多绳摩擦式副井提升机设计【11张CAD图纸+PDF图】
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摘要矿井提升机是矿井的大型固定式设备之一，而副井提升机，它的主要工作任务是沿井筒提升矸石、废弃物、下放材料、提升设备和人员等。多绳摩擦式副井提升机是本次设计的选择。多绳摩擦辅助提升机的明显特征是尺寸小，质量小，安全性性能稳定，可靠， 并且提升性能良好，最关键的是适合在较深的地方工作。本设计首先对提升机所处的用途、其工作原理、类型及其发展历程进行了概述，提出整体系统的设计方案。然后通过对其工作环境和技术特点的分析，并且参考目前国内副井提升机的结构，对提升机的整体结构进行了设计，包括钢丝绳的选择、卷筒的设计、主轴装置的设计、制动装置的设计的设计以及计算与校核。在矿井提升中，应根据不同的用途，选用合适的相应设备，充分发挥它们的效能，为做到选型合适，便于使用和维护，设备人员更加安全、可靠，就必须对其结构、工作原理、性能及选择计算方法予以了解。关键词：副井提升机、主轴装置、卷筒、钢丝绳、制动装置、电动机AbstractMine hoist is one of the large fixed equipment of the mine, and the auxiliary shaft hoist, its main task is to raise the gangue along the well, waste, decentralized material, lifting equipment and personnel. This design choice multirope friction auxiliary shaft hoist.Multi rope friction auxiliary hoisting machine has the advantages of small size, light weight, safe and reliable, strong ability to upgrade, apply to the deeper mine hoist. This design first of all, the use of the hoist, working principle, types and development process are outlined, the system design. Then through the analysis of the working environment and technical characteristics, and refer to the current machine structure of domestic auxiliary shaft hoist, the whole structure is designed, including the choice of wire rope drum design, spindle device design, brake device design and calculation and check.In mine hoist should be based on different uses, the appropriate choice of the appropriate equipment, give full play to their effectiveness, in order to achieve an appropriate selection, ease of use and maintenance, equipment, personnel safer, more reliable, it must structure and working principle , Performance and selection of calculation methods to be understood.Keywords: Auxiliary shaft hoist, Spindle device, Reel, Wire rope, Brake, motor目录摘要1Abstract2目录3第一章 引言51.1 提升机51.2矿井提升设备的现状及发展趋势61.3矿井提升设备的分类7第二章 总体方案的确定112.1 提升机工作原理及选型112.2 系统设计方案的确定12第三章 减速器的设计与选型133.1 参数的确定133. 1. 1 主电机和备用电机的选择13（1）主电动机13（2）备用电动机133.1.2 传动比的确定143.2传统部件的设计与计算153.2.1第一次传动的设计与计算153.2.2 第二级传动的设计与计算183.3 轴的设计223.3.1 第一级轴的设计与计算223.3.2 第二级轴273.3.3 第三级轴313.4 滚动轴承的校核计算363.4.1 第一级轴：363.4.2 第二级轴373.4.3 第三级轴383.5 键连接的计算383.5.1 高速轴393.5.2 中间轴39第四章 主导轮结构设计424.1 钢丝绳的选型设计424.1.1 钢丝绳的结构424.1.2 钢丝绳的分类424.1.3 钢丝绳的选型设计434.2 卷筒的直径和槽型的设计计算444.2.1 卷筒槽型的设计444.2.2 卷筒的结构选型464.2.3 提升机防滑验算494.3 主轴装置各部分设计计算50第五章 提升机的制动系统535.1 盘式制动器535.1.1 盘式制动器的常规安装方式545.1.2 盘式制动器的工作方式545.2 盘式制动器的理论值计算和校核555.2.1 理论所需制动力大小的计算555.2.2 需要两对盘式制动器时理论 的计算575.2.3 实际正压力的计算575.2.4 制动缸的尺寸计算和校核58第六章 相关分析与维护626.1 安全性分析626.2 可靠性分析626.3 经济性分析626.4 提升机的检查626.4.1 日常维护626.4.2 定期检查63结语64参考文献65致 谢66第1章 引言1.1 提升机本章讲解了矿井提升机因为不同功能或者不同结构所产生的不同类型机型。