矿井提升机总体结构设计【7张CAD图纸-2A0】【全套机械毕业优秀】

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矿井提升机总体结构设计（减速器和制动装置） - 副本

毕业设计--矿井提升机图

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关键词：: 矿井提升晋升总体整体结构设计减速器以及制动

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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。制动器是提升机(提升绞车)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。本文针对JK型提升机，对其制动系统进行设计。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。

关键词：提升机；单绳摩擦；制动器；设计；液压传动。

Abstract
Currently 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 hoistthe 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 JK type hoist have been designed. In the hoist brake selection process, because in recent years disc brake is used in the new brakes It's unique strengths and good safety performance recognized by the majority of use。Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance of the disc brake provide 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.
Keywords: Hoist; Multi-rope friction; Brake; Design; Hydraulic drive.

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。

本次设计是关于2JK-2.0/20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。

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，刘建慧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，给我带来莫大的帮助。由于本人理论水平有限，实践经验较少，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制动盘2007A2.jpg

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减速器低速轴A2.jpg

减速器中间轴大齿轮A2.jpg

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内容简介：: 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文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。制动器是提升机(提升绞车)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。本文针对JK型提升机，对其制动系统进行设计。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。关键词：提升机；单绳摩擦；制动器；设计；液压传动。Abstract Currently 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 hoistthe 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 JK type 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 use。Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance of the disc brake provide 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.Keywords: Hoist; Multi-rope friction; Brake; Design; Hydraulic drive.河南理工大学万方科技学院本科毕业设计论文目录前言41、绪论51.1 矿井提升机的任务及其地位51.2 矿井提升机的发展历程61.2.1 缠绕式提升机的发展状况61.2.2 各个系列提升机的主要特点61.3 矿井提升机的类型和工作原理81.3.1 矿井提升机的类型及其组成部分的特点81.3.2 矿井提升机的工作原理102提升机的选型和计算182.1.1 罐笼选择182.1.2 钢丝绳设计及选择182.1.3提升机的选用192.2 提升机的运动学计算202.2.1 选择加减速度202.2.2 速度各参数的计算202.3 提升动力学计算212.3.1 预选电动机212.3.2 提升系统的变位质量212.3.3 力图的计算223 提升机减速器的设计253.1 减速器的作用253.2 减速器的国内外现状253.3 减速器的总体设计263.3.1 拟定传动方案263.3.2 电机选型273.3.3传动装置的总传动比及其分配273.3.4 计算传动装置的运动和动力参数283.4 齿轮设计293.4.1 高速级齿轮设计293.4.2 低速级齿轮设计373.5 轴的设计443.5.1减速器高速轴1的设计443.5.2 中间轴2的设计493.5.3 低速级轴3的设计514提升机制动装置的结构设计544.1 矿井提升机制动装置的功用及类型544.1.1 制动装置的功用544.1.2 制动装置的类型544.1.3 制动系统的要求554.2 制动装置的有关规定和要求554.3 制动器的主要类型564.3.1 块闸制动器564.3.2 综合式制动器594.3.3 盘式制动器604.4 液压盘式制动器的结构和工作原理614.4.1 液压盘式制动器的结构614.4.2 液压盘式制动器的工作原理624.5盘式制动器的设计计算634.5.1 盘式制动器工作时所需制动力634.5.2 每副闸应有的制动力矩664.6 盘式制动器的调整和维护664.6.1 闸瓦间隙的调整664.6.2 蝶形弹簧的检查674.7 提升机液压工作站的设计674.7.1 液压站的功用674.7.2 对交流拖动提升机液压站的工作要求684.7.3 液压站的组成部分684.7.4 液压站类型及其结构原理694.7.5 制动力的调节724.7.6 液压站的维护及注意事项76总结78致谢79参考文献80附录81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。本次设计是关于2JK-2.0/20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。