fs=509.458 KN上升侧变位质量 Ms=53 t 下降侧静张力 Fx =356.422 KN下降侧变位质量 Mx=37.4 t =1.24 1.25动防滑系数合格.3)紧急制动防滑校Mz NMaz=2.0588 m/s2=0.846 1 紧急制动不合格,考虑加配重,据钢丝绳安全系数,经计算配重,m17.825t.选配重.m=15t则 Fx=356.422+159.81=503.572 KNmx=15+37.4=52.4 tFs=509.458+159.81=656.608 KN Ms= 15+53=68 t m=162988.6+2151000=192988.6 kg根据以上数据算出:az= =1.744 m/s2= =增加配重后,动静防滑系数更大,所以不需要再校验.1.2.14提升机电耗及计算1)一次提升电耗237.1124+322.6819.2+175.9913721 =104.6573 KNSW = = =37.1989 KWh/次2) 吨煤电耗WtWt= W/Q=37.11089/15.6 =2.385 KWh/ t3)一次提升有益电耗 WyWy= KWh4)提升效率= =至此提升机的选型结束。2 提升容器逆止器的设计在立井提升中，为了防止提升容器发生过卷事故造成对设备或井筒设施的破坏，在提升系统中设置了各种减速、限速及过卷电气开关等，然而由于绞车司机操作失误或电气元件失灵仍会发生过卷事故，造成了人员伤亡和重大的经济损失。因此，立井提升系统中需增设过卷保护装置，以确保设备和人身的安全。通常采取的保护措施是在提升系统的上部设置楔形罐道和防撞梁。下部设置楔形罐道进行过卷保护，但是这种保护措施只能保护上部设备不受破坏，提升容器过卷时，受到楔形罐道的保护不能继续过卷，若提升容器以10M/S的速度上升时，在要0.1秒钟停止过卷,此时提升容器的减速度为100m/s.提升容器在极短的时间停住,提升钢丝绳受到极大的冲击而发生断绳,断绳后的提升容器将以极大的速度坠落入井筒.从而会使井筒内的设施受到极大的破坏.签于以上的原因煤矿安定规程1992年版明确规定：在提升速度大于3m/s,的提升机构内，必须设置防撞梁和托罐装置-。规定不但要求保护井塔部分，也要求保护井筒部分，要求过卷保护措施更完善。提升容器逆止器的设计思想就是在这种要求下而产生的。就是在断绳后在有效地托住容器，防止容器坠落，造成事故的进一步扩大。箕斗逆止器一般装于卸载位置以上0.5米处.当箕斗过卷时箕斗通过逆止器住置,逆止器动作,阻断箕斗下坠通路,将箕斗托于罐道上,避免其因断绳下落,将事故损失减小了最小.逆止器的设计应充分满足矿山安全生产的需要,并达到安全,可靠.而且设计控制上尽量简单,灵活。2.1方案的确定设计所提供的原始数据: 立井12t的箕斗本设计以JDS-12/110-4立井提升绳12吨为标准提煤箕斗，以及相应的罐道尺寸为对象进行设计的。当安装位置不同时，可相应改变托爪以及底座的尺寸。JDS-12/110-4技术数据：自重 12 t有效面积 13.2 m3名义载重 12 t斗箱断面 23001300 mm 相应刚性罐道断面 180180 mm 井筒尺寸 5500 mm将箕斗逆止器的主要支撑部件-托爪装在卸载高度500mm以上处.当箕斗装载容器的底部超过托爪位置时,箕斗逆止器动作,伸出托爪,阻断箕斗下落通路.将箕斗托于罐道上.当箕斗断绳故障排除后,上提箕斗.采用手动油泵,给收爪油缸供油,使托爪上扬,箕斗恢复正常工作状态,然后排出收爪油缸中的油液,托爪恢复到工作位置.箕斗逆止器工作简图如图示:逆止器工作过程:图： 此时逆止器处于静止状态，托爪在水平位置，支撑在减震油缸上，弹簧处于预拉紧状态，收复爪与托爪不接触。