矿井多绳摩擦提升课件.ppt

绳摩擦提升 由于矿井深度和产量的不断增加 缠绕式提升机的卷筒直径和宽度也随之加大 使得提升机卷筒体积庞大而笨重 给制造 运输 安装等带来很大的不便 为了解决这个问题 1877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 Question 多绳摩擦提升为何会产生 SKT 但是 单绳摩擦式提升机只解决了提升机卷筒宽度过大的问题 而没有解决卷简直径过大的问题 因为全部终端载荷由一根钢丝绳承担 故钢丝绳直径很大 从而摩擦轮直径也很大 D 80d 因此就出现了用多根钢丝绳代替一根钢丝绳的多绳摩擦提升机 这样 由于终端载荷由n根钢丝绳共同承担 使得每根钢丝绳直径变小 从而摩擦轮直径也随之变小 图7 1所示为多绳摩擦提升系统示意图 采用多绳摩擦提升机 若钢丝绳数目为n根 其钢丝绳直径与单绳提升机钢丝绳直径之间有如下关系 同理 摩擦轮直径之间的关系为 7 1 7 2 Eg 多绳摩擦提升机可分为井塔式和落地式两种 井塔式的优点是 布置紧凑省面积 不需设置天轮 全部截荷垂直向下 井塔稳定性好 钢丝绳不裸露在雨雪之中 对摩擦系数和钢丝绳使用寿命不产生影响 其缺点是 井塔造价较高 施工周期较长 抗地震能力不如落地式 井塔式系统为了保证两提升容器的中心距离和增大钢丝绳在摩擦轮上的围抱角 可设置导向轮 但与此同时却增加了提升钢丝绳的反向弯曲 缩短了提升钢丝绳的使用寿命 Question 同井架式相比 井塔式有何优 缺点 多绳摩擦提升机的结构有如下特点 1 主轴装置图7 3所示是多绳摩擦提升机的一种主轴装置图 主轴法兰盘 或轮数 与摩擦轮辐采用高强度螺栓联接 借助螺栓压紧轮辐与夹板间的摩擦力传递扭矩 这种结构便于拆装及运输 但制造要求较高 轴向两法兰盘间的尺寸与摩擦轮轮幅尺寸应吻合 以便于连接 摩擦衬垫用倒梯形截面的压块把衬垫固定在筒壳上 2 减速器为了消除机器传给井塔的振动 有些井塔式摩擦提升机采用弹簧基础减速器 如图7 4所示 3 深度指示器多绳摩擦提升机为了补偿钢丝绳蠕动和滑动对深度指示器位置的影响 设置了深度指示器自动回零装置 4 尾绳悬挂装置多绳摩擦提升设备一般均有尾绳 为了在使用圆尾绳时避免打结 在罐笼底部下方设有尾绳悬挂装置 图7 4弹性基础共轴减速器1 高速轴 2 高速小齿轮 3 高速大齿轮 4 高速轴套 5 弹性轴 6 减震器7 弹簧机座 8 低速小齿轮 9 低速轴套 10 输出轴 11 刚性联轴节 12 低速大齿轮 第二节摩擦提升传动原理及防滑 一 传动原理多绳摩擦提升运动学与动力学计算基本上与单绳缠绕式提升相同 不同的是摩擦提升动力的传递是依靠摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来实现的 其工作的可靠性取决于提升钢丝绳与摩擦衬垫之间是否有足够的摩擦力 根据柔索传动的欧拉公式可知 如图7 5所示 在极限状态下 摩擦轮两侧钢丝绳张力的比值为 式中 F1为重载侧钢丝绳张力 F2为轻载侧钢丝绳张力 为钢丝绳与衬垫之间的摩擦系数 通常取 0 2 为钢丝绳在摩擦轮上的围抱角 rad 7 3 在式 7 3 两边各减去F2 则有 式 7 4 的左边为摩擦轮两侧的张力差 它是产生滑动的力 等式右边是整个围抱弧上产生的极限摩擦力 它是阻止滑动的力 即摩擦提升的牵引力 当式 7 4 左边的值大于右边的值时 钢丝绳与摩擦轮将产生相对滑动 这是不允许的 为了提升工作的安全可靠 在极限状态下 必须有F1 F2 F2 e 1 把此式改写成等式则有 7 4 或 式中 为防滑安全系数 防滑安全系数可分为静防滑安全系数和动防滑安全系数 煤炭工业设计规范 规定 静防滑安全系数 j 1 75 动防滑安全系数 d l 25 式 7 5 中的F1和F2只考虑静载荷时 其防滑安全系数即为静防滑安全系数 可表示如下 7 5 7 6 7 7 若式 7 5 中的F1和F2不仅考虑静载荷 而且还考虑了动载荷 惯性力 则其防滑安全系数即为动防滑安全系数 如下式表示 在某些情况下 如下放载荷或进行紧急制动时 