180萬噸礦井多繩摩擦提升機的選型設計含4張CAD圖

180萬噸礦井多繩摩擦提升機的選型設計含4張CAD圖,礦井,摩擦,磨擦,提升,晉升,選型,設計,cad 外文資料 Mine hoisting in deep shafts in the 1st half of 21st Century Key words: deep shaft, mine hosting, Blair winder, rope safety factor, drum sizing, skip factor Introduction The mineral deposits are exploited on deeper and deeper levels. In connection with this, definitions like “deep level” and “deep shaft” became more and more popular. These definitions concern the depth where special rules regarding an excavation driving, exploitation, rock pressure control, lining construction, ventilation, underground and vertical transport, work organization and economics apply. It has pointed out that the “deep level” is a very relative definition and should be used only with a reference to particular hydro-geological, mining and technical conditions in a mine or coal-field. It should be also strictly defined what area of “deep level” or “deep shaft” definitions are considered. It can be for example: - mining geo-engineering, - technology of excavation driving, - ventilation (temperature). It is obvious that the “deep level” defined from one point of view, not necessarily means a “deep level” in another area. According to [5] as a deep mine we can treat each mine if: - the depth is higher than 2300 m or - mineral deposit temperature is higher than 38 oC. It is well known that the most of deep mines are in South Africa. Usually, they are gold or diamonds mines. Economic deposits of gold-bearing ore are known to exist at depths up to 5000 m in a number of South Africa regions. However, due to the depth and structure of the reef in some areas, previous methods of reaching deeper reefs using sub-vertical shaft systems would not be economically viable. Thus, the local mining industry is actively investigating new techniques for a single-lift shaft up to 3500 m deep in the near future and probably around 5000 m afterwards. When compared with the maximum length of wind currently in operation of 2500 m, it is apparent that some significant innovations will be required. The most important matter in the deep mine is the vertical transport and the mine hoisting used in the shaft. From the literature [1-12] results that B.M.R. (Blair Multi-Rope) hoist is preferred to be used in deep mines in South Africa. From the economic point of view, the most important factors are: - construction and parameters of winding ropes (safety factor, mainly), - mine hoisting drums capacity, Hoisting Installation The friction hoist (up to 2100 m), single drum and the double drum (classic and Blair type double drum) hoist are used in deep shafts in South Africa. Drum winders Drum winders are most widely used in South Africa and probably in the world. Three types of winders fall into this category - Single drum winders, - Double drum winders, - Blair multi-rope winders (BMR). Double drum winders Two drums are used on a single shaft, with the ropes coiled in opposite directions with the conveyances balancing each other. One or both drums are clutched to the shaft enabling