并且分别对常见的几款提升机机型进行简要的分析，阐述其机型特有的属性和优点，以便为选择机型提供参考。矿井提升机是一种的设备。这种设备是被电动机驱动的，利用其中的设备带动钢丝绳，在井筒中上升下降需要绳子带着才完成指定的运输作业。矿井提升机演变由来已久，很早之前的提水工具就是其前身。现今的矿井提升机以高安全性为主要原则，兼并提升量大、提升速度快等特点，而随着计算机的发展、强化，提升设备也已发展成为由计算机控制的全自动重型矿山机械。矿用提升机是由，AC或者DC电机电动机带动，其中包含了减速器装置连接着卷筒，有制动系统、深度指示器系统以及测量速度限制速度系统对整个机械进行控制1。按提升钢丝绳的工作原理，可划分为两种提升机，其一是缠绕式，其二是摩擦式。按照卷筒数量的不同，缠绕式矿井提升机可以分为单卷筒和双卷筒两种形式。单筒大部分只有一根钢丝绳，带动一个提升容器；而双筒在工作时，每个卷筒都有一根钢丝绳，一根钢丝绳带着一个提升容器，一个容器上升，另一个容器则相反，处于下降状态。大多数缠绕矿井提升机用于矿井中,这种矿井年产量较小，通常情况下小于120万吨，矿井深度也较浅，在400米以上。在钢丝绳工作方式上，缠绕式的是较差缠绕的，摩擦式的与缠绕式的不同，钢丝绳是搭挂在主导论上的，而带动容器升降则是利用绳子与摩擦轮衬垫的摩擦力来实现的。钢丝绳的每一端连接到一个容器,配重和容器通过钢丝绳连接到一起。根据建设施工时机房位置的不同，摩擦型矿井提升机又可以分为塔式和落地式两种。而钢丝绳的多少也可作为划分种类的依据，一根绳的叫单绳摩擦式，其余多绳摩擦式矿井提升机。我们要知道多绳摩擦式有这样几个特点：可选择直径较小的分别为钢丝绳和摩擦轮，如此，整体机械由于尺寸小，制造中更为便利；同样也安全性高为主要生产目标，兼有速度快、提升能力强等。采用这种提升机的条件则是年产量较大、矿井较深的矿井。1.2矿井提升设备的现状及发展趋势历经170多年的改进和发展，从最早出现的以蒸汽作为动力驱动的最简单最原始的提升机，逐渐满满发展进步，到如今通过交流电机驱动的多绳摩擦式提升机。我国是煤矿大国，也是矿山机电设备制造和使用大国。1947年以后，我国开始重视工业、生产，并迅速发展起来，并建立了自己的提升机制造业。我国提升机制造先后经历模仿苏联、改进、自行设计等阶段。50年代技术还没有，所以去仿制的苏联制造的提升机；1976年，自行将之前的机器进行改进并定型为JK型； 1986年中信公司引进了具有先进水平的矿井提升机全套技术，新一代的提升机JK-E、 JKM-C型诞生；九十年代改造完的多绳摩擦式提升机JKM-E和JKMD-E生产至今。目前我国已经可以自主生产各种大型现代化矿井提升设备和多种辅助设备。综合在设计理念、制造工艺还有自动控制等方面，我国矿井提升设备技术水平，都处于世界先进行列。对提升设备的安全性能、可靠性、经济性的要求，随着国内矿产质量和需求的提高而提高。在我国提升设备总的发展趋势主要是：由滑动轴承支承者主轴逐步发展成为滚动轴承支撑；人们亲自手动操作逐渐被计算机自动控制；减速器的齿面也从软面发展成为硬齿面；单一指针的监控逐渐被计算机指针显示取代 4。国外矿井提升机的发展相对中国的发展较早，经济发达的国家，提升机的运行速度已达20 m/s，一次有效提升量超过60吨，电动机容量达到15000KW。如今，无论国内外，单绳缠绕式和多绳摩擦式两种形式是最常被使用的。当代技术日益发达，采矿事业的发展随之带来的是开采深度的不断加深，矿井提升设备在结构、理论设计、操控技术等方面有了很大的进展。而提升效率高、提升质量好、速度快的多绳摩擦式矿井提升机有较大的发展前景。现在矿井提升设备，正在向着大型化、高功率和自动控制方向发展。1.3矿井提升设备的分类单卷筒 单绳缠绕 可分离单卷筒 缠绕提升机 双卷筒 多绳缠绕布雷尔式矿井提升机 塔式 单绳摩擦 落地式摩擦提升机 塔式 多绳摩擦 落地式按提升钢丝绳的工作原理，可划分为两种提升机，一种是缠绕式（缠绕式矿井提升机），其二是摩擦式（摩擦式矿井提升机）。缠绕式矿井提升机结构如图所示，分为单绳和多绳缠绕式。缠绕式提升机因钢丝绳的缠绕方式很普通，所以可以在立井中使用，又可以在斜井中使用，但是因为钢丝绳的制造能力不足加上滚筒容绳量的限制，对提升高度和总吊重物也有很大的影响。就具体情况而言，钢丝绳直径大于60mm，不仅相对困难，可能整的机械太大。所以，一次总的吊重物不适宜太重太高。 图1-2缠绕式矿井提升机缠绕式矿井提升机相对比较早，其工作原理相比摩擦式提升机要简单得多，大致的工作流程如下：将钢丝绳的首端安装固定到提升机的卷筒中间，一定要交叉固定稳定，同时钢丝绳的另一侧绕着天轮缠绕一圈之后再将提升吊桶连接到一起，当提升机工作的时，就可以使两个容器一个上升一个下降，达到完成提升任务的目的，这种提升机在我国使用较为广泛。