计算防滑安全系数的式 7 6 和式 7 7 应改写为 或以上各式中 Fjx为下放侧静张力 Fjs为上升侧静张力 ms为上升侧运动部分总质量 mx为下放侧运动部分总质量 a为加速度或减速度 7 8 7 9 二 防滑验算多绳摩擦提升的主要矛盾就是防滑 因此 在选型设计中 必须进行防滑验算 以保证提升工作的安全可靠 而防滑验算就是采用式 7 6 7 7 或 7 8 7 9 来计算静 动防滑安全系数的大小 看是否符台 煤炭工业设计规范 的要求 现以几种不同的情况来分析防滑安全系数的变化规律 一 提升载荷 等重尾绳系统对于提升载荷 式 7 6 和式 7 7 所表示的函数关系可用图7 6表示 为了简便 以三阶段速度图来表示 1 静防滑安全系数由图7 6可知 静防滑安全系数的变化规律为一平行于时间轴的直线abcd 即在一个提升循环过程中 在任何阶段的值均相等 可用计算式表示如下 式中 Q为一次提升载荷质量 Qz为提升容器质量 p为提升钢丝绳每米重力 Hc为提升钢丝绳最大垂悬长度 x s为容器运行阻力系数 x s 箕斗提升取 0 075 罐笼提升取 0 1 n为提升钢丝绳根数 k为矿井阻力系数 k 1 2 7 10 2 动防滑安全系数在图7 6中 动防滑安全系数的变化规律为折线efbcgh 可见 动防滑安全系数的最小值在加速阶段ef 所以 对等重尾绳系统 提升载荷时 静防滑可在任何阶段中任何工况点验算 动防滑可在加速阶段中任何工况点验算 计算式表示如下 式中 ms为上升侧总质量 mx为下放侧总质量 在导向轮侧下放比在导向轮侧上提更容易产生动态滑动 故将导向轮放在下放侧计算 提升载荷加速阶段可能出现的滑动为反向滑动 如图7 7所示 二 提升载荷 重尾绳系统1 静防滑安全系数由图7 8可知 静防滑安全系数的变化规律为折线abcd 且在d点 即提升终了点有最小值 其计算式表示如下 式中 Hk为容器卸载位置至摩擦轮中心的距离 m H为提升高度 m Hh为尾绳环高度 m n 为尾绳根数 7 14 2 动防滑安全系数由图7 8可知 动防滑安全系数的变化规律为折线efbcgh 且在f点有最小值 可按下式计算 式中 H 为加速开始至终了时的距离 由图7 8可知 提升载荷 重尾绳系统静防滑安全系数只验算d点工况值 动防滑安全系数只验算f点工况值 但是在某些情况下 对于重尾绳系统 当整个系统的变位质量不很大时 防滑安全系数在f点的值大于其在d点的值 这样 当静防滑安全系数大于1 75时 动防滑安全系数一定能满足要求 不用再验算动防滑安全系数了 这表明了重尾绳系统改善了动防滑条件 这就说明了前面所述的 不采用等重尾绳而采用重尾绳系统的意义所在 三 下放载荷 等重尾绳系统1 静防滑安全系数由图7 lO可知 静防滑安全系数的变化规律亦为一平行于时间轴的直线abcd 所以 在一个提升循环过程中任何阶段的静防滑安全系数值均相等 即为常数 可用下式计算 7 16 2 动防滑安全系数由图7 10可知 动防滑安全系数的变化规律亦为折线efbcgh 动防滑安全系数的最小值在减速阶段gh 所以 对等重尾绳系统 下放载荷时 静防滑在任何阶段中任何工况点验算 动防滑可在减速阶段中任何工况点验算 计算式表示如下 7 17 四 下放载荷重尾绳系统1 静防滑安全系数由图7 11可知 静防滑安全系数的变化规律为一向上倾斜的直线abcd 在下放开始时的a点有最小值 故静防滑安全系数可以a点工况验算 其验算计算式如下 7 20 2 动防滑安全系数由图7 11知动防滑安全系数的变化规律为一折线efbcgh 在减速开始时的点g有最小值 故防滑安全系数可以g点工况验算 其计算式如下 式中 H 为减速开始至终了时的距离 7 21 下放载荷减速阶段可能出现的滑动为超前滑动 即提升钢丝绳的运动速度大于摩擦轮绳槽处的线速度 如图7 12所示 7 22 对于下放载荷紧急制动状态的防滑验算 煤矿安全规程 规定 下放额定载荷时 其减速度a3 1 5m s2 而且 其最大减速度不得超过钢丝绳的滑动极限 下放载荷紧急制动减速度应按最大减速度 滑动极限状态验算 考虑到紧急制动是偶发性的 