the relative shaft position of the conveyances to be changed and permitting the balanced hoisting from multiple levels The Blair Multi-Rope System (BMR) In 1957 Robert Blair introduced a system whereby the advantage of the drum winder could be extended to two or more ropes. The two-rope system developed incorporated a two-compartment drum with a rope per compartment and two ropes attached to a single conveyance. He also developed a rope tension-compensating pulley to be attached to the conveyance. The Department of Mines allowed the statutory factor of safety for hoisting minerals to be 4,275 instead of 4,5 provided the capacity factor in either rope did not fall below the statutory factor of 9. This necessitated the use of some form of compensation to ensure an equitable distribution of load between the two ropes. Because the pulley compensation is limited, Blair also developed a device to detect the miscalling on the drum, as this could cause the ropes to move at different speeds and so affect their load sharing capability. Fig.2 shows the depth payload characteristics of double drum, BMR and Koepe winders. The B.M.R. hoist is used almost exclusively in South Africa, probably because they were invented there, particularly for the deep shaft use. There is one installation in England. Because of this hoist's physical characteristics, and South African mining rules favouring it in one respect, they are used mostly for the deep shaft mineral hoisting. The drum diameters are smaller than that of an equivalent conventional hoist, so one advantage is that they are more easily taken underground for sub-shaft installations. A Blair hoist is essentially a conventional hoist with wider drums, each drum having a centre flange that enables it to coil two ropes attached to a skip via two headsheaves. The skip connection has a balance wheel, similar to a large multi-groove V-belt sheave, to allow moderate rope length changes during winding. The sheaves can raise or lower to equalize rope tensions. The Blair hoist's physical advantage is that the drum diameter can be smaller than usual and, with two ropes to handle the load, each rope can be much smaller. The government mining regulations permit a 5 % lower safety factor at the sheave for mineral hoisting with Blair hoists. This came about from a demonstration by the% permits the Blair hoists to go a little deeper than the other do. The gearless B.M.R. hoist at East Dreifontein looks similar to an in-line hoist except that the drums are joined mechanically and they are a little out of line with each other. This is because each drum directly faces its own sheaves for the best fleet angle. The two hoist motors are fed via thyristor rectifier/inverter units from a common 6.6-KV busbar. The motors are thus coupled electrically so that the skips in the shaft run in balance, similar to a conventional double-drum hoist. Each motor alternates its action as a DC generator or DC motor, either feeding in or taking out energy from the system. The gearless Blair can be recognized by the