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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1032矿井提升设备的选型设计,机械毕业设计论文
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- 1 - 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。 nts - 2 - 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 : 煤=0.9 吨 /米 3 2)矸石的密度 : 矸 =1.35 吨 /米 3 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 3 /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： GLSY 12/2 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 nts - 3 - 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 MG1.1 6 自重 qc=6000N 名义载煤量 1 t 有效容积 1.1m3 1.1.3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=2 1350 1.1 2970 (kg) Rq 矸石容量 1350kg/m3 V 矿车有效容积 V=1.1m3 （ 2） 计算钢丝绳每米重 P PcaBzxHmgQgQ11.0nts - 4 - 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 B 钢丝绳的抗拉强度 QXg=2 r 矸 V=213501.1=2970 (kg) 代入数字计算得： P=caBzxHmgQgQ11.0=86.3127.204917000011.029703000 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： D 619+1 直径为 31mm 的钢丝绳。 有关数据为： d=31 , 0.2max , 33.83 N/m , 170B 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： nts - 5 - ma=czq pHgQQg Q (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=czq pHgQQg Q = 14.90 3 38 3.027.2047.2930 690 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： D80d D1200 D 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=80 31=2480 因而选择提升机的型号为： XKT2 2.51.2B 11.5 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 =0.85 1.1.5 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+0.03383 190=66.12150 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 nts - 10 - 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 H =0.5 190 =6.9m/s 2)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 : a1m pHK Q gF e )(75.0 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： a8 8 3 28 81.966002.194.1 0 6 64 98.175.0 =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= 87.006.501aV m s h1=102 tVVm =22.4 m 减速阶段 : a3= 0.7m/s2 t3= 29.77.05.06.533 a VV m s nts - 11 - h3= 332 tVVm 29.72 5.06.5 22.23m 等速阶段 : Vm=5.6m/s h2=H h1 h2 h3=190 22.4 22.23 3=142.37m t2= 42.256.537.14222 Vhs 爬行阶段 : V4=0.5m/s t4=6s h4=3m 抱闸停车阶段 : t5一般取 t5=1s h5=542tV 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=47.71s 1. 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 煤=0.9t/m3 3.矸石密度 矸=1.5t/m3 4.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。 nts - 12 - 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 18 25m 取 Hz=20m Hx 卸煤高度 取 Hx=13.5m H=350+2013.5=383.5 m 2) 经济提升速度 : Vm=0.4 H =0.419.583=7.833m/s 3)一次循环提升时间初加速度估计为 a=1m/s Tx= 20mm VHaV式中 : 20 为装卸载时间 Tx=7.833+ 20833.7 5.383 =76.79 s 4) 一小时提升量 : As=tbACCrNf 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 1.10 1.15,取 C=1.15 Cf 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=1.2 br 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=14300 15.12.1101804 =591.428 t/h 5)一小时提升次数 : ns=xT3600 = 88.4679.763600 次 6）一次合理提升量： nts - 13 - Q= 615.1288.46428.591 ssnA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=mV=0.917.6=15.6 t 1.2.4 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 m 2) 估算钢丝绳每米重力 P 取钢丝绳抗拉强度 B =1520n/mm2 安全系数 ma7.2 -0.0005Hc=7.2-0.0005430=6.895 P=)11.0(1 caBzHmnQQ=)4 3 08 9 5.6 1 5 2 0 0 011.0(49 8 1 0)6.158.17( =41.06 N/m 据此选钢丝绳 6（ 36）股（ 13 2+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=284.66421 n pn=133.68 N/m 据此选择 (192 31)8 4 10 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%1 0 084.664 48.2%1 0 04 =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: D 100d=10039.5=3950 由此选择 JKM 4/4(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+4 Hc = (15.6+17.8)9810+466.84680 = 509.458 KN 1.75 静防滑校验合格 . 