年产量在120万吨以下、井深小于400米的矿井中通常使用的是缠绕式矿井提升机。摩擦式适用范围为各种竖井提升（不算凿井）。提升机的钢丝绳搭挂在摩擦轮上，因此，巨大的摩擦力会由于绳子和摩擦轮的带动发生，此时提升容器则通过产生的摩擦力实现上升下降。钢丝绳的每一端连接到一个容器,或一端连接到容器,另一端与配重连接。对于整体安全性的考虑，要为摩擦式矿井提升机装配与钢丝绳相等重量的尾绳。尾绳两端要连接两个容器（或容器和平衡重物），这样，无论什么情况，尾绳的重量与摩擦轮两侧的钢丝绳的重量之和都总是相等的。落地摩擦式的布置在地面（如图所示），这种的提升机均有一个共同之处，就是钢丝绳-井架-天轮-井筒，和提升容器相连。落地式多绳摩擦提升机相对塔式多绳提升机的区别在于，落地式的是将主机装备从空中移动到地面，其特点如下： （1）井塔（或称井架）、提升机所在厂房和地面上的一些设备，可以同时进行建造，大大缩短了建造时间，节约了人力、物力； （2）可用普通井塔或井架代替专业的井塔，减少了其他设备（其中设备和电梯等），节省装配和维护资金； （3）提高了抗震性能； （4）经济成效高； （5）维修时，更换掉损坏部件相对方便。图1-3落地摩擦式矿井提升机图1-4 多绳摩擦式矿井提升机考虑到钢丝绳的数量，又可分为单绳摩擦式和多绳摩擦式矿井提升机（多绳式如图所示）。单绳摩擦式的提升绳就是一根。多绳摩擦式的则有多根（通常是4根）提升钢丝绳，提升容器和人物，利用钢丝绳与主导轮衬垫间的摩擦力来，只适用用于立井中，而且由于摩擦提升机根本不存在容绳量的问题，因此，提升机的高度和最大载荷不受影响。所以，它的提升高度和最大载荷都比单绳缠绕式提升机大。多绳摩擦式提升机的特点是：钢丝绳和摩擦轮都可以选用直径较小的，这样，整体机械尺寸比较适中，制造相对简单，安全性能好，整体综合能力较强。但这种提升机，更换钢丝绳相对复杂，原因是因为每根钢丝绳不容易受力均匀。摩擦轮钢丝绳张力有一定的规定值，张力差值超过规定值，或者因为接触油或受温度影响，降低了摩擦系数，就会出现钢丝绳打滑现象5。第2章 总体方案的确定本章是对整体设计方案的确定。简述两种提升机的工作原理，分析主体结构，最终确定整体的设计方案。2.1 提升机工作原理及选型矿井提升机依照工作方式的不同，可以分为单绳缠绕式和多绳缠绕式两大类，而单绳缠绕式依照卷筒结构的不同又可分为单卷筒式和双卷筒式。单绳缠绕式提升机其工作原理简单的说就是通过一定线径的钢丝绳缠绕在卷筒上来提升吊桶容器。图1-1.1 单绳摩擦式提升机 图1-1.2 多绳摩擦式提升机图l-1 矿井提升机工作方式对比图多绳摩擦式提升机的其工作原理是通过钢丝绳搭放在主导轮的摩擦衬垫上，而不是固定或缠绕在主导轮上。如图1-1所示，钢丝绳的两端各悬挂一个提升容器，或者为了装备稳定，我们必须在吊桶容器的底下安装与容器平衡的尾绳。当整个装备开始动作时，钢丝绳将被容器拉的越来越紧，同时给予摩擦衬垫相当大的正压力。当电动机带动主导论，经过减速器卷筒也跟着一起旋转，此时的钢丝绳和摩擦衬垫之间存在非常大的摩擦，且该摩擦力作用于钢丝绳后，钢丝绳本身随着主导轮一起转动，最终实现带动吊桶容器上升和下降的功能。由此可知，多绳摩擦式提升机是主要是靠钢丝绳与摩擦衬垫所产生的摩擦力来实现容器升降作业的。而多绳摩擦式提升机也正是利用这个工作原理来设计其机械机构、使用区间和性能参数的。单绳缠绕式提升机的钢丝绳一端固定在卷筒上，另一端提升容器。这两根线固定在卷轴上,但是每根线的绕组的形式完全相反。该提升机作业时，交流电动机通过减速器将动力传递给卷筒，且此时卷筒上安装缠绕有两根钢丝绳，从而达到提升作用。由此可知，单绳缠绕式提升机的工作原理是利用钢丝绳和卷筒之间不间断的缠绕实现容器的上升与下降，这就要求卷筒的缠绕表面积必须要满足设计要求，而单绳摩擦式提升机也正是利用这个工作原理来设计其机械机构、使用区间和性能参数的。大多数深井作业和年产量较大的提升作业仍然使用的是多绳摩擦式提升机。通常情况下多绳摩擦式提升机相对单绳缠绕式提升机更加具有优势，特别是在机械结构方面、规格参数方面、使用范围方面等等，该提升机会逐渐成为今后矿井提升机的主流发展方向。2.2 系统设计方案的确定根据已知的井深二百米，和自己选定的年产量约五百万吨的较深型矿井煤矿生产规模，所以该副井选用多绳摩擦式提升比较合适，该系统简单的系统工作过程如下：主电机-联轴器-减速器-联轴器-提升机- -钢丝绳-导向天轮-多绳罐笼-首先，按照给定的已知条件，计算出需要提升的物料荷重，根据该数据才能选择相应的吊桶容器，在依照提升的物料荷重等方面因素选择相应要求的钢丝绳，且必须对钢丝绳计算其安全使用系数，最后根据以上数据选出卷筒；根据载荷对提升机进行防滑验算，当提升机防滑系数合格时，计算提升物料的上下运动的经济速度，再根据速度数据计算出卷筒的静张力和整个提升机系统的总功率，最终依照计算的总功率的数值来选定相应的电动机，然后再设计、计算减速器，还有一些附属设备的计算、选择，从而完成整个矿井提升机的设计。第三章 减速器的设计与选型减速器的设计与选型第一步先要确定整个提升系统电动机的型号，然后在计算出整个减速器的减速比，再逐步对减速器中的各个轴分别设计和计算校核分析，同时也对相应的联轴器、键进行了选择、校验。3.1 参数的确定3. 1. 