offset drums and the four brake units. A second brake is always a requirement, each drum must have two brakes, because the two drums have no mechanical connection to each other. Most recent large B.M.R. hoists are 4.27 or 4.57 m in diameter, with 44.5 ÷ 47.6 mm ropes [1]. In arriving at a drum size the following parameters have been used: - The rope to be coiled in four layers, - The rope tread pressure at the maximum static tension to be less than 3,2 MPa, - The drum to rope diameter ratio to be greater than 127 to allow for a rope speed of 20 m/s. With the above and a need to limit the axial length of the drums, a rope compartment of 8,5 m diameter by 2,8 m wide, was chosen. The use of 5 layers of coiled rope could reduce the rope compartment width to 2,15 m but this option has been discarded at this stage because of possible detrimental effects on the rope life.  中文譯文 21 世紀前半葉礦井提升機在深井中的應用 關鍵詞: 深井，礦井提升機，布萊爾提升機, 鋼絲繩安全要素，滾筒尺寸， 驟變要素 礦物沉淀物在越來越深的水平上被開采。 關于這方面，像“深水平面”和“深井”的定義 變得越來越流行了。這些定義與有關特殊規(guī)則方面的深度有關，涉及到挖掘操縱 、開采、 巖石壓力控制、內層建造、通風，地下和垂直的運輸, 勞動組織和經濟學應用。 “ 深水平面 ”已經被指出是一種非常相對的定義，這個定義應當只能用于采礦或煤領域有關特殊的水-地質學, 采礦和技術條件方面的參考。 它也應當用于嚴格定義已經公認的有關“深水平面”或“深井”領域的定義。 可以舉例來說: - 采礦工程技術, - 開采操縱技術, - 通風 (降低溫度). 明顯的是，從一方面得到的“深水平面”定義,在其他領域并不意味著“深水平面” 。 根據(jù)第5段提到的“深井”，我們可以設想每一個礦井： - 深度超過2300米深或者 - 礦石沉積物的溫度超過38攝氏度。 廣為人知的是大部分深井在南非。 通常，它們是金礦或者鉆石礦井。人們都知道像黃金方面礦石的經濟沉淀物存在于南非一些深達5000米的深井領域。 然而，在一些區(qū)域中，存在暗礁的深度和結構要素，先前在垂直的深井中使用的到達深度暗礁的方法在經濟上不可取。 因此，當?shù)氐牟傻V業(yè)正在積極地研究在不久的將來能夠用于深度達到3500米或者未來深度在5000米左右的礦井中的單一提升技術。相對于當今深度達2500米的礦井中的提升技術，它的一些創(chuàng)新在將來會有很大的意義。 在深井中最重要的事件是垂直運輸以及礦井提升技術在井中的應用。參考文獻的1至12篇可以得出這樣的結論:布萊爾多繩提升機在南非的深井應用中是首選的。 從經濟學的觀點看, 最重要的要素是: - 提升繩索的構造和參數(shù)(主要是安全要素) - 礦井提升絞車的承載能力, 摩擦提升機（提升深度達2100米），單獨的 和雙滾筒提升機（第一流的和布萊爾形式的雙滾筒提升機）廣泛應用于南非地區(qū)。 1 Carbogno Alfred Ing 博士, 來自波蘭格利維策市西里西亞技術大學，采礦機械化學會， Akademicka 2 ， PL 44-101 Gliwice, (他于2002年8月5日修訂了先前被公認為是標準的版本) 滾筒提升機 滾筒提升機被廣泛應用于南非或許全世界。 三種類型的提升機屬于這樣的類型： - 單一滾筒提升機, - 雙鼓提升機, （3）布萊爾多繩繞線機 (BMR). 雙滾筒提升機 雙滾筒應用于單井，鋼絲繩以相對的方向纏繞在它的上面，以保持運輸工具的平衡。單一或者雙滾筒附著于井，使得運輸工具能夠在相對于井的位置上變換以及從不等高的水平面平穩(wěn)的提升。 布萊爾多繩系統(tǒng) (BMR)在 1957 年，布萊爾羅伯特引進了一種提升系統(tǒng)，這種系統(tǒng)可以將滾筒的優(yōu)勢擴大到能夠纏繞兩根或多根鋼絲繩。 這種雙繩系統(tǒng)發(fā)展成為二合一的滾筒，每一部分一根繩以及兩根繩附著在單一的運輸工具上。 他也開發(fā)了一種張緊滑輪裝置，把它附著在運輸工具上。 礦山部門說：倘若任何一根繩的承載能力要素不能降至法定要素9以下，將允許提升機械的法定安全要素從4275更改為45。這樣一種補償?shù)谋匾允沟锰幱趦筛K之間的載荷能夠平衡分配。因為滑輪的補償作用有限，布萊爾同樣發(fā)明了一種裝置來監(jiān)測滾筒的誤差，因為這樣可以使得鋼絲繩能夠以不同的速度移動以及干預兩根繩能夠按他們的實際承載能力分配。 圖2描述了雙滾筒的深度有效載荷的特性，布萊爾和Koepe提升機。 布萊爾提升機幾乎專一性的應用于南非地區(qū)，或許由于這些機器是在那兒發(fā)明的，尤其是應用于深井。 在英國有一套設備。 因為這種提升機的物理性能好，以及南非地區(qū)的礦井規(guī)程在某一方面特別親賴于它，他們主要被應用于深井提升系統(tǒng)。這種滾筒的直徑比普通相當規(guī)格的提升機小，因此一方面的優(yōu)點是它們更加便于在井下安裝。 布萊爾提升機本質上是帶有寬鼓的常規(guī)提升機，每個滾筒有一個中心凸輪，以使得兩根繩子能夠纏繞在上面，用來急速改變兩個主導輪。 急變系統(tǒng)擁有一個平衡輪, 類似于大的多凹槽形的V帶滑輪, 以允許在提升過程中繩索長度的適度變化。滑輪能升起或者降低以使得鋼絲繩的張緊力相等。 布萊爾提升機的物理性能優(yōu)勢表現(xiàn)在滾筒的直徑比普通的小，以及兩根繩子同時承載載荷，使得每根繩子能夠變得更加小些。政府部門的采礦規(guī)則允許使用布萊爾提升機的礦井在滑輪安全要素方面低于正常5％。這從發(fā)明家羅勃特布萊爾的演示可以看出, 一根嚴格符合要求的鋼絲繩,以額定速度運轉， 由剩余的鋼絲繩承擔負載。 這 5% 的安全要素允許布萊爾提升機比其他提升機稍微深入一些。 在Dreifontein東部的無傳動裝置的 B.M.R. 提升機除滾筒連接以及它們相互不在同一中心外，從外表上看似同軸提升機。這是因為每個滾筒直接地面對自己的滑槽輪而獲得最佳的深淺角度。 