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，刘建慧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，给我带来莫大的帮助。由于本人理论水平有限，实践经验较少，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 各个系列提升机的主要特点A. KJ型矿井提升机1.)主轴装置采用铸铁法兰盘；2.)调绳装置为手动蜗轮蜗杆式；3.)制动器为角移式；4.)液压传动装置为手动杠杆控制的三通阀和电磁铁控制的四通阀；5.)深度指示器为机械牌坊式；6.)减速器为渐开线人字齿轮减速器。B.JK（A）型矿井提升机1.)调绳装置为电动蜗轮蜗杆式；2.)制动器为综合式，改善了闸瓦的磨损情况；3.)液压传动装置为手动控制的低压电液调节阀和电磁铁控制的安全三通阀，操纵省力，易于实现自动化和半自动化控制；4.)减速器采用圆弧人字形齿轮减速器；提高了承载能力并减轻了重量。C. XKT型矿井提升机1)滚筒为焊接结构，重量轻；2.)采用液压齿轮式快速调绳装置，调绳省力省时；3.)采用圆盘制动系统（包括圆盘式制动器和液压站两部分），此种系列具有以下的优点：（1）安全性较高；（2）制动力矩可调性好；（3）惯性小、动作快、灵敏性强；（4）结构紧凑、外形尺寸小、重量轻；（5）通用性好；（6）安装、使用及维护比较简单；4.)采用圆弧齿轮减速器，提高了承载能力，减轻了重量；5.)采用了圆盘深度指示器。XKT系列矿井提升机与KJ和JK（A）系列比较，有以下的优点：1）提升能力平均提高25%，重量平均减轻25%，2）采用了一些新技术、新结构，如：盘式制动器、液压站、快速调绳装置、微拖动装置等3）通用化程度高。D. GKT系列矿井提升机采用JSZ-2500型双力线中心驱动减速器，结构紧凑，传动平稳，噪音小。并采用双列向心滚动轴承，传动效率高，在实际工作中厂家建议传动效率取0.850.9；滚筒为整体焊接结构（2m提升机可根据用户要求，供应分割的焊接滚筒和制动盘），采用滚动轴承支座。双滚筒提升机的主轴装置，具有液压操纵的、在结构上作了改进的齿轮离合器，调绳操作时间仅司机一人即可完成，节省了时间和人力；配有自整角机传动的圆盘深度指示器（2m提升机若用户要求时，可以改供给牌坊式深度指示器）；制动器为综合式的液压开启的盘式制动器；采用集中控制的操纵台。1.3 矿井提升机的类型和工作原理1.3.1 矿井提升机的类型及其组成部分的特点提升机是矿井提升设备的主要组成部分，目前我国生产及使用的矿井提升机，按其滚筒的构造特点可分为三大类，即单绳缠绕式、多绳摩擦式及内装式提升机。单绳缠绕式提升机在我国矿井提升中占有很大的比重，目前在竖井、斜井、浅井、中小型矿井大量使用。其工作原理是把钢丝绳的一线固定缠绕在提升机的滚筒上，另一端绕过井架上的天轮悬挂提升容器，利用滚筒转动方向的不同，将钢丝绳缠上或放松，完成提升或下放重物的任务。多绳摩擦式提升机其特点是靠钢丝绳与摩擦轮之间的摩擦力传动，这种提升机由于具有安全可靠、体积小、质量小，适用于深井提升等优点，在我国矿井提升中也已得到较广泛的应用。内装式提升机是世界上近年来研制成功的一种全新的新型提升机，从提升机的工作原理来看，它亦属于摩擦提升范畴，但它实现了“内装”。所谓内装，就是格拖动电机直接装在摩擦轮内部，使电机转子与摩擦轮成为一体。内装式提升机摩擦轮的外观与一般的摩擦式提升机毫无区别，但它却把由电动机、减速器和摩擦轮组成的常规式，发展成为省去减速器，而使摩擦轮相当于电动机的转子，主轴相当于电动机定子的高度，结构新颖的提升机。同时为了使内部电动机冷却，主轴可以做成空心轴作为冷却风道，这样减少了设备结构重量又减少了提升系统的转动惯量。世界上第1台内装式提升机于1988年在德国豪斯阿登矿投入运行，我国的开滦矿业集团东欢坨煤矿也于1992年从德国引进了1台内装式提升机，迄今设备运行良好。内装式提升机是提升机的机械与电气高度一体的完美结合，由于它体积小重量轻、基础设施简单、设备造价低、运行费用低，与传统的提升机相比，其各项技术、经济指标都显示出了很高的优越性，引起了国际提升界极大的关注。内装式提升机的问世，是提升机领域里的一个新的里程碑，它不但对提升机制造业产生巨大影响，还对矿井提升机的使用、维修也将引起变革，迫使人们用全新的概念去评价提升机性能的优劣。内装式提升机的研制，在我国尚属空白，应给予足够重视，以促进国内提升机的发展，赶超世界先进水平。1.3.2 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1-1所示。图1-1 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地如图1-2所示，简单地说，就是用一根较粗的钢丝线在卷筒上缠上和缠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。图1-2所承为单绳缠绕式单卷筒提升机，卷筒上固定两根钢丝绳，并应使每根钢丝绳在卷简上的缠绕方向相反。这样，当电动机经过减速器带动卷简旋转时，两根钢丝绳便经过天轮在卷筒上缠上和缠下，从而使提升容器在井筒里上下运动。不难看出，单绳缠绕式提升机的一个根本特点和缺点是钢丝绳在卷筒上不断的缠上和缠下，这就要求卷简必须具备一定的缠绕表面积，以便能容纳下根据井深或提升高度所确定的钢丝绳悬垂长度。单纯缠绕式提升机的规格性能、应用范围及机械结构等，都是由这一特点来确定的。单绳缠绕式双卷筒提升机具有两个卷简，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纯缠绕式提升机不同，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1-3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使发生根大的摩擦力，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，都是由这特点来确定的。多绳摩擦式提升机特别适应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1-2 单绳缠绕式提升机工作图1-3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平衡尾绳此外，还有一种新的提升机类型：布雷尔式提升机。1957年南非工程师Robert Blair发明了多绳缠绕式提升机（我国称为布雷尔式提升机）。他是基于深井提升的实践，总结了单绳缠绕式和多绳摩擦式提升机存在的问题而产生的。众所周知，单绳缠绕式提升机在井深超过1500m时，其主、尾绳和摩擦衬垫的寿命都几乎下降，而且还会出现主绳震动和尾绳难以管理等问题。为了保证钢丝绳的使用寿命，规定钢丝绳的任意断面处的应力不应过大（一般不应大于),而摩擦提升机采用尾绳，在容器与钢丝连接处的钢丝绳断面上，静力随容器位置的不同而改变的幅度很大，约为。如果以应力波动值不大于计算，则提升高度的极限约为1700m。布雷尔提升机不用尾绳，克服了这些弱点。又无防滑问题。出现的问题是体积大功耗大。布雷尔提升机实际上是在较宽的卷筒上安装一个中间挡板，把一个卷筒分隔成两段，每段缠绕一根钢丝绳，每个卷筒上的两根钢丝绳，绕过天轮以后共同连接到一个提升容器上，可见提升原理与单绳缠绕式无异，只是用两根钢丝绳代替一根钢丝绳，因此绳径和卷筒直径相对减小了。布雷尔提升机有三种不同的布置方式。如图1所示，其中（a）为前后排列齿轮传动方式；（b）为直线布置式；（c）为电机直联分别拖动式。布雷尔提升机在结构上有如下特点：1）卷筒上的两个缠绕间隔，必须设计成缠绕相同圈数和相同层数的钢丝绳，以保证两根绳中拉力平衡。