1 主电机和备用电机的选择提升机经济速度v=H为矿井提升深度200米带入得v=5.7 m/s由于提升机减速器空间体积不受限制且要求足够的外壳强度选用二级展开式圆柱齿轮减速器提升机所需功率为P=FVn1n2n32n43n5n1为电机到提升机传动效率取0.96n2为联轴器传动效率取0.99n3为齿轮传动效率取0.98n3为滚动轴承效率取0.99n5为油损取0.96F为提升机提升的重力即提升机卷筒静张力差为Fjs-Fjx=440988-261648=179340NV为提升机经济速度v=5.7m/sPa=1793405.70.960.990.9820.9930.96=1900kw电动机所需额定功率P=kPaK为功率储备系数取1.1带入得P=2090Kw取2000kw（1）主电动机根据提升机特点主电机选YR2000-8/1730三相交流绕线型异步电动机其同步转速为750r/min额定功率为2000kw（2）备用电动机 参考之前的计算结果，备用电机选择YR-2000-12/1730型电动机，备用电机的额定功率 额定转速 电动机效率 减速器最大输出动扭矩=3900003.电动机额定拖动力F=1000Pvmnj=100020000.857.28=252747N3.1.2 传动比的确定提升机卷筒转速为nj=（601000v）/DD为卷筒直径D=3000 mm。v=5.7 m/s 代入得nj=62.42r/min总传动比分配 i=nnj=75062.42=12减速器采用展开式二级圆柱齿轮 对于这类减速器要满足故i2=2.946,根据要求，所以 查表13-5可知，一般，8级精度的圆柱齿轮，效率 同样查表13-5可知，对于滚动轴承，一般选择用深沟球轴承 ，效率 每条轴的输入功率： 每条轴的转速： 每条轴的输入扭矩： 3.2传统部件的设计与计算3.2.1第一次传动的设计与计算1）确定齿轮的材质，计算出齿轮的许用应力大小 查图10-25（d）可选 小齿轮 调质 大齿轮 45号钢 参考公式10-14可知，许用接触应力查图10-25（d）可选，接触疲劳极限 由公式10-15得，应力循环次数, -齿轮的转动速度 齿轮副转动时的啮合次数。-齿轮的工作寿命 -最小安全系数，取失效率为1%，则 ，接触疲劳寿命系数参考图10-23得， 计算上述公式得 齿轮弯曲疲劳许用应力参考图10-24（c）得，弯曲疲劳极限，双向传动乘0.7 参考图10-22得，弯曲疲劳寿命系数 参考图10-21得，弯曲强度尺寸系数 ，（设模数m小于5mm） 计算上述公式得 2）齿轮齿面接触疲劳强度校核计算出齿轮的精度等级， 暂时选择，参考表10-6， ,精度范围选择9级 参考公式10-11得，小轮分度圆直径， 参考表10-7得，齿宽系数，一般按照不对称布置 根据齿轮副的工作环境选择不同的齿轮齿数，闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的稳定性，减小冲击振动，通常选择齿数多一点的齿轮，小齿轮的齿数Z1可取为Z1=2040， 这里选定小齿轮齿数确定后，按传动比i=Z2/Z1可以计算出大齿轮齿数Z2为123。传动比 设计传动比与实际传动比偏差 计算结果符合要求。小齿轮名义转矩 确定载荷系数 根据表10-3得，取 根据经验值，取 根据经验值，取 根据经验值，取计算得到根据表10-5查得，材料弹性影响系数， 根据经验值，取 计算出齿轮的刀具模数 根据标准模数表（GB/T1357-1987），选择计算得到小齿轮的分度圆直径 d1=mz1=630=180 mm标准中心距 a=mz1+z22=630+1232=459 mm齿宽 b=dd1=0.8180=144 mm大轮齿宽 b2=b=144 mm小轮齿宽 b1=b2+10=154 mm3）齿轮齿根处弯曲疲劳强度校核分析 参考机械设计手册图10-17得， 参考机械设计手册图10-18得，应力修正系数 计算得到 F1=21.45693332.621.590.555562.52.5=53.6 N/mm2 F2=21.45693332.621.770.555562.52.5=56.6 N/mm2 计算表明，强度合适4）齿轮副参数的计算 大齿轮分度圆直径 d2=mz2=6123=738 mm 根圆直径 df1=d1-2hf=180-21.256=165 mm df2=d2-2hf=738-21.256=729 mm 顶圆直径 da1=d1+2ha=180+26=192 mm da2=d2+2ha=738+26=750 mm3.2.2 第二级传动的设计与计算1）确定齿轮的材质，计算出齿轮的许用应力大小 查机械设计手册图10-25（d）选定小齿轮的材质为调质 选定大齿轮的材质为 45钢 参考公式10-14可得，许用接触应力 参考图10-25（d）可得，接触疲劳极限 参考公式10-15得， 应力循环次数 -齿轮的转动速度 齿轮副转动时的啮合次数-齿轮的使用最长时间 -齿轮工作时的最小安全使用系数，取失效率为1%，则 ，接触疲劳寿命系数参考图10-23得 根据上边的公式计算得 齿轮弯曲疲劳许用应力参考图10-24（c）得，弯曲疲劳极限，双向传动乘0.7 参考图10-22得，弯曲疲劳寿命系数 查机械设计手册图10-21得，弯曲强度尺寸系数 为弯曲强度尺寸系数（通常情况下模数m小于5） 计算得到 2）齿轮齿面接触疲劳强度校核计算出齿轮的精度等级， 初步选定，参考表10-6 精度范围选择9级参考公式10-11得，小齿轮分度圆直径， 参考表10-7得，齿宽系数，一般按照不对称 根据齿轮副的工作环境选择不同的齿轮齿数，闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的稳定性，减小冲击振动，通常选择齿数多一点的齿轮，小齿轮的齿数Z1可取为Z1=2040， 这里选定小齿轮齿数确定后，按传动比i=Z2/Z1可以计算出大齿轮齿数Z2为117。