兩個提升機的馬達通過6.6千伏的半導體閘流管整流換流器/反用換流器來反饋。馬達與電相連接以便軸中的急變能夠保持平衡，類似于傳統(tǒng)的雙滾筒提升機。每臺馬達交替變換它們的作用相當于直流發(fā)電機或者直流電動機任意的從系統(tǒng)中輸入或者輸出能量。無傳動裝置的布萊爾提升機能夠被偏移滾筒和四種剎車裝置所檢驗。 第二種剎車永遠是必要的，每個滾筒必須有兩個剎車，因為兩個滾筒之間沒有機械連接。大部分最新的布萊爾提升機直徑達到4.27或者4.57米，附帶有直徑達44.5至47.6毫米的鋼絲繩。 在達到滾筒的尺寸方面，以下的參數(shù)已經被采用: - 鋼絲繩被纏繞成四層, - 鋼絲繩的最大靜態(tài)壓力要小于32兆帕, - 滾筒與鋼絲繩的直徑比要大于127，以保證鋼絲繩的速度達到20米/秒。 綜上所述為限制滾筒的軸的長度的需要，鋼絲繩減速箱的尺寸選擇為直徑85米、寬28米。 5層纏繞的鋼絲繩的利用可以使鋼絲繩間隔間的寬度減少到215米，但是這種想法在此階段已經被放棄，是因為它們可能對鋼絲繩的壽命有負面影響。 礦井提升設備的選型設計 摘 要 主井提升機是礦井大型固定設備之一，它的主要任務是沿井筒運煤，其性能好壞直接關系到礦山的生產效率和安全性及可靠性。本文針對目前主井提升設備的現(xiàn)狀，從實際需要出發(fā)，設計了提升機的驅動系統(tǒng)，主要包括減速器設計和計算，鋼絲繩、提升容器、電動機的選型等。 目前國內外大中型礦井的新井設計幾乎全部選用多繩摩擦提升系統(tǒng)。多繩摩擦提升系統(tǒng)具有很多顯著的優(yōu)點，如安全可靠、節(jié)省鋼材和技術先進等。主軸、減速器、聯(lián)軸器等是其主要組成部分，它們性能的好壞決定了提升機工作性能和安全可靠性的優(yōu)劣，因此，合理地選擇和設計這些零部件具有很重要的意義。 為此，必須熟悉和掌握礦井提升設備的結構、工作原理、性能特點等方面的知識，以做到設計合理，計算精確，使設計出的提升機能夠安全，可靠、經濟地工作。 關鍵詞：主井提升機；減速器??；主軸 i Type selection and design of mine hoisting equipment Abstract Mine?hoist?is?one?of?the?large?fixed?equipment?in?the?mine.?Its?main?task?is?carrying?coals.?Its?performance?is?directly?related?to?the?efficiency,?safety?and?reliability?of?the?mining?production.?Aiming?at?the?present?situation?and?according?to?the?actual?needs,?this?text?finished?the?design?of?the?driving?system?of??mine?hoist,?mainly?including?the?design?and?calculation?of?spindle,?reducer,?and?the?selection?of?coupling?steel?wire,?drum,?motor?selection,?etc.? Both?at?home?and?abroad,?the?new?wells’?design?of?large?and?medium-sized?mines?almost?all?use?the?hoisting?system?with?more?rope?friction.?It?has?many?prominent?advantages,?such?as?it?is?safe?and?reliable,?it?can?save?steel?and?we?have?advanced?technology?about?it,?etc.?Spindle,?reducer,?couplings?etc.?is?the?main?component?of?the?mine?hoist,?they?decided?the?working?performance?and?safety?grounds?of?the?hoist,?therefore,?the?reliability?of?reasonable?selection?and?design?of?these?parts?have?very?important?significance.? Therefore,?we?must?be?familiar?with?and?grasp?the?structure,?working?principle?and?characteristics?of?the?mine?hoist,?in?order?to?achieve?reasonable?design?and?accurate?calculation?,?and?in?order?that?the?hoist?can?be?safe,?reliable,?and?economical?to?work. ? Keywords:??Mine?hoist;?Reducer; principal axis  目 錄 摘 要 i Abstract ii 緒 論 1 第一章 主井提升設備選型與設計 3 第一節(jié) 設計依據(jù) 3 第二節(jié) 選擇提升容器 3 一、 提升高度H的計算 3 二、 確定合理的經濟速度 4 三、 估算一次合理經濟提升循環(huán)時間 4 四、 估算一次合理的經濟提升量 4 五、 計算實際一次提升量 5 第三節(jié) 選擇提升鋼絲繩 6 一、 計算鋼絲繩的繩端載荷質量 6 二、 計算鋼絲繩的最大懸垂長度 7 三、 首繩單位長度重量計算 7 四、 尾繩單位長度重量計算 8 第四節(jié) 提升機的選擇 8 一、 主導輪直徑 8 二、 最大靜拉力和拉力差的計算 8 第五節(jié) 提升系統(tǒng)的確定 9 一、 井塔高度 9 二、 尾繩環(huán)高度 10 三、 懸垂長度 11 四、 主導輪與導向輪之水平中心距 11 五、 圍包角а的確定 11 第六節(jié) 提升容器的最小自重 13 一、 按靜防滑條件，容器自重 13 二、 按動防滑條件，容器自重 13 第七節(jié) 鋼絲繩與提升機的效驗 13 一、 首繩安全系數(shù) 13 二、 最大靜拉力和拉力差 14 第八節(jié) 襯墊材料單位壓力 14 第九節(jié) 預選電動機 14 一、 計算電動機的轉數(shù) 15 二、 計算提升機的最大速度 15 三、 預算電動機功率 15 第十節(jié) 提升系統(tǒng)的變?yōu)橘|量 15 第十一節(jié) 提升速度圖 16 一、 采用六階段速度圖 17 二、 加減速度的確定 17 三、 爬行速度和距離 18 四、 速度圖計算 18 五、 提升一次循環(huán)所需時間 19 第十二節(jié) 提升能力 20 第十三節(jié) 電機等效功率計算 20 一、 運動力計算 20 二、 等效力計算 21 三、 等效功率 22 四、 