2）应进肯呢个缠绕多层以减少卷筒的宽度，实际证明，缠四层甚至是五层是无困难的，为了减少多层缠绕带来的绳弦震动和钢丝绳排列不齐的挤压喝磨损，一般多采用平行绳槽（Le Bus绳槽），并很好地设计间层过渡楔。3）以为两根钢丝绳连在一个提升容器上，就存在如多绳摩擦提升的钢丝绳拉力平衡问题，布雷尔提升机使用两种平衡方法。一种是平衡轮法，如图2所示，两根钢丝绳以相反方向在平衡轮上缠绕数圈并固定在平衡轮上，拉力不平衡时，平衡轮可以转动。另一种方法是利用天伦来平衡钢丝绳拉力，天轮装在联通的液压缸上，借天伦的升降来平衡钢丝绳拉力。4）保证整齐的多层缠绕对布雷尔提升机是十分重要的，为了见识缠绳情况，设有缠绳检测装置，如图3所示。在卷筒的每个缠绳间隔的整个宽度上，设有弧形板A，它距所缠绕的一层钢丝绳有绳径的间隙，弧形板由线圈2来控制。可随层数的不同而移动（图上为缠绕四层），另有闭锁线圈3，缠绳过程中，它使插销总是定位于轴上的凹槽中（凹槽与缠绕层数相对应）。一层缠满时，线圈3通电拔起闭锁插销，同时线圈B通电使轴4移动，带动弧形板1后移或者前移，弧形板移到新的位置后，线圈2的3断电闭锁。如果在莫一层没有一根绳提前缠到下层上，稀释由于轴4被闭锁，弧形板不能移动，便在绳的压力下绕轴6转动，使串与安全回路中的接点5打开，提升机以正常减速度停车。此外也可以用液压控制检测缠绳。5）对制动器的设计必须特别重视，特备是直联电机分别拖动时，由于不平衡静力矩大，每个卷筒要设两个制动轮（盘）。（a）前后排列齿轮传动布置（b）直线式布置（c）电器联系直联电机拖动式布置钢丝绳拉力平衡轮根据对单绳缠绕式、多绳摩擦式的布雷尔式提升机进行一次提升量的井深，以及对功率和初期投资的比较结果，可以得出结论，每种提升机都一个临界提升高度。考虑绳中应力波动值不过大，多绳摩擦式提升机这个临界高度约为1400m，布雷尔提升机约为2000m。小于临界高度，布雷尔提升的一次提升量不变，而多绳摩擦提升则可大大增加。如果一次提升量相同，多绳摩擦提升机的均方根功率高，明显优于布雷尔提升机，这是由于布雷尔提升机的不平衡力矩大的缘故。影响初期投资的因素很多，但无疑多绳摩擦提升机要便宜的多，但是在那些不得不使用布雷尔提升机的矿井，这个问题就要退居次要了，以为如果由于提升机的缘故，不得不改变矿井设计，或者采用分段提升，那么费用就会超过布雷尔提升机的初期投资。由上述理由可见，1400m以内的深井，使用多绳摩擦提升机合理；超过1400m的井深，两者都可以使用，但布雷尔提升机较合理些；深井超过1700m以上时，采用布雷尔提升机最为合理.2提升机的选型和计算煤矿主井主要为了煤炭的运输提升，而副井只作为下放材料，设备，以及排矸（立井还作为人员上下的通道），副井一般采用罐笼提升。本次设计的就是副井所使用的提升机。2.1.1 罐笼选择根据矿车类型按表选择单层罐笼（YJGS-1.8-1)其技术规格为：装载矿车一辆，最大载重2.2吨、自重2吨、乘人数10人、断面尺寸1800X1150矿石一次提升重量：废石一次提升重量：一次提升矿车总重：2.1.2 钢丝绳设计及选择选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。我国单绳缠绕式提升机多为右螺旋缠绕，故应选右捻绳，目的是防止钢丝绳松捻。1）最大悬垂长度： 2）钢丝绳的选择考虑井不太深，根据货源情况，选用6x19右捻镀锌钢丝绳。 m-安全系数，罐笼类取7.5按表选择6x19钢丝绳，其技术规格如下：绳径 d=24.5mm 每米绳重p=1.98kg/m钢丝破断力总和N钢丝绳公称抗拉强度2.1.3提升机的选用 1卷筒直径D=1000mm 2卷筒宽度B=1000mm3钢丝绳的最大静张力 4钢丝绳的最大静张力差 5合理的提升速度按照矿井运输提升附表12选择2JK-2/20型提升机，其技术规格如下：卷筒直径D=1000mm 宽度= B=1000mm 钢丝绳最大静张力最大静张力差：.配套的二级减速器比 i=11.5机器旋转部分变位重量（不包括天轮和电动机）2.2 提升机的运动学计算2.2.1 选择加减速度根据煤矿安全规程规定，升降人员时加、减速度应不大于0.75米/秒选取加速度减速度2.2.2 速度各参数的计算提升中段由-305到-245由-245到地面由-305到地面提升高度H60m260m320m加速时间7s7s7s加速距离17.5m17.5m17.5m减速时间7s7s7s减速距离17.5m17.5m17.5m等速距离25m225m285m等速时间5s45s57s一次提升时间19s59s71s2.3 提升动力学计算2.3.1 预选电动机电动机的近似容量选择JRQ-147-8型电动机其技术规格N=200千瓦额定转速735转/分额定电压=6000伏转子飞轮力矩125kg.2.3.2 提升系统的变位质量 (1) 矿石重量： Q=1400kg(2) 罐笼重量：=2000kg(3) 矿车重量： q=500kg(4) 钢丝绳重量：（5) 机器旋转部位变位质量 (6)天轮的变位质量：（7）电动机转子变位质量：（8）总变位质量： 2.3.3 力图的计算 a.在加速阶段动力方程式 (1) 提升开始时，t=0,拖动力为 =1.2X1400+1.98X350+2736X0.7 =4288.2kg（2) 加速阶段阶段终了时，拖动力 b.在等速阶段，动力方程为 (1)在等速开始时，t=0 拖动力方程为（2）等速终了时，拖动力为 C.减速阶段拖动力方程式为：（1）减速阶段开始时，t=0, 拖动力为：（2）减速终了时 t= ,拖动力为： 3 提升机减速器的设计 3.1 减速器的作用 1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。 2）降速同時降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。3.2 减速器的国内外现状 1）国外减速器现状：齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。2）国内减速器现状：国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益。 3.3 减速器的总体设计3.3.1 拟定传动方案矿井提升机机是低速重载机械，工作条件较差，载荷有一定的冲击，且有粉尘等。与其它传动方式相比，齿轮传动有效率高，尺寸小，适应性强等优点，所以设计矿井提升机机采用齿轮传动。设计球磨机工作二十年，每年工作340天，每天连续工作13h。根据齿轮传动的特点，拟定采用两级传动，均采用闭式斜齿轮传动，如下图所示：3.3.2 电机选型工业上一般用三相交流电源，无特殊要求，一般采用三相异步交流电机。由上章所知，选择的是JRQ-147-8型电动机，其技术规格N=200千瓦，额定转速735转/分，额定电压为6000伏。3.3.3传动装置的总传动比及其分配由上章所知，选择的是2JK-2/20型矿井提升机，其相配套的减速器的传动比为11.5,20,30三种，本次设计采用传动比为11.5的二级斜齿圆柱减速器。