大齿轮齿数 传动比 设计传动比与实际传动比偏差 计算结果符合要求 确定载荷系数 根据表10-3得，取 根据经验值，取 根据经验值，取 根据经验值，取计算得到根据机械设计手册表10-5查得， ，根据经验值，这里取齿轮刀具模数 根据标准模数表（GB/T1357-1987），计算得到小齿轮的分度圆直径 齿轮转动的线速度 计算结果与设计理论结果相接近，齿轮副中心距 齿轮宽度 大齿轮宽度 小齿轮齿宽 3）齿轮齿根处弯曲疲劳强度校核分析 由式 6-10 参考图10-17得，齿形系数， 参考图10-18得，应力修正系数， 计算得 计算表明，符合要求4）齿轮副参数的计算 大齿轮的分度圆直径 齿轮齿根圆直径 齿轮齿顶圆直径 3.3 轴的设计3.3.1 第一级轴的设计与计算1）计算轴的圆周力 计算轴的径向力 2）选定轴的材质且计算轴的最小直径 选定轴的材料为45钢，轴表面做调质处理，硬度220250HRC 计算轴的最小直径： 轴的第一个台阶用于安装联轴器，且第一段直径与联轴器的孔径相配合，配合公差为H7/g6。这里选用弹性销联轴器作为本设计中第一级轴的联轴器。型号: LX11公称转矩Tn /(Nm): 50000许用转速n /(r/min): 1400轴孔直径d1、d2、dz /mm: 140轴孔长度|Y型|L /mm: 252轴孔长度|J,J1,Z型|L1/mm: 202轴孔长度|J,J1,Z型|L /mm: 252D /mm: 540D1 /mm: 340b /mm: 75S /mm: 6转动惯量I /(kgm2): 20.05质量m /kg: 520 与输入轴联接的半联轴器孔径。因此，取轴段1的直径。3）轴的结构设计 a)按轴向定位要求 轴段1：半联轴器左端用轴端挡圈定位。按轴段1的直径 半联轴器长度L1=252 mm轴的第二个台阶用于联轴器的轴向卡位，且设计台阶高度（），因此轴的第二个台阶直径，根据轴承端盖装拆要求，取端盖外端与半联轴器右端面之间的距离为99 mm，因此取。轴段3：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力。选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号16030（GB/T276-1994），尺寸参数一轴轴承代号|20000型: 16030基本尺寸/mm| d: 150基本尺寸/mm|: 225基本尺寸/mm| B: 24安装尺寸/mm|da (min): 157安装尺寸/mm|Da (max): 218安装尺寸/mm|ra (max): 1其他尺寸/mm|d2 : 175.6其他尺寸/mm|D2 : 199.4其他尺寸/mm| r (min): 1.1基本额定载荷/kN|Cr: 91.9基本额定载荷/kN|C0r: 98.5极限转速/(r/min)|脂: 2200极限转速/(r/min)|油: 3000重量/kg|W : 2.638取。轴段4：该段为一中间齿轮定位轴肩。 轴段5：齿轮轴齿轮，取直径 。轴段6：该轴直径与轴段3相同，取 d6=150 mm。轴段7：接测速发电机轴取d7=140 mm；L7=185 mmb)齿轮在轴上安装时的定位方式联轴器和轴之间通过A型平键链接，平键的尺寸为宽为36长度取100R=18c)确定轴上圆角和倒角尺寸R=3. R2=2.如图标注所示轴端倒角取4）轴的强度校核对于16030型深沟球轴承，确定轴承的支点位置，取值为。 根据装配图所示高速轴轴承跨距以及和齿轮支点跨距如图所示水平面：RH2=476Ft604=218534 N RH2=476Ft604=218534 N弯矩MH=RH1AC=58765476=28106垂直面：同理得 RV1=21390 N RV2=616.3 N弯矩:Mv=Rv1AC=10106合成弯矩：M=MH2+MV2=280106NMM 扭矩T=24957 N/mm轴的弯矩校核公式：，式中， a-折合系数，取0.6； 选定轴的材料为45钢，轴表面做调质处理，硬度220250HRC查得45钢许用应力计算得到轴的应力大小为 ，因此本设计中的第一级轴满足实际使用要求。3.3.2 第二级轴1） 求作用在小齿轮上的力 圆周向力和径向力的大小 求作用在大齿轮上的力 2）选定轴的材质且计算轴的最小直径 选定轴的材料为45钢，轴表面做调质处理，硬度220250HRC计算轴的最小直径：取轴的直径为220mm，3）轴的具体尺寸计算 a)计算轴上各段直径的尺寸和长度 轴的第一个台阶用于安装滚动轴承。由于该轴承会受到径向力的作用，因此选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号二轴轴承代号|20000型: 16044基本尺寸/mm| d: 220基本尺寸/mm| D: 340基本尺寸/mm| B: 37安装尺寸/mm|da (min): 232安装尺寸/mm|Da (max): 328安装尺寸/mm|ra (max): 2.1其他尺寸/mm|d2 : 262.5其他尺寸/mm|D2 : 297.6其他尺寸/mm| r (min): 2.1基本额定载荷/kN| Cr: 181基本额定载荷/kN| C0r: 216极限转速/(r/min)|脂: 1400极限转速/(r/min)|油: 1800重量/kg|W : 9.285取。 轴段2：该轴段安装齿轮，齿轮左端采用轴套定位，右端采用轴肩定位。