图：此时箕斗处于卸载位置，托爪沿斗箱边缘被托起，弹簧伸长，使托爪紧贴于箕斗壁。图： 当箕斗过卷时，托爪受自身的重力和复位弹簧的作用而恢复到水平位置。箕斗断绳下落将被托于托爪之上，减震油缸减缓冲击，从而托住箕斗，不使箕斗下落，防止了事故的进一步扩大。图：当箕斗提升钢丝绳修好后，上提箕斗，用油泵约收爪油缸冲油，抬起托爪，下放箕斗，恢复正常工作。把油排到油箱，复位弹簧使托爪复位，重新进入工作准备状态。箕斗逆止器在罐道中的布置位置如图所示：图中为井筒剖视图，逆止器一共八个，分布在箕斗两侧，使之受力均匀，每个逆止器受到1/4冲击载荷。托梁穿入井筒壁固定，托爪，减震油缸、底座均固定于托梁上，托梁中间部分都与罐道接触部分采用焊接。图2-2 井筒剖视图2.2 托爪的设计2.2.1托爪的结构 初步根据井筒布置尺寸，确定托爪长度为500。其中支撑箕斗部分长度为100。减震油缸支撑点在距转轴中心190处，如图示托爪受力图。图2-3 托爪受力图FRBRA初步确定托爪转轴中心位置为距端部50处。为A点。减震油缸支撑处为B点，箕斗用力处为C点。2.2.2托爪的受力据井筒布置知，每个箕斗共安装有4个托爪，则F= G 式中 G 箕斗自重及其负载总重。因而 F=6 t=6104 N由托爪受力图知：RB190 = F(190+160+50) RB= 因为Y=0 因而 RA+F-RB=0RA=RB-F=12.63104-6104 =6.63104 N画剪力图6104Q图 6.63104图2-4 剪力图画弯矩图M图 图2-5 弯矩图其中Mmax=(12.631040.190.21)0.4=1.2588104Nm2.2.3托爪截面面积 由于max=N/A=6.631042/19.6106=6.7510-3m32.2.4弯曲应力 由=My/Iz式中 Ymax=h/2 Zz=bH3/12 h托爪矩形断面高度 b托爪矩形断面宽度根据材料力学性能,受弯梁力学分布,截面宽和高最佳比例为: b:h=2:3所以 =(Mh/2)/(bh3/12)=9M/h3=91.26104/h3=179.5 mm在剪切应力计算中,A=bh=h2=6.676510-3m2 h100.73mm2.2.5确定托爪截面尺寸 据以上结果,查机械设计手册确定： h=200 mm b=135 mm2.2.6验算安全系数抗压安全系数： ma=s/=s/(my/Iz) =0.1350.22=25.21抗剪安全系数: ma= =0.1350.8=71.87托爪强度校验合格2.2.7托爪尺寸图 注： 为防止箕斗正常工作时，托爪卡在箕斗上，所以托爪支撑端底部设计为以R180为半径的圆弧。为连接安装复位弹簧，在图弧中心处焊接挂钩。具体尺寸如下图所示： 图2-6 托爪尺寸图2.2.8确定转轴尺寸转轴主要受到剪切应力 N=6.63104/2=3.315104N选择材料为45#钢，安全系数取MA=15 =23.53 Mpa =11.76 Mpa由= A=2.8188710-3 m2 D59.9 mm 查机械设计手册，取D=63 2.3 复位弹簧的设计计算由于本设计的复位弹簧只起复位作用，无具体的要求，只要在初位置有一个预紧力，在终端位置不会因受力太大而发生永久形变即可，取预拉伸长度L=10。而初位置时L1=252.所以弹簧自由长度为242。当弹簧处于终端位置时L2=305。