校核電機多負荷系數(shù) 22 第十四節(jié) 電耗及效率計算 23 一、 提升一次電耗 23 二、 一次提升實際電耗 23 三、 每噸煤耗電量 23 四、 提升機效率 24 第十五節(jié) 提升機的防滑驗算 24 一、 靜防滑安全系數(shù) 24 二、 動防滑安全系數(shù) 24 第二章 減速器的設計計算 26 第一節(jié) 方案選擇 26 第二節(jié) 傳動比的分配 26 第三節(jié) 齒輪參數(shù)設計 27 一、 高速級齒輪設計 27 二、 低速級齒輪設計 34 第四節(jié) 減速器軸的設計 41 一、 高速軸的設計 41 二、 低速軸設計計算 45 第五節(jié) 減速器上軸承的壽命驗算 46 一、 高速級上軸承的校核 47 二、 低速軸上軸承的校核 47 第六節(jié) 減速器軸上鍵的校核 48 一、 高速軸上鍵的驗算 48 二、 低速軸輸出端鍵的驗算 49 第四章 滾筒主軸設計計算 50 第一節(jié) 求主軸的轉速、功率和轉矩 50 第二節(jié) 初步確定軸的最小直徑 50 第三節(jié) 主軸的結構設計 50 一、 擬定主軸上零件的裝配方案 50 二、 確定主軸的各段直徑和長度 50 結論 52 參考文獻 53 致 謝 54 v 緒 論 礦山提升機是通過鋼絲繩帶動容器（罐籠或箕斗）沿井筒升降，與裝卸裝置、封閉井塔或敞開井架、導向輪或天倫等組成的以完成輸送人員設備、煤炭、矸石等物料為任務的大型機械設備。 提升設備是一個系統(tǒng)，主要包括提升機、提升主鋼絲繩、提升容器等。提升系統(tǒng)按被提升對象分為主井提升和副井提升。主井是用于提升礦產品，副井是用于提升和下放設備、提升矸石、下放礦井礦物挖出后防塌陷的充填物等輔助材料，以及升降人員之用。所以也有把副井稱之為輔井，副井的提升容器一般都用罐籠。 礦井提升機主要有電動機、主軸裝置、減速器、卷筒、制動系統(tǒng)、深度指示系統(tǒng)、測速限速系統(tǒng)和操縱系統(tǒng)組成，采用交流或直流電機驅動。采用低速電動機時可不用減速器，電動機直接與卷筒主軸相連，或將電動機轉子裝在卷筒主軸的末端。傳動功率大時，可采用2臺或4臺電動機同時驅動。一臺提升機的總功率已達到11600千瓦。制動系統(tǒng)是保證提升機安全運行的重要裝置。遇到緊急情況時，制動系統(tǒng)應通過可調節(jié)制動力矩的液壓系統(tǒng)產生兩級安全制動，以保證提升機及時停車又不產生制動過猛現(xiàn)象。交流電機驅動的提升機，其制動系統(tǒng)還要具有靈敏的制動力矩可調性能，以準確控制提升機在臨近停車點時的運行速度。下面分別介紹和本設計有關部分的功能。 我國是采煤大國，也是礦山機電設備制造和使用大國。解放后我國工業(yè)技術得到了迅速發(fā)展，建立了自己的提升機制造業(yè)。目前我國可以成批生產各種現(xiàn)代化大型礦井提升機以及各種配套設備，無論從設計、制造、自動控制等各方面，我國生產的礦井提升設備都正在跨入世界先進的行列。 從世界礦井提升機的發(fā)展趨勢看，各國為爭奪用戶市場，開發(fā)了各種形式、規(guī)格的提升機，以達到高效、低能耗、低成本目的。礦井提升機發(fā)展總趨勢可歸結為：在總體上向大負載、高速、大型化發(fā)展。在提高礦井提升機的可靠性上也都非常重視，為此除了十分重視礦井提升機的制造質量外，在部件生產上都力求專業(yè)化生產。在設計研究上也有很大的投入，如為了提高生產效率，消除操作上的人為因素，在主井提升機一般都配備全自動提升運行裝置。在副井提升上提升機房內也不舍=設提升機操作員，而趨向于在提升容器內由使用人員直接控制提升機運行。再者，為確保提升設備無事故運行，在提升設備有可能出現(xiàn)故障的各個環(huán)節(jié)上，設雙回路系統(tǒng)，并在系統(tǒng)的各個環(huán)節(jié)上設有各種檢測、控制、自診斷以及記錄和保護裝置。因此在提升系統(tǒng)的檢測、控制等各種元器件方面也做了許多工作。 國外礦井提升機的發(fā)展已有一百多年歷史，世界上經濟發(fā)達的一些國家，提升機的運行速度已達20-25m/s，一次提升量達到50t，電動機容量已超過10000KW。目前，國內經常使用的提升機有單繩纏繞式和多繩摩擦式兩種形式。提升設備的各項具體技術都有飛速發(fā)展，隨著礦井開采深度不斷加深和采用集中提升方式，多繩摩擦式礦井提升機有較大的發(fā)展前途。 多繩摩擦式礦井提升機隨著科學技術的發(fā)展，其增長速度很快，使用范圍也日益增多，不僅立井使用，國外在斜井或露天斜坡也在使用，例如，聯(lián)邦德國米爾斯露天礦，1954年在斜坡上使用了單箕斗四繩提升機，采用封閉式鋼絲繩，直徑為32mm。又如，奧地利Wodzyki礦井是斜井，1960年以前就使用了雙繩摩擦式礦井提升機，井筒傾角是24度，斜長1138m，串車提升，繩速8m/s，提升6輛煤車和2輛矸石車，有效負荷13.56t，為了防止鋼絲繩在主導輪上產生滑動，在井底尾繩環(huán)處安裝種錘拉緊的導向輪。國內是使用的多繩摩擦式提升機也日益增多，1960年第一臺多繩摩擦式提升機投入運行以來，大量的這種提升機在我國安裝運行。 目前，國外多繩摩擦式礦井提升機的發(fā)展方向是：發(fā)展落地式和斜井多繩摩擦式提升機，研究其用于特淺井、盲井的可能性，以擴大起使用范圍；采用新結構，以減小機器的外形尺寸和重量；實現(xiàn)自動化和遙控，以提高工作的可靠性和生產效率，以適應深礦井和大生產量的需求多年來；大量采用先進的拖動、控制系統(tǒng)，甚至是全液壓型等。 隨著礦井開采深度不斷加深和采用集中提升方式，多繩摩擦式礦井提升機有較大的發(fā)展前途。并為此探索具有耐磨性好、摩擦系數(shù)高的摩擦襯墊材料。新結構的多繩纏繞式礦井提升機開始在一些國家使用，它對提升高度大的深井開采有重要意義；采用液壓馬達代替電動機的防爆提升機受到重視；氣力提升也正在研究和發(fā)展中。 現(xiàn)在，各國為爭奪用戶市場，開發(fā)了各種形式、規(guī)格的礦井提升機，以適應各國礦井的開采深度，達到高效、低能耗、低成倍的目的。礦井提升機的發(fā)展總趨勢可歸結為：在總體上向大負荷、高速、大型化方向發(fā)展。實用、經濟、高效、可靠的提升機產品是使用者和制造者共同的追求。 第一章 主井提升設備選型與設計 第一節(jié) 設計依據(jù) 1. 礦井年產量180萬噸 2. 年工作日br=300天 3. 每日工作t=16小時 4. 井筒深度Hs=480m， 5. 裝載高度Hz=22m， 6. 卸載高度Hx=18m 7. 煤的松散密度為0.92kg/m3 8. 