取直径 轴段3：该段为一中间齿轮定位轴肩 轴段4：该轴段安装齿轮，齿轮左端采用轴肩定位，右端采用轴套定位，取直径 轴段5：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力，选择深沟球轴承。轴段直径轴承型号二轴轴承代号|20000型: 16044基本尺寸/mm| d: 220基本尺寸/mm| D: 340基本尺寸/mm| B: 37安装尺寸/mm|da (min): 232安装尺寸/mm|Da (max): 328安装尺寸/mm|ra (max): 2.1其他尺寸/mm|d2 : 262.5其他尺寸/mm|D2 : 297.6其他尺寸/mm| r (min): 2.1基本额定载荷/kN|Cr: 181基本额定载荷/kN|C0r: 216极限转速/(r/min)|脂: 1400极限转速/(r/min)|油: 1800重量/kg|W : 9.285取 b）齿轮在轴上安装时的定位方式联轴器和轴之间通过A型平键链接，平键的尺寸为，从机械设计手册查得平键的横截面尺寸为。齿轮与轴段4的周向定位也采用A型普通平键联接，按，从手册中查得平键截面尺寸。轴径 d: 200230键的公称尺寸|b(h8): 50键的公称尺寸|(h8)h(11): 28键的公称尺寸|c或r: 11.2键的公称尺寸|L（h14）: 125500每100mm重量kg: 1.1键槽|轴槽深t|基本尺寸: 17键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 11.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 0.7键槽|圆角半径r|max: 14）轴的应力计算校核对于16044型深沟球轴承，确定轴承的支点位置。因此轴的支承跨距作用在大齿轮上的力 作用在大齿轮上的力 水平面：RH2=FT3AC+FT2AD/AB =491000220+266162477604 =389000 N RH1=FT2+FT3-RH2=368000 N同理垂直面：Rv2=14000Rv3=133000同理得: Rv2=616.3N 弯矩: Mv1=Rv1AC=4705800Mv2=Rv2DB=18106Mv3=Rv3AC=30106MH2=RH2DB=50106MH3=RH3AC=81106M2=MH22+MV22=53106M3=MH32+MV32=87106M=M22+M32=102106选定轴的材料为45钢，轴表面做调质处理，硬度220250HRC 查得45钢许用应力计算出轴的应力大小为 ，因此本设计中的第二级轴满足实际使用要求。垂直面:扭矩T：T=181000 Nmm 3.3.3 第三级轴1）计算轴的径向力 2）选定轴的材质且计算轴的最小直径 选定轴的材料为45钢，轴表面做调质处理，硬度220250HRC 计算轴的最小直径： 轴的第一个台阶用于安装联轴器，且第一段直径与联轴器的孔径相配合，配合公差为H7/g6。这里选用弹性销联轴器作为本设计中第三级轴的联轴器。减速器后跟联轴器型号: GCL20/GCLZ20公称转矩Tn (Nm): 500000许用转速n/(r/min): 790轴孔直径|d1、d2、dz: 280、300、320轴孔长度L|GICL,GICLZ|Y型: 470轴孔长度L|GICL|J、Z1型: 380D: 855D1: 755D2: 585D3: 200B: 393A: 297G I CL|C1: 44G I CL|C2: C: 13e: 50转动惯量/(kgm2): 167.41/140.03润滑脂用量/ml: 12000/8100重量/kg: 2263/2033许用径向位移| Y: 16.49/轴段1的直径。3）轴的结构设计 a)按轴向定位要求 轴段1：半联轴器左端用轴端挡圈定位。按轴段1的直径直径半联轴器长度L1=470 mm轴段2：为了半联轴器的轴向定位，轴段1右端制出定位轴肩，联轴器轴段2的直径取，根据轴承端盖装拆要求，取端盖外端与半联轴器右端面之间的距离为123 mm，因此取。轴段3：该轴段安装滚动轴承。考虑轴承受径向力。选择深沟球轴承。轴段直径，轴承型号，尺寸参数为三轴轴承代号|20000型: 61968基本尺寸/mm| d: 340基本尺寸/mm| D: 460基本尺寸/mm| B: 56安装尺寸/mm| da (min): 354安装尺寸/mm| Da (max): 446安装尺寸/mm|ra (max): 2.5其他尺寸/mm|d2 : 378.0其他尺寸/mm|D2 : 422.0其他尺寸/mm|r (min): 3基本额定载荷/kN| Cr: 292基本额定载荷/kN| C0r: 418极限转速/(r/min)|脂: 900极限转速/(r/min)|油: 1100重量/kg|W : 27.0取。轴段4：该段为一中间齿轮定位轴肩。 轴段5：安装挡油环和滚动轴承d5=340 mm L5=105 mmb) 齿轮在轴上安装时的定位方式联轴器和轴之间通过A型平键链接，平键的尺寸为轴径 d: 290330键的公称尺寸|b(h8): 70键的公称尺寸|(h8)h(11): 36键的公称尺寸|c或r: 1.62.0键的公称尺寸|L（h14）: 180500每100mm重量kg: 1.978键槽|轴槽深t|基本尺寸: 22键槽|轴槽深t|公差: (+0.3,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 14.4键槽|毂槽深t1|公差: (+0.3,0)键槽|圆角半径r|min: 1.2键槽|圆角半径r|max: 1.6c)确定轴上圆角和倒角尺寸R=3,R2=2.