弹簧d=4,D2=20,c=5 L0=nd+1.5D2=4n+30 n=(242-30)/4=53L1=L0+ =252-242=10=式中-弹簧受载后轴形变形量 G-弹簧材料剪切弹性模量查机械设计手册取G=80000 F0=60.3773 Nmax= 式中Fmax-弹簧受到最大拉力max-弹簧终端位置时变形量max=L2-L1305-252=53Fmax=+60.3773=380.375 N因而弹簧的几何尺寸确定为: 中径 D2=20 外径 D=D2+d=20+4=24 内径 D1=D2-d=20-4=16 节距 t=d=4 自由长度 L0=242弹簧刚度 Kf=6.0377 N/ L1=252 时 F1=Kf(L1-L0)=60.377 N L2=305 时 F2=Kf(L2-L0)=380.375 N2.4 收爪油缸的设计2.4.1油缸位置的确定收爪油缸在本设计中无太多的要求,只要它能支撑起托爪重力和弹簧的拉力的合力即可.由于结构关系,托爪油箱放置位置如图,它的活塞杆长度应使托爪不致于阻碍箕斗下放.图2-7 托爪结构图2.4.2收爪油缸受力分析当托爪处于正常工作位置(水平位置)不受力,当手动油泵给油缸注油时,看需力为: Nc= 式中 F2-弹簧在终极位置时接力 Y-F2到转轴中心力臂G-托爪重力,估算为G=gv V=()135 =12.399103kg/m3因而 G=944.2 N Z-油缸到转轴中心力臂注: X,Y,Z 由比例图上大致量为60,175,59所以 Nc=3187.3 N2.4.3收爪油缸尺寸确定1)根据实际需要,查液压系统设计手册选择内径D=302)计算壁厚： 式中 - 液压缸壁厚 Py - 实验压力取工作压力1.3倍 D - 液压缸内径内径 - 材料许用应力 选择铸钢材料 =105 MP 工作压力P=4.511 Mpa 1.34.5110.03/105=0.00167m=1.67 取 =33)缸盖厚度确定 前端盖: t0.433D 式中 ： t-缸盖有效厚度 d0-缸盖孔直径 t=6.36查机械设计手册取t=6.54)最小导向长度确定H取 H=30 式中： L-液压缸最大行程 L=140 D-液压缸内径5)活塞宽度B=（0.61.0）D=(0.6-1.0)30=18-30 取出B=20缸盖滑动支撑面宽度L1L1=(0.6-1.0)D=18-30 取出L1=20隔套长度CC=H-106)收爪油缸结构图: 图示如下:2.5 缓冲油缸设计2.5.1估取油缸的内径 D=1402.5.2活塞杆直径确定工作压力 P=8.21 Mpa7 MPa查液压系统设计手册则 d/D=0.7d=0.7140=98 取 d=100校验其强度 Mpa选择45#钢 =325 Mpa Ma=所以活塞杆满足强度要求。2.5.3液压缸壁厚和外径计算 壁厚 =158.210.14106/2105106=8.21取 =14查机械设计手册得液压缸外径D1=D+2=140+214=168 2.5.4缸盖厚度确定t0.433D16.95取t=202.5.5 最小导向长度确定H=75取H=802.5.6活塞宽度B确定 由于 D80 所以 B=(0.61.0)d=(0.61.0)100=(60100)取 B=802.5.7油量压缩值 液压缸初油压为0.5MPa 终油压为: 8.21MPa油缸连接皮囊式贮能器NXQ0.6型,技求指标:容积: 0.6L压力: 10MPa重量: 4.5 Kg油缸充油量为0.1L,此终油压为:8.21Mpa 由Pv为常数1.10.6=(1.1+0.5)V V=0.425L1.10.6=(1.1+8.21)VV=0.07089L所以四个油缸中的油流到贮能器中为: V=0.425-0.07089=0.35411每个油缸去油量V=0.08852 L所以下降高度为: x=8.852 减震油缸剖视图2.6底座设计及计算2.6.1底座设计方案底座设计是根据实际需要进行的。