分配传动比选，则 i1=3.4 ,则i2=ii1=11.53.4=3.3824 3.3.4 计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速 n各轴标号如图 n1=nm=735r/min n2=n1i1=216.2r/min n3=n2i2=63.9r/min2、各轴功率矿井提升机机是专用机械，应用电机的输入功率来计算各轴的输入功率，电机的额定功率为200kw，电动机的效率为，所以电动机的输出功率为185kw各轴的输入功率为： p1=ped01=183.15 p2=p123=174.1 p3=p2d3=165.5 1-联轴器传动功率0.992-轴承传动功率0.98 3-齿轮传动功率0.973、各轴输入转矩 T0=955Oped0n1=2403.7 T1=955Op1n1=9550183.15735=2380.2 T2=955Op2n2=9550174.10216.2=7768.9 T1=955Op3n3=9550165.563.9=24734.3 将以上结果，整理列入下表项目电动机轴轴1轴2轴3转速（r/min）735735216.263.9功率（kW）185183.15174.1165.5转矩（Nm）2403.72380.27768.924734.3传动比13.43.382463.4 齿轮设计3.4.1 高速级齿轮设计斜齿轮传动比较平稳，冲击、震动、噪声小，适用于高速重载传动，所以提升机磨传动装置高速级选择斜齿轮传动。高速级传动位于减速器内，属闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度计算，然后校核齿根弯曲疲劳强度。1、齿轮材料、精度等级、齿数及螺旋角选择小斜齿轮选择40Cr，调质处理，HB=241286强度极限为700Mpa,屈服极限为50Mpa,齿面硬度为260HBS。大齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，选取硬度为：225 HBS 二者硬度差为：35 HBS，精度等级为7。齿数选择：小齿轮齿数，取75初选螺旋角2.、按齿面接触疲劳强度计算（1）确定公式内各计算量1）选择=1.6。2）查图10-30选择区域系数=2.42。3）计算小齿轮转矩 T1=9550000P1n1=9550000183.15735=2.37971064）齿宽系数，选5）弹性影响系数，6）按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限7）计算应力循环次数N1=60n1jLh=607351(2034013)=3.89109N2=N13.4=3.891093.4=1.141098）查疲劳强度寿命系数；9）计算接触疲劳许用应力10）端面重合度，查得，于是取失效概率为1%，安全系数S=1得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入的值.d1t321.62.39791063.4+1（2.42189.8）211.543.4449.62=185.6mm2)计算圆周速度Vv=d1tn1601000=3.14185.673560000=7.14m/s3)计算齿宽及模数齿宽 b=dd1t=185.6mm模数 mnt=d1tcosZ1=185.6cos1522=8.15齿高 h=2.25mnt=2.258.15=18.3bh=185.618.3=10.144）计算纵向重合度 5）计算载荷系数K 经查课本机械设计表10-2得使用系数 KA=1.00 根据v=7.14m/s,7级精度,查图10-8得动载系数，由表10-3查得；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，齿向载荷分布系数由bh=185.618.3=10.14,KH=1.44,2查图10-13得KF=1.36,故载荷系数为：K=KAKVKHKH=1.01.121.21,44=1.96)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径如下：d1=3KKt=196.5mm7)计算模数：mn=d1cosz1=196.5cos1522=8.633 按照齿根弯曲强度设计，使用以下公式： mn=32KT1Y(cos)2YaYSadz12F(1) 确定计算参数1)计算载荷系数：K=KAKVKFKF=1.001.121.21.36=1.832) 根据纵向重合度 =1.875 查图10-28得螺旋角影响系数 3）计算当量齿数.4）查取齿形系数查10-5表应用插值法得 5）查取应力校正系数查10-5表应用插值法得（2）其余参数选择查图10-20c表得小齿轮的弯曲疲劳极限 ;大齿轮的弯曲疲劳极限查图10-21表选取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力选取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,利用公式求得如下:MPa 4）计算大小齿轮的并加以比较. 小齿轮的数值大(3) 设计计算mn=321.832.37971060.87(cos15)20.01726512221.54=6.26对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差较大，为保证齿轮的在使用期间能满足寿命要求，取较大值作为设计时参考的模数，取标准值=8mm,取分度圆直径d1=196.5mmZ1=d1cosmn=196.5cos158=23.7取Z1=24，则Z2=iZ1=3.424=81.6,取Z2=824 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(24+82）82cos15=438.96mm将中心距圆整为439mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1（z1+z2）mn2a=cos-1(24+82)82439=15.028（3 ）计算大，小圆的基圆直径，齿圆直径，齿根圆直径tant=tanncos=0.3765t=20.65db1=d1cost=186mmdb2=d2cost=635mmha=mn=8mmhf=1.25mn=10mmda1=d1+2ha=214.8mmda2=d2+2ha=695.2mmdf1=d1-2hf=178.8mmdf2=d2-2hf=659.2mm5 结构设计：以大齿轮为例,因齿轮齿顶圆直径大于160mm, 所以选择腹板式为好.其他有关尺寸按图表推荐用的结构尺寸设计.3.4.2 低速级齿轮设计1、齿轮材料、精度等级、齿数及螺旋角选择小斜齿轮都选择40Cr，调质处理，HB=241286强度极限为700Mpa,屈服极限为50Mpa,齿面硬度为260HBS。大齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，选取硬度为：225 HBS 二者硬度差为：35 HBS，精度等级为7。齿数选择：小齿轮齿数Z1=24，Z2=243.3824=81.2，取82初选螺旋角2.、按齿面接触疲劳强度计算（1）确定公式内各计算量1）选择=1.6。2）查图10-30选择区域系数=2.42。