如图标注所示轴端倒角取4）轴的强度校核对于16030型深沟球轴承，确定轴承的支点位置，取值为。 根据装配图所示高速轴轴承跨距以及和齿轮支点跨距如图水平面：RH2=383Ft604=297075 NRH1=Ft-218534=171419 N弯矩：MH=RH1AC=171419383=65106垂直面：同理得 弯矩：MV=383Rv1=24106合成弯矩：M=MH2+MV2=69106 Nmm 扭矩T轴的弯矩校核公式：，式中， a-折合系数，取0.6； 选定轴的材料为45钢，轴表面做调质处理，硬度220250HRC查得45钢许用应力计算得到轴的应力大小为 ，因此本设计中的第三级轴满足实际使用要求。3.4 滚动轴承的校核计算3.4.1 第一级轴： 根据装配图所示高速轴轴承跨距以及和齿轮支点跨距如图所示水平面：RH2=476Ft604=218534 NRH1=Ft-218534=58765 N弯矩：MH=RH1AC=10106垂直面：同理得 Rv1=21390 NRv2=616.3 N 弯矩Mv=Rv1AC=10106合成弯矩：M=MH2+MV2=280106 NmmCr1=9190合成径向力： 则 查机械设计中表： 合格3.4.2 第二级轴选用滚动轴承6308（GB276-89） 受径向力：RH2=Ft3AC+Ft2ADAB= 491000220+266162477604=389000 N RH1=Ft2+Ft3-RH2=368000 N垂直面：同理得Rv2=14000Rv1=133000合成径向力： 则 查表： 合格3.4.3 第三级轴选用滚动轴承6212（GB276-89） 水平面：RH2=383Ft604=297075 NRH1=Ft-218534=171419 N弯矩：MH=RH1AC=171419383=65106垂直面： 合成径向力： 则 查表： 1.25经过验证，合格。4.3 主轴装置各部分设计计算主轴两端采用双列向心球面滚子轴承支承，轴承型号参数为基本尺寸/mm|d: 460基本尺寸/mm|D: 760基本尺寸/mm|B: 240安装尺寸/mm|da (min): 496安装尺寸/mm|Da (max): 724安装尺寸/mm|ra( (max): 6其他尺寸/mm|r(min): 7.5计算系数|e: 0.33计算系数|Y1: 2.0计算系数|Y2: 3.0计算系数|Y0: 2.0基本额定载荷/kN|Cr: 3920基本额定载荷/kN|C0r: 9190极限转速/(r/min)|脂: 190极限转速/(r/min)|油: 260重量/kg| W: 479轴承代号|圆柱孔: 23192轴承代号|圆锥孔: 23192 K 主轴轴承后面 是齿式联轴器与之联结。并通过齿式联轴器将减速器与主轴相连接。齿式联轴器型号参数为型号: GCL20/GCLZ20公称转矩Tn/(Nm): 500000许用转速n/(r/min): 790轴孔直径|d1、d2、dz: 280、300、320轴孔长度L|GICL,GICLZ|Y型: 470轴孔长度L|GICL|J、Z1型: 380D: 855D1: 755D2: 585D3: 600B: 393A: 297G I CL|C1: 44G I CL|C2: C: 13e: 50转动惯量/(kgm2): 167.41/140.03润滑脂用量/ml: 16000/8100重量/kg: 2263/2033许用径向位移| Y: 16.49/ 减速器采用二级展开式圆柱齿轮减速器，由于传动比较小，且减速器的安装位置不容易受空间的影响，而减速器工作时候要有足够的强度和刚度故选此减速器。减速器的输入轴联结的联轴器是弹性型号: LX11公称转矩Tn /(Nm): 50000许用转速n /(r/min): 1400轴孔直径d1、d2、dz /mm: 140轴孔长度|Y型|L /mm: 252轴孔长度|J,J1,Z型|L1 /mm: 202轴孔长度|J,J1,Z型|L /mm: 252D /mm: 540D1 /mm: 340b /mm: 75S /mm: 6转动惯量I /(kgm2): 20.05质量m /kg: 520绳槽部分装有摩擦衬垫材料，为了使卷筒具有更强的耐磨性和防滑性，衬垫材料采用聚氨酯橡胶制品作为衬垫，根据此材料在开滦唐山矿使用的情况，摩擦系数可达到0.3，故选用此材料。液压站选用洛阳矿山机械研究所研究出的B792型液压站，它具有系统稳定，一级制动可任意调整，有助于二级制动的优点。 深度指示器选用上海冶金矿山机械厂生产的B142型深度指示系统。 测速发电机装置选用1334C型。它与减速器高速轴连接，用来监测整个提升系统的速度，从而加以控制。 第五章 提升机的制动系统制动系统是为提升机的整体安全而设计的。制动系统包括致动器和传动机构的。以消除制动力矩，制动器作用在制动轮上。依据结构的不同制动器可以分为盘式和块式两大类，块式制动器分为角位移平静运动，依靠变速机构实现制动系统的控制和力矩的大小调节制动系统的动力源可以是液压、气压或者是弹簧等等。通常46m的起重机采用的是液压和气动制动系统。5.1 盘式制动器 盘式制动器制动装置最为新型。其有以下优点：制动转矩容易大范围内调节;制动系统空行程较小、响应速度快、灵敏度高；相对轻质量,整体力学成分小,结构紧凑；多功能性；工作稳定安全系数高，当其中一个盘式制动器发生故障，另外一个盘式制动器仍然可以继续工作，并且传输链路（如管道破裂故障，电压掉电等）可自动关闭阀门”9。