電壓等級6000伏 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，設計主井提升設備 第二節(jié) 選擇提升容器 一、 提升高度H的計算 (米) （1-1） ＝480+18+22＝520(米) 式中--井筒深度480米 --卸載高度18米 --裝載高度22米 二、確定合理的經濟速度 (米/秒) （1-2） ＝0.35 ＝7.98（米/秒） 式中H——提升高度520(米) 三、估算一次合理經濟提升循環(huán)時間 (秒) （1-3） ＝ ＝101.1（秒） 式中——提升加速度值，箕斗可取； ——容器爬行階段附加時間，箕斗可暫取10秒； ——裝卸載休止時間取 16秒； 四、 估算一次合理的經濟提升量 （1-4） 式中—礦井設計年產量180萬噸； ——提升能力富裕系數(shù)； 取 C——提升不均衡系數(shù)；考慮井底設置煤倉 取 C=1.1 ——提升設備年工作日數(shù)300天； ——提升設備日工作小時數(shù)14小時。 根據(jù)一次合理的經濟提升量，查表選箕斗選擇JDGY—16/150×4型多繩箕斗，箕斗其技術規(guī)格如下： 箕斗名義載荷 16 噸； 箕斗有效容積 17.6 米3； 提升主繩根數(shù) 4 根； 箕斗自身質量15000kg； 箕斗全高 15.6 米。 五、 計算實際一次提升量 （一） 實際裝載 （1-5） 式中：Q實——標準箕斗有效容積，噸 ——煤的松散密度，， （二） 計算一次提升循環(huán)時間 （1-6） （三） 計算提升機所需的提升速度 (1-7) ＝6.19（米/秒） 提升機的最大提升速度應符合《煤礦安全規(guī)程》的規(guī)定： 對立井箕斗＝＝13.68 (m/s) 滿足要求 第3節(jié) 選擇提升鋼絲繩 一、 計算鋼絲繩的繩端載荷質量 Q=Q+Q=16192+15000=31192(kg) （1-8） 二、 計算鋼絲繩的最大懸垂長度 （1-9） 式中： ——容器的全高15.6m ——過卷高度取10.04m（查表經計算得） ——導向輪軸中心距導向輪層地板的高度取1.8m ——摩擦輪與導向輪中心高差取6.5m ——尾繩環(huán)的高度取13.4m 三、 首繩單位長度重量計算 （1-10） 式中： m ——安全系數(shù) σ—— 鋼絲繩的公稱抗拉強度 查鋼絲繩規(guī)格表選用鋼絲繩：（GB1102-74） 6（37）34.5型普通三角股鋼絲繩四根，左右捻各兩根，查鋼絲繩規(guī)格表（礦用鋼絲繩參考資料匯編），其規(guī)格為： 四、 尾繩單位長度重量計算 （1-11） n——首繩數(shù)量 n’——尾繩數(shù)量 規(guī)格表選用（GB1102-74） 6（19）46型普通三角股鋼絲繩兩 根，查鋼絲繩如上 因 所以下列計算均按平衡系統(tǒng)考慮 第四節(jié) 提升機的選擇 一、 主導輪直徑 《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定： 對有導向輪塔式摩擦輪提升機 d ——鋼絲繩直徑 ——繩中最粗鋼絲直徑 二、 最大靜拉力和拉力差的計算 （1-12） （1-13） 選擇JKM-4/4（I）型多繩摩擦輪提升機其主要技術數(shù)據(jù)如下：主導輪直徑 導向輪直徑 主導輪變位質量 導向輪變?yōu)橘|量 最大靜張力 最大靜張力差 第五節(jié) 提升系統(tǒng)的確定 一、 井塔高度 （1-14） 式中 ： ——容器的全高15.6m ——過卷高度取10.04m R——導向輪的半徑 ——導向輪軸中心距導向輪層地板的高度取1.8m ———摩擦輪與導向輪中心高差取6.5m △h——為導向輪樓層地板（包括有關的梁）的厚度 HX=18 Hr=15.6 Hg=10.04 He=11.3 Hzx=6.5 Hk=57 Hh=15 Hc=569 S=2.2 Dm=4 Dd=3 Hs=480 Hz=22 圖1-1 提升系統(tǒng)圖 二、 尾繩環(huán)高度 （1-15） 式中：S是兩容器中心距，通過手冊表查得s=2.2m 三、 懸垂長度 （1-16） 四、 主導輪與導向輪之水平中心距（附圖 圖1-2） （1-17） 五、 圍包角а的確定 （1-18） 式中：規(guī)程規(guī)定ａ不超過195度取u=0.2,則得0.97 Rm=2m Rd=1.5m S=2.2m L0 =1.7m Hzx=6.5m b=6.7m 圖1-2 摩擦輪與導向輪相對位置圖 第六節(jié) 提升容器的最小自重 一、 按靜防滑條件，容器自重為 （1-19） W1—箕斗提升的阻力系數(shù)，取0.075； —靜防滑安全系數(shù)，靜防滑安全系數(shù)不小于1.75，取1.75。 二、 按動防滑條件，容器自重為 （1-20） --箕斗提升時允許的最大加速度，在設計中一般其采用值為：0.5-0.8 --動防滑系數(shù)；上提重物的加速段及下放重物的減速段，動防滑系數(shù)不得小于1.25，取1.25 第七節(jié) 鋼絲繩與提升機的效驗 一、 首繩安全系數(shù) （1-21） 二、最大靜拉力和拉力差 （1-22） （1-23） 第八節(jié) 襯墊材料單位壓力 （1-24） 第9節(jié) 預選電動機 一、 依據(jù)所需的提升速度 計算電動機的轉數(shù) （1-25） 二、 依據(jù)n ，取n=400r/min計算提升機的最大速度v （1-26） 三、 預算電動機功率 （1-27） 式中：對箕斗的的提升取ρ=1.2 減速器的效率，以及傳動η=0.93 得到技術參選擇YR2000-12/1730型電動機一臺，查電動機產品樣本，數(shù)如下： 第10節(jié) 提升系統(tǒng)的變?yōu)橘|量 （1-28） 第十一節(jié) 提升速度圖 圖1-3 六階段速度圖 一、采用六階段速度圖（附圖 圖1-3） 二、加減速度的確定 （一）加速度的確定 1.初加速度： （1-29） 取 h=2.35 m 取v=1.5m/s 2.正常加速度：按減速度最大力矩計算 （1-30） ——不包含電機變?yōu)橘|量時的提升系統(tǒng)變?yōu)橘|量 （1-31） 式中：R ——主導輪半徑2 m ——礦山機械手冊表1–2–5查得570000 按電動過負荷系數(shù)計算 （1-32） ——啟動階段提升電動機產生的平均力 （1-33） 按防滑條件計算 =0.65m/s,在計算容器最小自重時已定，綜合上列計算，最后取=0.65m/s （二）減速度的確定 按自由滑行 （1-34） 式中△——提升鋼絲繩與平衡尾繩的總單重之差等于0即△=np-nq 按防滑條件，查表1-5-10得到當a=194.7°,u=0.2時， （1-35） 式中：R——礦山阻力 R=0.15Q=0.15×16192 最后取=0.96m/s 三、 爬行速度和距離 按自動控制：v=0.5 m/s , h= 3 m 四、速度圖計算已知： v=7.98m/s =0.65m/s H=520m =0.96m/s v=1.5m/s v=0.5 m/s h=2.35m h= 3 m =0.48m/s （一）初加速度階段： （1-36） （1-37） （二）正常加速度階段： （1-38） （1-39） （三）正常減速度階段： （1-40） （1-41） （四）爬行階段： （1-42） （五）制動階段： （六）等速階段： h=H-h-h-h-h （1-43） =520-2.35-33.03-47.3-3 =434.32(m) （1-44） 五、 提升一次循環(huán)所需時間 T=t+t+t+t+t+t （1-45） =3.125+9.97+54.43+7.79+6+1 =82.315(s) T= T+θ=83+16=99(s) 第十二節(jié) 提升能力 年實際提升能力 （1-46） 第十三節(jié) 電機等效功率計算 一、 運動力計算（按平衡系數(shù)計算△H=0） （一）初加速階段 （1-47） （二）主加速階段 （1-48） （三）等速階段 （1-49） （1-49） （四）減速階段 （1-50） （五）爬行階段 (1-51) （六）制動減速階段 (1-52) 二、等效力計算 （一）求 (1-53) （二）等效時間 (1-54) （三）等效力 (1-55) 三、等效功率 (1-56) 四、校核電機多負荷系數(shù) (1-57) 預選電機負荷要求 第14節(jié) 電耗及效率計算 一、提升一次電耗 （1-58） 二、 一次提升實際電耗 （1-59） 三、 每噸煤耗電量 （1-60） 四、 提升機效率 （1-61） 第15節(jié) 提升機的防滑驗算 由于以上計算的提升容器自重，是根據(jù)防滑條件確定的，故不需要再進行防滑驗算，但考慮到《規(guī)定》的要求，結合具體條件，對防滑驗算的內容和方法介紹于下： 一、 靜防滑安全系數(shù) （1-62） 二、 動防滑安全系數(shù) 上提重物時，加速段動防滑安全驗算： （1-63） （1-64） 下放重物時，減速段動防滑安全驗算： （1-65） （1-66） 第二章 減速器的設計計算 第一節(jié) 方案選擇 根據(jù)傳動比和傳動方案的需要，選用行星齒輪減速器。它與普通齒輪減速器相比，具有許多突出的優(yōu)點，已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點。行星齒輪減速器具有體積小、質量輕、結構緊湊、傳動比大、傳遞效率大、承載能力高、工作可靠等主要優(yōu)點。根據(jù)設計計算總傳動比i總，選用二級NGW型行星減速器。 第二節(jié) 傳動比的分配 提升機摩擦輪的轉速 （2-1） 總傳動比 總傳動比 （2-2） 傳動比分配 高速級傳動比 低速級傳動比 聯(lián)軸器效率： 軸承效率： 齒輪效率： 第三節(jié) 齒輪參數(shù)設計 一、 高速級齒輪設計 （一）配齒計算： 選擇行星輪數(shù)目 確定各輪齒數(shù)，按裝配條件配齒： （2-1） 調整使N為整數(shù) 本設計采用不等角度變位齒輪嚙合，提高了齒輪的承載能力，配齒方案時，，，，，齒數(shù)選擇滿足以下四個條件： 傳動比條件 （2-2） 同心條件（各齒輪模數(shù)相同） （2-3） 裝配條件（N為整數(shù)） 鄰接條件 預選嚙合角， 因 取 （二）材料選擇及熱處理方式 表2.1 材料選擇及熱處理方式 齒輪 材料 熱處理 加工精度 太陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火HRC58-62 1900 700 6級 行星輪 內齒輪 40Cr 調質262-293HBS 850 220 7級 （三）a-c齒輪按接觸強度 初算按 1.齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)，取=1 2.計算齒數(shù)比 3.接觸強度使用的綜合系數(shù) 4.輸入轉矩 （2-4） 設載荷不均勻系數(shù) =1.15 在一對a-c傳動中，小輪（太陽輪）傳遞轉矩 （2-5） 5.計算齒寬系數(shù) 取 6.計算 7.初定中心距，代入強度計算公式 （2-6） = 8.計算模數(shù)m （2-7） 取標準值 9.未變位時中心距a （2-8） 10.中心距變動系數(shù) （2-9） = 11.實際中心距 （2-10） 取 （四）a-c齒輪傳動的主要尺寸 1.實際中心距變動系數(shù)Y （2-11） 2.實際嚙合角 （2-12） 3.總變位系數(shù) （2-13) 4.分配變位系數(shù)，查圖2-1（b）知合適，可分變位系數(shù)如下 ， 5.齒高變動系數(shù) 6.太陽輪a的主要尺寸 （2-14） （2-15） = （2-16） 7.行星輪c的主要尺寸 由式（2-14）可見 由式（2-15）可見 = 由式（2-16）可見 （五）b-c齒輪傳動的中心距 （2-17） 由式（2-11）可見 由式（2-12）可見 由式（2-13）可見 （六）內齒圈b的主要尺寸 由式（2-14）可見 （2-18） 齒根圓直徑 （七）驗算a-c齒輪傳動的接觸強度 1.圓柱齒輪接觸應力計算公式 式中：“+”-外嚙合，“-”-內嚙合 2.計算 式中： （2-19） 3.確定參數(shù) （2-20） （2-21） （2-22） 查得 所選齒輪精度為（7-7-7） 4.確定參數(shù) 查表得 計算 5.計算 將以上各個數(shù)值代入接觸應力計算公式，得 （2-23） 6.驗算結果 滿足要求 （八）輪齒抗彎強度校核 1.齒根應力計算公式 由于行星輪c受對稱循環(huán)的彎曲應力，其承受能力較低，應按該齒輪計算，根據(jù)相關資料可查得： 代入上述各值 （2-24） 2.驗算 滿足要求 由于b-c齒輪時內嚙合傳動，承載能力高于外嚙合傳動，故不再進行驗算。 （九）端面重合度計算 （2-25） =1.6 表2.2 高速級齒輪參數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 齒數(shù) 中心距 模數(shù) 傳動比 太陽輪 256 274.8 240.3 137 32 229 8 3.562 行星輪 192 210.7 176.2 144 24 內齒圈 656 670.4 641.6 137 82 二、 低速級齒輪設計 （一）配齒計算： 選擇行星輪數(shù)目 確定各輪齒數(shù)，按裝配條件配齒： 調整使N為整數(shù) 本設計采用不等角度變位齒輪嚙合，提高了齒輪的承載能力，配齒方案時，，，，，齒數(shù)選擇滿足以下四個條件： 傳動比條件 同心條件（各齒輪模數(shù)相同） 裝配條件（N為整數(shù)） 鄰接條件 預選嚙合角， 因 取 （二）材料選擇及熱處理方式 表2.3 材料選擇及熱處理方式 齒輪 材料 熱處理 加工精度 太陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火HRC58-62 1900 700 6級 行星輪 內齒輪 40Cr 調質262-293HBS 850 220 7級 （三）a-c齒輪按接觸強度 初算按 1.齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)，取=1 2.計算齒數(shù)比 3.接觸強度使用的綜合系數(shù) 4.輸入轉矩 由式（2-4）可見 設載荷不均勻系數(shù) =1.15 在一對a-c傳動中，小輪（太陽輪）傳遞轉矩 由式（2-5）可見 5.計算齒寬系數(shù) 6.計算 7.初定中心距，代入強度計算公式 由式（2-6）可見 = 8.計算模數(shù)m 由式（2-7）可見 取標準值 9.未變位時中心距a 由式（2-8）可見 10.