3）计算小齿轮转矩 T1=9550000P2n2=9550000174.1216.2=7.691064）齿宽系数，选5）弹性影响系数，6）按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限7）计算应力循环次数 N1=60n2jLh=60216.21(2034013)=1.147109N2=N13.4=1,1471093.3824=0.3391098）查疲劳强度寿命系数KHN1=0.92； KHN2=0.949）计算接触疲劳许用应力10）端面重合度，查得1=0.75，2=0.78于是=1+2=1.53取失效概率为1%，安全系数S=1得1=KHN1lim1S=0.92520MPa1=478.4MPa2=KHN2lim2S=0.94520MPa1=451.2MPaH=1+22=478.4+451.22=464.8MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入的值.d1t321.67.691063.3829+1（2.42189.8）211.543.3829464.82=259mm2)计算圆周速度Vv=d1tn2601000=3.14259216.260000=2.93m/s3)计算齿宽及模数齿宽 b=dd1t=259mm模数 mnt=d1tcosZ1=259cos1524=10.4齿高 h=2.25mnt=2.2510.4=23.4bh=25923.4=11.074）计算纵向重合度 =0.318124tan15=2.0455）计算载荷系数K 经查课本机械设计表10-2得使用系数 KA=1.00 根据v=2.39m/s,7级精度,查图10-8得动载系数KV=1.11，由表10-3查得；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，齿向载荷分布系数由bh=25923.4=11.07,KH=1.44,2查图10-13得KF=1.39,故载荷系数为：K=KAKVKHKH=1.01.111.21,44=1.96)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径如下：d1=3KKt=274.3mm7)计算模数：mn=d1cosz1=274.3cos1524=11.043 按照齿根弯曲强度设计，使用以下公式： mn=32KT1Y(cos)2YaYSadz12F(2) 确定计算参数1)计算载荷系数：K=KAKVKFKF=1.001.111.21.39=1.852) 根据纵向重合度 =2.045 查图10-28得螺旋角影响系数Y=0.86 3）计算当量齿数.Zv1=Z1(cos)3=24(cos15)3=26.63Zv2=Z2(cos)3=82(cos15)3=90.994）查取齿形系数查10-5表应用插值法得 YFa1=2.65 YFa2=2.1985）查取应力校正系数查10-5表应用插值法得 YSa1=1.58 YSa2=1.781（2）其余参数选择查图10-20c表得小齿轮的弯曲疲劳极限 ;大齿轮的弯曲疲劳极限查图10-21表选取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力选取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,利用公式求得如下: YFa1F1YSa1=2.651.58281.14=0.014893YFa2F2YSa2=2.1981.781245.71=0.015932大齿轮的数值大(4) 设计计算mn=321.837.691060.86(cos15)20.01726512421.53=8.27对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差较大，为保证齿轮的在使用期间能满足寿命要求，取较大值作为设计时参考的模数，取标准值=10mm,取分度圆直径d1=274.3mmZ1=d1cosmn=274.3cos1510=26.49取Z1=27，则Z2=iZ1=3.3827=91.26,取Z2=924 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(27+92）102cos15=615,99mm将中心距圆整为616mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1（z1+z2）mn2a=cos-1(27+92)82616=15.006因值改变不多,故参数等不必修正（3 ）计算大，小圆的基圆直径，齿圆直径，齿根圆直径tant=tanncos=0.3765t=20.65db1=d1cost=261.57mmdb2=d2cost=891.47mmha=mn=10mmhf=1.25mn=12.5mmda1=d1+2ha=299.53mmda2=d2+2ha=972.47mmdf1=d1-2hf=259.53mmdf2=d2-2hf=932.47mm5 结构设计：以大齿轮为例,因齿轮齿顶圆直径大于160mm, 所以选择腹板式为好.其他有关尺寸按图表推荐用的结构尺寸设计.3.5 轴的设计3.5.1减速器高速轴1的设计1、选择材料由于传递中小功率，轴的转速较高，为保持尺寸稳定性和减少热处理变形可选用40，经调质处理，查得材料的力学性能数据为： 2、初步估算轴径由于轴的材料为40Cr钢，调质处理。，查参考文献机械设计选取 A0=100 ，则得：d1A03PN=1123183.15735=62.9此轴上有一个键槽，则轴径增大7% d1*=d1(1+7%)=67.3输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴颈。为了使所选的,轴颈与联轴器的孔颈相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表取,则：Tca=KAT1=2380.21.9=4522.38N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LH7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300N.m。半联轴器的孔径为70mm,故取d1-2=70mm，故取输入轴的最小直径为70mm,半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3、齿轮的力分析计算：圆周力: Ft1=2T1d=22380.2198.8103=24042.424N径向力： Fr1=Ft1tanncos=24042.42tan20cos15.028=9060.45N、轴向力：F1=Ft1tan=24042.42tan15.o28=6454.63N4、轴的结构设计高速轴1的形状如下图，为了方便清楚的进行尺寸设计计算，图上轴的各段标注了相应的数字。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=77mm；右端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据d2-3=77mm；，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级角接触球轴承33016，其尺寸为dDT=80mm125mm36mm，故d3-4=d7-8=80mm；而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30316型轴承的定位轴肩高度，因此取d6-7=92mm。3)已知齿轮轮毂的宽度为200mm，故取l4-5=200mm。4-5段比3-4段高出一个轴肩的高度，轴肩高度h0.07d，故取h=7mm,则d4-5=90mm。根据实际情况取l4-5=350mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面之间的距离，故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一短距离s，取，已知滚动轴承宽度，则 l3-4=T+s+a=36+8+16=60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位.采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为bh=20mm12mm，长度取95mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。7）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸所示。