底座上需要固定减震油缸,收爪油缸,复位弹簧及托爪.底座是焊接在托梁上所以只需校核轴孔强度即可。底部凹槽为固定减震油缸用,由于缓冲油缸只受径向力,所以油缸只需放入槽中即可,收爪油缸焊在底座上。2.6.2轴孔校核 轴孔受拉面积为: (108-63)45=2025 2 两轴孔总受拉面积为: A=22025=40502 由以前计算知转轴处受力为: Ra=6.63104 N所以 F/A =6.63104/405010-6=16.37 Mpa底座选择铸钢 45# 钢 则: =320 Mpa安全系数 Ma=/=19.547915因此底座轴孔强度符合安全要求.2.6.3 底座示意尺寸图如下 图2-10 底座示意尺寸图2.7托梁强度校核2.7.1托梁受力分析N1N2F1N1” F2图2-11 托梁受力分析图由于托梁两边受力为对称,因而可简化为:N2N1275275 图2-12 受力简化图已知力F1=F2=6104 N由m=0 F1(2750-575)=N22750 得 N2=4.7104 N由Y=0 N1+N2-F1=0 N1=6104-4.7104=1.25104 N所以N1=N1=1.25104 N F1=F2=6104N N2=2N2=9.49104 N2.7.2托梁的Q图及M图 Q图:M图：2.728104Nm2.728104NmMmax=2.728104Nm图2-13 Q图和M图托梁和罐道相交处采用焊缝厚度的方法焊接。2.7.3托梁强度校核1)剪应力校核中部截面为受前力最大截面，而截面面积小受力N2=9.5104N 面积为 A=210h 式中h托梁高。选择铸钢材料。 =320Mpa =/2=160 Mpa由于受到巨大的冲击载荷，而缓冲油缸抵消大部分冲击，所以安全系数 M10 F/A=9.4909104N/210h ma=10 9.4908104/210h16 MPa h 0.0282m=28.22)弯曲应力校核 W= M=2.728104 Nm = ma=10 32 MPa h715.5 根椐以上计算结果,查机械设计手册取h=126.3 提升机信号联锁系统的改造31原信号联锁系统的缺陷在矿井提升系统中,提升信号可与各种提升电控系统进行接口配套.完成各种矿井的主副井单水平及多水平的提升信号系统的任务。信号闭锁的保护、安全保护要符合煤矿安全规程的要求。使用罐笼提升的立井，井口、井底和中间运输巷的安全门必须与罐笼和提升信号连锁，在信号系统中，采用了由一个按钮打多种信号的方式，既安全又可靠。卧牛矿原先使用的信号联锁系统，是早期天津电器设备厂生产的，距今已有三十多年，设备陈旧老化严重。它是利用JZ7-44继电器和JS7-2A空气式时间继电器工作的。空气式时间继电器是利用空气阻尼作用而达到延时的目的。由于该继电器在正常的运行中容易出现很多的问题，其触点开关存在着一些固有的缺点，如机械磨损，触点的电蚀损耗，易受污染等。经常出现时间继电器漏气，延时不精确，在动作频率较高的环境中容易发生故障，动作较慢等。不能满足随着生产技术的发展对电路开关的工作速度、可靠性越来越高的要求。其原电路原理图如下：图3-1 原信号联锁电路图3.2改造后的电路及工作原理 由于以上电路存在着许多不足之处，因而有必要对其进行技术改进，以适应现代化的生产要求。在实习期间我查阅了大量的科技资料，以及向工程技术人员请教，在原有电路的基础上对其进行了改进，最后取得了满意的效果。改造后的电路为晶体管元件控制的插件板，使用了12V直流低电压，具有元件少、灵敏度高、调试安装简单等