2) 动防滑校验 要求动防滑系数 j1.25 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 11 )()( )1)( aMMFF eaMFsxxsmxxd =9.0)534.27()4 2 2.3 5 64 5 8.5 0 9( )187.1)(9.04.374 2 2.3 5 6( =1.24 d1.25 动防滑系数合格 . nts - 21 - 3)紧急制动防滑校 Mz 9182162481.9156003)2(3 DQNM az=6.1 6 2 9 8 8 81.91 5 6 0 08.0)4/9 1 8 2 1 62(8.0/2 M QDM z=2.0588 m/s2 )()()1)(xszsxmazxxz FFammeamFd =)422.356458.509(0 5 8 8.2)534.37( )194.1()0 5 8 8.24.37422.356( =846.312724.264=0.846 =6.63 1042/19.6 106=6.75 10-3m3 2.2.4 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 =(M h/2)/(bh3/12)=9M/h3=9 1.26104/h3=179.5 mm 在剪切应力计算中 ,A=bh=32h2=6.6765 10-3m2 h100.73mm 2.2.5 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 mm 2.2.6 验算 安全系数 抗压安全系数： ma= s/ = s/(my/Iz) =61026.1 10353 460.1350.2 2=25.21 抗剪安全系数 : ma= 2/snts - 30 - =461063.6 2/10353 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： nts - 31 - 图 2-6 托爪尺寸图 nts - 32 - 2.2.8 确定转轴尺寸 转轴主要受到剪切应力 N=2ar=6.6310 4/2=3.31510 4N 选择材料为 45#钢，安全系数取 MA=15 =aSm=15353=23.53 Mpa =2=253.23=11.76 Mpa 由 =AN AN=641076.11 10315.3 =2.8188710 -3 m2 D 59.9 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=53 L1=L0+ 1 1 =252-242=10 1 = GdnFC38 式中 1 -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=5358 48000010 2 =60.3773 N nts - 33 - max=Gd nCFF30m ax )(8 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=53 Fmax=5358 48000053 3 +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=nDGd3248=53208 480000 34 =6.0377 N/ L1=252 时 F1=Kf(L1-L0)=60.377 N L2=305 时 F2=Kf(L2-L0)=380.375 N 2.4 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 . nts - 34 - 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=Z GXyF 2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=( 30020020041 2 )135 =12.39910 3kg/m3 因而 G=944.2 N Z-油缸到转轴中心力臂 nts - 35 - 注 : X,Y,Z 由比例图上大致量为 60,175,59 所以 Nc=59 2.9441754.38060 =3187.3 N 2.4.3 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=30 2)计算壁厚： 2/ DPy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=24DNc =203.014.3428.3187 =4.511 Mpa 1.3 4.511 0.03/105=0.00167m=1.67 取 =3 3)缸盖厚度确定 前端盖 : t0.433D )(/ 0dDPyD 式中 ： t-缸盖有效厚度 d0-缸盖孔直径 t )02.003.0(105/03.0511.43.103.0433.0 =6.36 查机械设计手册取 t=6.5 4)最小导向长度确定 H 222302014022 DDL 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=（ 0.6 1.0） D=(0.6-1.0) 30=18-30 取出 B=20 缸盖滑动支撑面宽度 L1 nts - 36 - L1=(0.6-1.0)D=18-30 取出 L1=20 隔套长度 C C=H- )2220(2130)(21 1 BL10 6)收爪油缸结构图 : 图示如下 : nts - 37 - nts - 38 - 2.5 缓冲油缸设计 2.5.1 估取油缸的内径 D=140 2.5.2 活塞杆直径确定 工作压力 P=242 14.014.341063.1241 DR B=8.21 Mpa7 MPa 查液压系统设计手册则 d/D=0.7 d=0.7140=98 取 d=100 校验其强度 09.161.014.3411063.12/24 ARbMpa 选择 45#钢 s=325 Mpa Ma= 2.2009.16325 s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 2/ PyD =15 8.21 0.14 106/2 105 106=8.21 取 =14 查机械设计手册得液压缸外径 D1=D+2 =140+2 14=168 2.5.4 缸盖厚度确定 t0.433D 105/21.814.0433.0/ Py 16.95 取 t=20 2.5.5 最小导向长度确定 H214021022 DL=75 取 H=80 2.5.6 活塞宽度 B 确定 nts - 39 - 由于 D80 所以 B=(0.6 1.0)d=(0.61. 0)100=(60 100) 取 B=80 2.5.7 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 NXQ 0.6 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 1.1 0.6=(1.1+0.5) V V =0.425L 1.1 0.6=(1.1+8.21) V V =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每=0.08852 L 所以下降高度为 : x1008852.0 1.0 x=8.852 nts - 40 - 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 nts - 41 - 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=2 2025=4050 2 由以前计算知转轴处受力为 : Ra=6.6310 4 N 所以 F/A =6.6310 4/405010 -6=16.37 Mpa 底座选择铸钢 45# 钢 则 : =320 Mpa 安全系 数 Ma= / =37.16320=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 nts - 42 - 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 nts - 43 - 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 : 图 2-12 受力简化图 已知力 F1=F2=610 4 N 由 m=0 F1(2750 -575)=N22750 得 N2=2750 21751064 =4.7104 N 由 Y=0 N1+N2 -F1=0 N1=610 4-4.710 4=1.2510 4 N 所以 N1=N1=1.2510 4 N F1=F2=610 4N N2=2N2=9.4910 4 N 2.7.2 托梁的 Q 图及 M图 Q 图 : N1 N2 N1” F1 F2 275 275 N1 N2 nts - 44 - M 图： 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=9.510 4N 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=9.490910 4N/210h ma= 10 9.490810 4/210h16 MPa h 0.0282m=28.2 2)弯曲应力校核 W=6351622 hbh 2.728104Nm Mmax=2.728104Nm 2.728104Nm nts - 45 - M=2.728 104 Nm =6/351 10728.2 24hWM ma= 10 32 MPa6/351 10728.2 24h 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 3 1 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： nts - 46 - 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、调试安装简单等优点，提高了其工作的可 靠性，并且大大降低了维修量。以下是改进后的电路图： nts - 47 - 图 3-2 改进后信号联锁电路图 当井口发出停车信号，或 XC 只动作一次时， XC 的常开触点闭合，这时的正电压经 R1、 XC 触点、 J2-1、 J1-1、 R4，给 BG2 一个正向电压，同时给 C2充电， BG2 饱和导通，其集电极电位下降， BG3 导通， J1 得电吸合。同时 J1-1触点打开， J1-2 闭合，为 J2 吸合做准备。此时信号停止， XC 断开。这时 BG1的基极电位降低而导通， J2 吸合， J2-1触点转换， J2-2闭合，为第二次信号的到来做准备。因为未发出第二次信号， J3 不动作， SJJ 不吸合，绞车制动手柄不能敞开闸，起信号联锁作用。 当连续发出第二或多次信号时，给 BG4 一个正向电压，同时给 C3 电容充电， BG4、 BG5 导通， J3 有电吸合，其 J3-1 打开，利用 C3 放电维持 J3 的吸合，约 5 秒。 J3-2 闭合，接通原电路中的 J6，使 SJJ 得电吸合，设在安全回路的 SJJ 触点闭合。 GZJ 动作后，允许绞
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