5 支座反力分析1）水平面上支反力RBH=Ft1L3L2+L3=24042.42130130+482=5107.1NRDH=Ft1-RBH=24042.42-5107.1=18935.42N2) 垂直反力RDV=Fr1L2+Fa1d12L2+L3=9060.45130+6454.63198.82130+480=2941.32NRr1=Fr1-RDV=9060.45-2941.32=6119.13N6 当量弯矩1）水平弯矩MH=RBHL2=5107.1130=6639232) 垂直面弯矩MV1=RBVL2=6119.13130=795486.9NmmMV2=RDVL2=2941.32480=1411833.6Nmm3) 合成弯矩 M1=2MV12+MH2=2795486.92+6639232=1037727.53NmmM2=2MV22+MH2=21411833.162+6639232=1560149.9Nmm根据以上数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6得 Me1=M1=1037727.5NmmMe2=2M22+(T)2=1094253.47Nmm7、校核强度按扭弯合成应力校核轴的强度，由轴的结构筒图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面，进行校核时，只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则由轴的强度校核式其中轴为直径d=70mm的实心轴，则e=Me2w=1094253.410.1703=31.902-1故轴的强度足够，轴安全可靠。3.5.2 中间轴2的设计1、选择材料轴2的材料与轴1的材料相同2、初步估算轴径由于轴的材料为40Cr钢，调质处理。，查参考文献机械设计选取 A0=100 ，则得：d1A03PN=1003174.1216.2=80.05mm3、轴的结构设计高速轴1的形状如下图，为了方便清楚的进行尺寸设计计算，图上轴的各段标注了相应的数字。 1) 初步选择滚动轴承。轴的两端采用深沟球轴承，显然此轴的最小直径在两端的安装轴承处，根据尺寸d1=80.05mm，由轴承产品目录初步选0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承33016，其尺寸为dT=80mm36mm，故d1-2=d6-7=80mm，且l6-7=37mm（6-7段左端有一个挡圈），取l1-2=48mm(1-2段右端有一个套筒)2）取安装齿轮处的轴段2-3的直径d2-3=88mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为205mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l2-3=200mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm，则d3-4=98mm。轴环宽度，取l3-4=12mm。3）由低速级小齿轮的齿宽为273mm得l4-5=273mm。取轴段5-6比6-7段高出一个轴肩，取d5-6=88mm，l5-6=596-48-200-12-285-37=12mm。4）齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d2-3=88mm，由表查得平键bh=25mm14mm，取长度为180mm。5）轴的强度校核和轴1相同，经校验强度足够，安全。3.5.3 低速级轴3的设计1、选择材料轴3的材料与轴2的材料相同2、初步估算轴径由于轴的材料为40Cr钢，调质处理。，查参考文献机械设计选取 A0=112，则得：d1A03PN=1003165.563.9=153mm此轴上有一个键槽，则轴径增大7% d1*=d1(1+7%)=163.7mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴颈。为了使所选的,轴颈与联轴器的孔颈相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表取,则：Tca=KAT1=24734.31.9=46995.17N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LH12型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63000N.m。半联轴器的孔径为170mm,故取d1-2=170mm，故取输入轴的最小直径为170mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为242mm3、轴的结构设计 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=176mm；右端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=242mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取l1-2=740mm。2）初步选择轴承。因轴承同时受径向力和轴向力选作用，故采用单列角接触球轴承，因轴径较大，采用专门制造的大轴承。取d2-3=176mm，l2-3=52mm，则d6-7=176mm，轴的6-7段左端由套筒定位，套筒长12mm，取l6-7=48mm。3)取安装齿轮处的轴段d5-6=176mm；齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为278mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l5-6=274mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm，则轴环处的直径d4-5=188mm。轴环宽度，取l4-5=14mm。4）l3-4=562-12-274-14=262mm，取d3-4=186mm5）齿轮与轴的周向定位采用平键连接，由d5-6=176mm选bh=32mm18mm，取长度为250mm。6）轴的强度校核同轴1的方法相同，经校核强度足够，安全。附减速器的其他设计尺寸：轴承端盖凸缘厚度11mm，减速器壳体壁厚12mm，轴承距箱体内壁8mm，齿轮距箱体内壁16mm.4提升机制动装置的结构设计4.1 矿井提升机制动装置的功用及类型4.1.1 制动装置的功用 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，并在提升终了时使之正常停车，即工作制动； 2）当提升机工作异常时使之迅速停车，以免事故扩大，即安全制动； 3）当提升机检修时，使之保持不动； 4）双筒提升机在进行调绳操作时，是卷筒保持不动。4.1.2 制动装置的类型制动装置中的制动器按结构分为块闸和盘闸；传动装置按传动能源分为油压、气压及弹簧等。 JK型和BM型提升机使用油压角移式制动装置。JK型和HKM3型提升机使用压气平移制动装置。JKA型提升机使用液压综合式制动装置。XKT型、JK型、GKT型、JKD型、JKM型、JKMD型提升机使用液压盘式制动装置。矿用提升绞车使用手动角移式制动器作为工作制动，重锤-电磁铁丝杠螺母操纵的角移式制动器或重锤-电力液压推杆操纵的平移式制动器作为安全制动，担新系列JT型提升绞车则使用液压盘式制动装置。4.1.3 制动系统的要求 1）全部制动力矩Mz不得小于小于提升机所允许最大静力矩的三倍，则 2）一副制动器的制动力矩应大于调绳力矩的的1.2倍，即 3）安全制动时，对于提升重物，减速度必须小于5米/秒；对于下方重物，减速度应大于1.5米/秒； 4）对于摩擦式提升，安全制动时的减速度不应使钢丝绳滑动。