故我国设计部门把动防滑安全系数取l来计算下放载荷 紧急制动时的最大减速度值为 式中 azmax为紧急制动减速度 7 23 通过上述摩擦提升防滑验算可知 与防滑条件有关的参数主要有容器的质量 加速度和减速度 现将容器的质量 提升加速度和减速度的确定方法简述如下 1 容器质量的确定防滑条件有静防滑和动防滑两个条件 利用静防滑条件求出的容器质量称为容器静防滑质量 利用动防滑条件求出的容器质量称为容器动防滑质量 下面仅以等重尾绳双容器提升系统为例 容器静防滑质量的计算据式 7 10 可计算容器静防滑质量Qzj如下 容器动防滑质量的计算式 7 11 可计算容器动防滑质量Qzd如下 7 25 7 24 7 28 7 27 7 26 式 7 25 对于某一确定的系统 A B和C均为常数 故式 7 25 表示在动防滑条件下 容器动防滑质量与提升加速度之间的关系 加速度a1越大 容器动防滑质量越大 因此 在利用式 7 25 来确定容器动防滑质量时 必须先确定一个加速度a1 注意 加速度a1除了符合前述三个条件外 还要受容器动防滑质量的约束 当计算Qzj和Qzd 之后 比较两值之大小 然后选取其中较大值者确定为容器防滑质量Qzr 若提升容器自身质量小于容器防滑质量 则必须加配重 配重 Q可如下计算 2 加速度a1的确定如果按前述三个条件确定的加速度a1来计算容器动防滑质量的值过大 比容器自身质量大很多 时 也可以先确定一个较合理的容器防滑质量值 然后反算加速度a1的值 计算如下 7 29 应该注意 用式 7 30 计算的加速度a1值必须符合前述关于加速度的三个条件 3 减速度a3的确定可据式 7 22 和式 7 23 计算确定 7 30 第三节多绳摩擦提升的若干问题 一 钢丝绳与衬垫间的摩擦系数近代摩擦理论与实践表明 库伦定律只是在一定条件下才是合适的 在某些特定场合 例如对于矿井摩擦提升机的衬垫与钢丝绳之间的摩擦 它不一定都成立 采用榆木或铝合金衬垫时 或者全部不成立而正好相反 图7 13和7 14表明摩擦系数与比压和相对滑速之间的关系 随着比压增加 摩擦系数降低 证明对于有油的钢丝绳摩擦系数与接触面的大小有关 而相对滑速与摩擦系数的关系曲线则说明对于橡胶类衬垫 静摩擦系数小于动摩擦系数 但在一定范围内摩擦系数随着相对滑速的增加而增加 由于摩擦系数的这些特性 因而在给出摩擦系数时必须说明其测试条件 二 衬垫比压当钢丝绳与衬垫间的比压超过一定数值时 由于存在着蠕动的缘故 衬垫将很快磨损 摩擦村垫的比压按下式计算 一般对于聚胺酯衬垫取比压的允许值为2 106MPa PVC衬垫则取为1 4 106MPa 7 31 三 钢丝绳张力的平衡多绳提升中各钢丝绳的张力往往难以保持一致 其原因是 各绳的物理性质不一致 弹性模量不等 各绳槽的深度不等 钢丝绳的长短不一 各钢丝绳的滑动不等 钢丝绳的蠕动 为了消除因钢丝绳物理性质不同而引起的张力差 最好使用连续生产的钢丝绳 为了改善各钢丝绳张力的不平衡状况 通常设置平衡装置 表示在图7 15中 图7 15各种平衡装置示意图 图7 16所示是螺旋液压调绳器 螺旋液压调绳装置 在张力平衡方面由于没有解决密封问题 故只能实现提升钢丝绳的静平衡 在运行维护及安全可靠性方面也存在着一些问题 图7 17所示为目前已在国内100多个矿井使用的XSZ型多绳摩擦提升机钢丝绳张力自动平衡首绳悬挂装置该装置较好地解决了多绳摩擦提升机钢丝绳的动态平衡问题 该装置的基本原理与螺旋液压调绳装置类似 但它解决了连通油缸的密封问题 因而实现了钢丝绳之间的动平衡 图7 16螺旋液压调速器 图7 17张力自动平衡悬挂装置结构图1 楔形绳环 2 中板 3 上连接销 4 档板 5 压板 6 侧板7 连通油缸 8 连接组件 9 垫块 10 中连接销 11 换向叉 12 下连接销 四 多绳提升的过卷安全装置为了防止多绳提升过卷而产生危害 除了电气保护以外 在井上 井下相应过卷高度处安装楔形木 当过卷时 安在罐笼上的罐耳进入楔形罐道 挤压罐道而使罐笼停止 如图7 18所示 五 提高防滑安全系数的措施 1 研制摩擦系数高于0 25的衬垫材料 这是最理想的解决办法 但