盘式制动器全部取决于盘的恢复张力，压入制动盘，从而产生制动力矩压力油注入活塞中，由此产生的压力推着移动，这样盖子就离开了制动器，就达到了松开阀门的结果。图5-1 制动器结构图5.1.1 盘式制动器的常规安装方式相异于制动块的是，盘式制动器的轴向力的生成就是为其制动力矩。盘式制动器都是两个两个的，主要是因为不想让制动盘变形，主轴不受到额外的轴向力。我们设计时需要依据整个矿井提升机制动力矩来选择需要多少个盘式制动器，是两对还是两对以上的盘式制动器。 图5-2 盘式制动器的常规安装方式5.1.2 盘式制动器的工作方式盘式制动器的两侧安装有两个制动油缸3和支撑件2，支撑件2是钢铸件，通过支撑件2和垫板1并利用螺旋将整个盘式制动器固定到基座，制动缸总成还包括：活塞5，柱塞13，调节螺栓6，螺钉7，弹簧4和弹簧套筒8。闸瓦8与衬板9通过粘合剂连接并且固定牢靠，但是它们中的大多数将以槽形为燕尾的固定到衬板上。使用时，可以按照实际使用的情况调节螺钉6和筒体9的相对位置关系，并且保证闸瓦8的尺寸间隙在1-1.5mm之间，防止闸瓦8长期磨损导致其与制动盘的间隙变得越来越大。同时利用柱塞13和销钉14的榫槽链接来调节闸瓦8的间隙尺寸，这样，当工作人员在拧动螺钉7时不会顺便带动柱塞13。盘式弹簧产生压向制动盘的制动力。为了消减压缩盘内的空气，向油缸内部加入油液，使得活塞5在油液的作用下向右移动，最终压紧这个盘式制动器的弹簧。在使用中发现送闸的时间比较长时，为正常工作，可拧下泄压螺钉12并排出制动缸中的空气。塞头20用来排油。制动液压缸在使用中可能含有微量的油渗出，从而使塞头20周期性地排放漏油，在排油时，应避免油渍污染盘式制动器。图5-3 盘式制动器的安装结构示意图5.2 盘式制动器的理论值计算和校核5.2.1 理论所需制动力大小的计算 工作原理下发表示，弹簧作用力，油压力，综合阻力（包括空行程压缩弹簧的力作用）同时作用在活塞上，制动状态时， 不同。制动盘上的正压力可写成：。正压力N变大了，则是因为F1的变小了，油压值P=0时，即，正压力达到最大值Nmax=F2-F1，这个时候，制动器处于全制动状态。在松开时， 也不同，则有：.在时，全松状态下，图5-4 盘式制动器工作原理示意图1)N与P成反比例关系，其变化过程可以近似地看成线性关系10。 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11。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12； 3)控制能力的强弱表现在图中N与P，从图中可以看出正压力N和P的总体偏差不大，在允许控制范围之内。图5-5 控制力关系走势图计算盘式制动器正压力距MMZ=2NRMn式中：MZ-制动力矩（kgm） -闸瓦对制动盘的摩擦系数，=0.4 -表示制动盘平均摩擦半径 n-表示提升机制动器几对还要符合 MZ=2NRMn=3Mj=3FcD2N=3DFc4Rmnkg式中：D-滚筒名义直径（m) Fc-提升机最大静张力差N=33.518000040.3541.035=285326 N 5.2.2 需要两对盘式制动器时理论 的计算 （1）按盘式制动器的设计要求，有制动力矩需要大于最大静力矩的三倍。 M13TJ=3180000.5=27000 kgm 每副闸应有的制动力矩为： M=0.3M10.327000=8100 kgm5.2.3 实际正压力的计算 N=3DFjmax4RM=33.518000041.0350.48=142663N5.2.4 制动缸的尺寸计算和校核制动力： 上述中 制动器上受到的正压力，； 闸瓦和制动盘的摩擦系数，。经推断，制动盘上的正压力等于： 上式 制动缸内油液的推力,N；制动器弹簧的回复力，N；油液推动活塞杆时受到的阻力；N。图5-6 1制动器；2制动器闸瓦；3制动器活塞杆；4制动器弹簧式中 整个制动缸内部油液的压力，；制动缸的外径，；制动缸的内径，。综上所述得到：活塞杆运动过程中会受到油液的阻力，同时该阻力会减少一部分作用于制动器上的正压力，从而使得活塞杆的运动阻力减小，当闸瓦间隙刚好为零时，闸瓦刚刚打开闸盘时的油压 被称为橙闸油压；合闸过程会使的闸瓦与闸盘刚好贴上的油压称为贴闸油压。油缸内活塞运动方向的不同， 分别为： 式中 油缸有效作用面积；，松开闭合闸时阻力。将上述两式子结合可知： 上述式子中，,相对的，此时达到最大，。此时，提升机制动盘的制动力是最大的。，；，则闸瓦向右移动，提升机解除制动；：，则随之不同。参考之前的分析结果：制动力随着油压力的变化而变化着。为了整体机械的平衡并且能够方便调节速度，调节制动力的级数应该超过30，一般情况下，制动缸中的液压压力的不能达到，压力在油缸内会有一部分残留，残留的力能达到。应根据提升机的实际静张力计算拆卸制动器所需的最大机油压力。活塞工作需要的最小压力（效率）Pmin=FLmin1000ALp=2190 N/cm2=22.9MPa 安全制动闸的最小调整释放压力 已知液压缸： P缸内的油液的压力, D活塞杆的外径， A活塞杆的表面积，图5-7 制动器液压缸综上所述：， 总制动器的工作效率， 按照规定，活塞的速度，；活塞速度大于零点二，所以， 因为速度大于0.5，查书液压与气压传动13得，按行业规定，选用0.3，根据公式，由此可得,因公式 ，加速度为，所以可以算出负载按
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