4.2 制动装置的有关规定和要求制动速度快，但不要有过大的冲击。因此，希望制动器的空行时间（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，但在目前提升机安全制动的力源是弹簧而不是重锤，经过长时间使用证明，也很可靠。对工作制动的要求则有些不同，因为他参与运行的手段，故要求制动力矩的大小可以任意（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，制动力源可用人力；对于较大的提升机，则用重锤、弹簧、气压等。为了使制动装置工作安全可靠，要求工作制动与安全制动在系统上互相独立，以免失灵后相互影响。但二者的制动力矩则不应叠加，以免造成过大的减速度。不过目前不少制动装置的工作制动和安全制动在系统上都不是完全独立的，而是大部分是共用的。制动装置由工作机构（制动器）及传动机构组成。工作机构是直接作用于制动轮上的部分，按结构分为盘式和块式制动器；传动机构则是使工作机构产生或消除制动力的部分，按机械传动的力源分为液压、气压和弹簧传动系统国产新系列矿井提升机多采用液压盘式制动装置；而老产品则分别采用油压或气压块式制动装置。4.3 制动器的主要类型 4.3.1 块闸制动器块闸制动器有角移式和平移式两种。1）角移式制动器角移式如图929所示，前制动梁2和后制动梁7是钢焊接结构件，它们经三角杠杆5，拉杆4彼此相连接以木质或石棉塑料压制的闸瓦6固定于前、后制动梁上利用拉杆4左端的螺母8来调节闸瓦与制动轮间的间隙。顶丝用来支撑调整前制动梁，以保证制动轮两侧的松间间隙相同。制动时，三角杠杆5按逆时针方向转动。推动前制动梁2并经拉杆4带动后制动梁7绕各自轴转动，使两个闸瓦压向制动轮产生制动。当三角杠杆按顺时针方向转动时松闸。2）平移式制动器平移式制动器如图930所示。制动梁10用铰接轴同立校7相连后，其下端安设一个三角杠杆6度柱7又用铰接轴支承在混凝土地基上。前、后制动梁用横拉杆11彼此上、下连接起来，通过制动立杆4、制动杠杆8，受工作制动气缸3或安全制动气缸2的控制，工作制动气缸充气时抱闸，诽气时松闸；安全制动气缸与工作制动气缸相反即充气时讼间，排气时抱闸。当工作制动气缸充气或安全制动气缸排气时，都可使制动立扦4向上运动，通过三组三角杠杆6，上、下拉杆11和可调节拉杆12等，驱动前后制动梁10而带动闸瓦13压向制动轮14产生制动作用；反之，若工作制动气缸排气或安全制动气缸充气，都会使立杆4向下运动，从而实现提升机的松闸。这种制动器前后制动梁的动作是近似平移的前制动梁10受立柱7和辅助立柱5的支承形成四连杆机构。当辅助立住5和立柱7接近垂直位置时(别动梁的位移仅达到2mm左右)，基本上可以保证前制动梁的平移性。但是，后制动梁由于仅由立柱7支承，它的平移性并不是在所有情况下部能保证。顶丝9的作用是保证间瓦两侧间隙相同。平移式制动器和角移式制动器相比、其优点是：闸瓦压力及磨损比较均匀。其缺点是：结构比较复杂，安装时调整比较困难。 4.3.2 综合式制动器综合式制动器如图33所尔它由对制动梁8、3，活瓦块1，拉杆5，二角杠杆等组成，制动梁安装在轴承座10上，在制动梁上装有活瓦块l， 43 综合式制动器活瓦块上装有闸瓦4，活瓦块在制动梁上可绕销轴2转动，从而使闸瓦与制动轮接触均匀，使闸瓦瓦磨损均匀。调节螺钉6可保证在松闸时间闸瓦与制动轮间隙上下均匀。拉杆5的两端为左右螺纹以调整松闸时闸瓦间隙在12mm之间。挡钉11的作用是保证松闸时两侧闸瓦间隙相等。立杆9上下运功时，带动三角杠杆转动，通过拉杆5又带动制动梁使闸瓦靠近或离开制动轮。优缺点：1)结构较简单。2)围包角较小，因而制动力矩较小3)闸瓦表面的几力分布均勾，因而闸瓦磨损均匀。 4.3.3 盘式制动器盘闸制动系统是应用于矿井提升机上的新型制动系统，它与块闸制动系统比较主要优点是结构紧凑，重量轻，动作灵敏，安全性好便于矿井提升自动化。盘闸制动系统包括两部分，即盘闸制动器和液压站。盘式制动装置又称盘型闸，他与块闸不同，其制动力矩是靠闸瓦沿轴向从两侧压向滚筒上的制动盘而产生的。为了使制动盘产生附加变形，主轴不承受附加力，因而盘式制动器都成对地装设使用，每一对盘式制动器叫做一副，根据所需制动力矩的大小，一台提升机可以布置两副、四副、或多副盘式制动器.盘式制动器与其它类型制动器相比较，其优点是：因多副制动器同时使用，即使一副制动器失灵，也不是影响一部分制动力矩，故可靠性高，操作方便，制动力矩可调性好，惯性小，动作快，灵敏度高；重量轻，结构紧凑，外形尺寸小，安装维护方便；通用性大等。由于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盘式制动器的缺点：对于制动盘和制动器的制造精度要求较高；对闸瓦的性能要求较高等。液压盘式制动器作为最新开发出来的一种制动器，其发展前景远大，尤其是将液压电气控制结合在盘式制动器上，相信随着液压和电气技术的进一步发展，会更有利于盘式制动器的发展.4.4 液压盘式制动器的结构和工作原理4.4.1 液压盘式制动器的结构盘式制动器的结构如图34所示。两个制动油缸位于滚筒制动盘两侧，均装在支座14上。支座14为整体铸钢件，一副盘式制动器通过支座及垫板21用地脚螺栓固定在基础上。制动油缸内装有活塞10、柱塞1。调整螺栓9、螺钉8、蝶形弹簧11及弹簧套筒等。筒体5、衬板3和闸瓦4一齐可沿支座的内孔往复移动。闸瓦与衬板连接，可用铜螺钉连接或用粘结剂粘贴，但大多数是以燕尾槽的形式将闸瓦固定在衬板上。在使用中当闸瓦磨损或闸瓦与制动盘的间隙过大时，可用调整螺栓调节筒体的位置，使闸瓦间隙保持在1-1.5mm.柱塞1与销子2的链接采用椎槽结构，在拧动螺钉8时不至使柱塞1转动，以便调节闸瓦间隙。压向制动盘的制动力，由盘式弹簧产生。接除制动力，靠向油缸内冲入压力油而向右推动活塞10。压缩盘式弹簧来实现。螺钉8是放空气的。在第一次向制动油缸充油，或在使用中发现松闸的时间较长时，可将放气螺钉8旋松，把制动油缸中的空气排出，以免影响制动油缸的正常工作。塞头19是排油用的。在使用中制动油缸可能有微量的渗油，因而要定期将塞头19旋开排油。在排油时，应避免渗出的油沾污闸瓦及制动盘。 3-4盘式制动器4.4.2 液压盘式制动器的工作原理（1）松闸当压力油充入制动油缸，推动活塞10而压缩蝶形弹簧11，并带动调整螺栓9、螺钉8及柱塞1右移时，筒体5和闸瓦4在回复弹簧15及拉紧螺栓17的作用下也一同右移，则闸瓦离开制动盘，呈松闸状态。（2）制动当制动油缸内的油液压力降低，盘式弹簧就回复其在松闸状态时的压缩变形，因而在盘式弹簧的张力作用下，推动活塞5向左移动，同时带动调整螺栓9、螺钉8、柱塞1推动筒体5、衬板3和闸瓦4左移，使闸瓦压向制动盘，实现制动目的。制动状态时，闸瓦压向制动盘的正压力大小，决定于油缸内工作油的压力，当缸内压力为最小值时（一般不等于零，有残压），弹簧力几乎全部作用在活塞上，此时制动盘上正压力最大，呈全制动状态。反之，当工作油压为系统最大油压时，机器全松闸。4.5盘式制动器的设计计算 4.5.1 盘式制动器工作时所需制动力如图所示，活塞同时受弹簧的作用力，压力油产生的力，综合阻力包括空行程压缩弹簧的力)作用，制动状态时的作用力方向与相反。故压向制动盘的正压力为：。当改变油压力时，正压力N相应变化，油压值P=0时，即=0，正压力达最大值，此时为全制动状态。在松闸过程中，作用方向与相反，此时力平衡方程为：.在P时，活塞压缩蝶形弹簧，是全松闸状态，N=0，即3-5盘型工作原理示意图1)正压力随油压 P的增加而减少，其变化过程可以近似地看成线性关系。 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力方向不同所致松闸时，液压缸壁及密封圈对活塞的阻力与蝶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，在制动过程中活塞所受摩擦阻力与蝶形弹簧的作用力方向不一致，所以制动盘的正压力较低： 3)松闸和制动的不可控区，(两条曲线不重合度)较小，说明有较高的控制灵敏性。 3-6正压力N与P的关系图制动器在制动盘上产生的制动力矩，取决于正压力N的数值式中： n-提升机制动器付数同时制动力矩应满足三倍静力矩式中：D-滚筒名义直径（m) 4.5.2 每副闸应有的制动力矩（1）根据总制动力矩应大于3倍最大静力矩即：每副闸应有的制动力矩为：（2）根据一副闸的制动力矩应大于调绳力矩的1.2倍即（3）根据下放重物时减速度不低于4.6 盘式制动器的调整和维护 4.6.1 闸瓦间隙的调整盘式制动器闸瓦间隙不得大于2毫米，当闸瓦间隙超过规定值时，需要进行闸瓦间隙的调整。调整间隙前，应先将容器放在井筒中交锋位置并将滚筒用地锁锁住，向制动缸充入压力油，使闸松开，测量闸瓦间隙。然后拧掉螺钉，转动调整螺栓，推动柱塞使向前移动，同时测量闸瓦间隙，一般闸瓦间隙调整在1-1.5毫米范围内。调整时，一副闸瓦的两个闸应同时调整。调整好后，应进行闸的试运转，并重新测量其间隙，如有变化应进一步调整。4.6.2 蝶形弹簧的检查盘闸制动力是由蝶形弹簧产生的，因此，蝶形弹簧的实效或疲劳毁坏都会对制动工作产生影响，因此必须加强对碟形弹簧检查的检查和维护。蝶形弹簧可按下述方法检查：首先使闸瓦合上，机器处于全制动状态。再逐步向油缸冲入压力油使制动油缸内压力慢慢升高，各闸瓦就在不同压力下逐个分开。记录下不同闸瓦的放开压力，如果闸瓦的放开压力有明显差别时，应检查在低压下放开闸，并检查其蝶形弹簧。据一些资料介绍，同一副闸瓦，放开压力差超过时，应拆开在低压放开的那半个闸进行检查；各副闸之间，最高放开压力与最低放开压力差不应超过。4.7 提升机液压工作站的设计4.7.1 液压站的功用盘式制动器液压站的控制系统同提升机的类型、自动化程度相适应的。在直流拖动系统的提升系统中，由于提升机的调速性能较好，液压站控制的制动器一般只用于提升终了时停车和安全制动。而在交流拖动的提升系统中，液压系统除上述功用外，因制动器还要参与提升机速度的控制，所以液压站还有调节制动力矩的作用。4.7.2 对交流拖动提升机液压站的工作要求（1）按矿井提升实际需要，产生不同的工作油压，控制制动器的工作制动力矩，从而实现提升机的工作制动。（2）在安全制动时能迅速回油，并实现提升机二级制动。（3）根据矿井多水平生产、或因提升钢丝绳伸长而需要调绳时，能控制双滚筒提升机的游动滚筒的调绳装置。（4）根据多水平生产、或钢丝绳伸长时间时调绳的需要，控制双筒提升机滚筒的调绳装。4.7.3 液压站的组成部分 2JK型双滚筒提升机的液压站液压系统，液压站配置有两套液压装置，每套装置由电动机，叶片油泵（高压油泵）溢流阀、电液调节阀、压力继电器、网式滤油器等组成。二套装置虽然装在一台油箱上，但油箱内中间用隔板分为两半，分别装入各自油泵的吸油部分。两半油箱之间用旋塞相连接，即可接通又可断开，便于维修和换油工作。二套装置用手动换向阀控制输出地高压油，使之一套工作，一套备用。液压站装设有二级制动安全阀12，在意外情况下可实现安全制动。二位四通阀控制调绳离合器，二位五通阀为游动滚筒制动器和调绳离合器油路的闭锁器。此外，装设有电触头压力温度计及压力表，分别控制油液温度和指示油液的压力。4.7.4 液压站类型及其结构原理由于提升机的不断更新换代,液压站的结构和性能也逐渐完善，并不断更换其型号有如下类型和品种： 1)电气延时二级制动液压站 TY15(B792s)、B157、TEl30用于2JK、2JKA、2JKE型申绳双筒系列提升机。TY1D(B7g2D)、B159、TE13l用丁JK、JKA、JKE型单绳单筒系列提升机和JKMC、JKMDc、JKMA、JKMDA、JKMF、井塔式和落地式多绳提升机。 2)液压延时二级制动液压站 TY3S(TK083S)用于单绳双筒系列提升机(提升机型号同上),IY3D(bTK083D)用于单绳单筒系列提升机和多绳系列(塔式和落地式)提升机(提升机型号同上)。对一个用户来讲具体使用哪种延时形式的液压站，可与生产厂的设计部门联系到一个满意的结果。液压站主要作用是： (1)可以为盘形制动器提供不同油压值的压力油，以获得不同的制动力矩 (2)在事故状念下，可以使制动器的油压迅速降到预选调定的其一值P，经过延时后制动器的全部油压迅速回到零，使制动器达到全制动状态。(3)用于单绳双筒提升机的液体站供给提升机调绳液压缸所需要的压力油。主要参数：最大工作油压；P63MPa;最大流量：9Lmm;工作油温：1560;油箱储油量：500L;二级制动延时时间：10s电液调压装置允许最大输入电流:250m 液压站的工作原理 : 液压站分为相互独立的工作制功和安全制功部分。工作制动部分又分互相独立的两套，若其中一套损坏，可以方便地转换到另一套进行工作，同时还可以检验另外一套。各种液压元件均在油箱盖上，便于维修。工作制动部分是由油泵、滤油器及调压部分组成，它的作用是：1)可以为盘形制动器提供足够的压力油 2)可以调节制动系统的油压获得不同的制动力矩。3)若阀发生故障时，盘形制动器仍然可以通过油泵反转回油。电液调压装置的调压原理如下图所示。安全削动邪分是由电磁阀、溢流阀9、减压阀10、延时阀11及蓄力器12等组成；提升正常工作时电磁阀、处于通电状态，压力油可以任意进出盘形制动器，即制动力矩可以随意调节与此间时，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。一旦提升系统出了故障。其中包括全矿停电，电磁阀、立即断电(此时油泵电动机、KT线圈断电)。切断去盘形制动器的压力油。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，迅速经过溢流阀9流回油箱：溢流阀9预先整定的压力与减压阀10稳定的压力相等。蓄力器的油压是由减压阀调定的。当盘形制动器的油压降到溢流阀9调定的压力时，就小再下降了，由蓄力器来保持盘形制功器具有某一油压值。此时，盘形制动器所具备的制动力矩使提升系统能够较好地满足减速度的要求。经过延时阀11的延时结束时，提升系统也就停止了。随后蓄力器的油压迅速回到零，而盘形制功器立即产生大十3倍静力矩，使提升系统处十静止状态：电磁阀的作用是确保竖井提升时，在井口附近的某一位置以上均不产生二级制动，以致使3倍以上的制动力矩一次加上去，免除因电气失灵造成重大损失。对于斜井提绳电磁阀则不起这一作用，即在整个提升过程中，二级制功始终参与。同时，操纵台上有单独控制阀的开关，司机可以根据实际情况灵活使用：对于单绳双筒提机来说，又在上述原理基础增加了调绳离合器部分，其调绳动作如下首先将操纵台上转换开关扳到离合位置，电磁阀、断电，盘形制动器处于全制动状态。首先阀通电，再通电，压力油通过、阀进入离台器的离开腔，使游动卷筒与主轴脱开。此时阀断电，并允许阀通电，固定卷简的盘形制动器松闸，固定卷简即可以进行调绳，当调绳结束后，阀断电，压力油可通人离合器的合上腔，使游动卷筒与主轴合上，使阀断电，切断了通入离合器的油路，调绳过程至此结束。 3-7电解调压装置原理图 4.7.5 制动力的调节盘式制动器的闸瓦在制动盘上产生的制动力等于：式中闸瓦压向制动盘上的正压力，N；闸瓦对制动盘的摩擦系数，=0.350.5。由图可知，闸瓦压向制动盘的正压力等于：（1）式中压力油产生的推力；盘式弹簧推力，N；活塞移动阻力；N。液压盘式制动器结构示意图如图3-11所示： 1制动盘；2闸瓦；3活塞；4弹簧图3-8液压盘式制动器式中作用在

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