中心距變動系數(shù) 由式（2-9）可見 = 11.實際中心距 由式（2-10）可見 取 （四）a-c齒輪傳動的主要尺寸 1.實際中心距變動系數(shù)Y 由式（2-11）可見 2.實際嚙合角 由式（2-12）可見 3.總變位系數(shù) 由式（2-13）可見 4.分配變位系數(shù)，查圖2-1（b）知合適，可分變位系數(shù)如下 ， 5.齒高變動系數(shù) 6.太陽輪a的主要尺寸 由式（2-14）可見 由式（2-15）可見 = 由式（2-16）可見 7.行星輪c的主要尺寸 由式（2-14）可見 由式（2-15）可見 m = 由式（2-16）可見 （五）b-c齒輪傳動的中心距 由式（2-17）可見 由式（2-11）可見 由式（2-12）可見 由式（2-13）可見 （六）內齒圈b的主要尺寸 由式（2-14）可見 由式（2-18）可見 齒根圓直徑 （七）驗算a-c齒輪傳動的接觸強度 1.圓柱齒輪接觸應力計算公式 式中：“+”-外嚙合，“-”-內嚙合 2.計算 式中： 由式（2-19）可見 3.確定參數(shù) 由式（2-21）可見 由式（2-22）可見 查得 4.確定參數(shù) 查表得 計算 5.計算 將以上各個數(shù)值代入接觸應力計算公式，得 由式（2-23）可見 6.驗算結果 滿足要求 （八）輪齒抗彎強度校核 1.齒根應力計算公式 由于行星輪c受對稱循環(huán)的彎曲應力，其承受能力較低，應按該齒輪計算，根據(jù)相關資料可查得： 代入上述各值 2.驗算 滿足要求 端面重合度計算 由式（2-25）可見 =1.95 由于b-c齒輪時內嚙合傳動，承載能力高于外嚙合傳動，故不再進行驗算。 齒輪數(shù)據(jù)整理如下： 表2.4 低速級齒輪參數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 齒數(shù) 中心距 模數(shù) 傳動比 太陽輪 308 342.6 283.9 165 22 266 14 3.545 行星輪 224 258.6 199.9 172 16 內齒圈 784 812.3 767.6 165 56 第四節(jié) 減速器軸的設計 一、高速軸的設計 （一）計算作用在齒輪上的力 軸的轉矩 （2-26） 輸入軸上太陽輪分度圓直徑 圓周力 （2-27） 徑向力 （2-28） 軸向力 各力方向如圖和圖所示。 （二）估算軸的直徑 由于是齒輪軸，選取20CrMnTi作為軸的材料，滲碳淬火。 由式計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響 根據(jù)軸的材料查得 則 （2-29） 取 （三）軸的結構方案 左、右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位。太陽輪做成齒輪軸。最右側兩軸承靠套和端蓋定位。 圖2-1 軸的結構圖 （四）確定各軸段直徑和長度 ①段 軸通過鍵于聯(lián)軸器相連且是過盈配合連接，則，。 ②段 軸為了定位聯(lián)軸器，取一定的軸肩高，則該軸段直徑，長度。 ③段 安裝軸承、套筒，，。 ④段 安裝套筒，則，。 ⑤段 安裝軸承、套筒，，。 軸肩段，,寬度 ⑥段 該段為軸頸，，。 ⑦段 該段為齒輪，分度圓徑 （五）軸的計算簡圖 軸承反力 水平面 ， 垂直面 ， 齒寬中點處彎矩 水平面 ， 垂直面 ， 合成彎矩 ， 扭矩 圖2-2 軸的計算簡圖 （六）校核軸的強度 當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩 （2-30） 軸的材料為20GrMnTi，由《機械設計手冊》得，材料施用應力 軸的應力為 （2-31） 該軸滿足強度要求 二、低速軸設計計算 （一）確定軸的結構方案 軸通過圓頭普通平鍵傳遞轉矩，軸的右端采用雙鍵180°布置與行星架輸出端配合，軸的左端裝齒輪減速器，行星架和齒輪聯(lián)軸器的軸向定位均為軸肩定位。軸的結構如圖所示。 （二）初步估算軸的直徑 選取45號鋼作為軸的材料，調質處理 由式計算軸的最小直徑并加大10%以考慮鍵槽的影響 根據(jù)軸的材料查得 則 取 圖2-2 減速器輸出軸 （三）確定各軸段直徑和長度 ①段 用來與齒輪聯(lián)軸器相連，為了便于定位，取軸段長度；，取軸段直徑。 ②段 軸承是以軸肩來定位的。所以軸肩的直徑，軸肩高度應滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長度。 ③段 軸通過鍵于行星架相連且是過盈配合連接，則，。 （四）按扭轉強度條件進行軸的校核 軸的轉矩由式（2-26）可見 （2-32） 查機械設計手冊，軸的需用扭轉切應力 該軸強度條件滿足要求 第五節(jié) 減速器上軸承的壽命驗算 一、高速級上軸承的校核 高速級上選用深溝球軸承6040，查機械設計手冊得 (2-33) 式中 P—滾動軸承的當量動載荷； 則 —溫度系數(shù)； —壽命指數(shù)；對于球軸承 由以上可知，選用軸承的壽命滿足要求。 二、 低速軸上軸承的校核 低速軸上選用深溝球軸承6264，查機械設計手冊得 由式（2-33）可得 式中P—滾動軸承的當量動載荷； 則 —溫度系數(shù)； —壽命指數(shù)；對于球軸承 由以上可知，選用軸承的壽命滿足要求。 減速器上軸承的壽命驗算的公司和表參考《機械設計》 。 第六節(jié) 減速器軸上鍵的校核 一、 高速軸上鍵的驗算 與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵，根據(jù)軸徑選取，， 由《機械設計》 （2-34） 則 由以上可知，鍵的強度通過。 二、低速軸輸出端鍵的驗算 與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵，根據(jù)軸徑選取，， 由式（2-34）得 則 由以上可知，鍵的強度通過。 齒輪上鍵的設計參考《機械設計》和《機械設計手冊》 。 第四章 滾筒主軸設計計算 第一節(jié) 求主軸的轉速、功率和轉矩 已知減速器輸出軸的功率P=1897kW，轉速n=38.1 聯(lián)軸器的效率 滾動軸承的效率 則主軸功率P=1897=1840kw 主軸轉矩T=191804.7×0.98×0.99=182329.5(N.m) 主軸轉速 n=38.1 第二節(jié) 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為號優(yōu)質碳素結構鋼，并進行熱處理，其強度極限為420到560Mpa，硬度為160到200。 取軸的最小直徑 第3節(jié) 主軸的結構設計 一、擬定主軸上零件的裝配方案 主軸的設計草圖如圖3-1所示 二、確定主軸的各段直徑和長度 圖3-1 主軸結草圖 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度去， 2、4段左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位. 并將2段和4段的長度設計 3段上安裝主導輪，主導輪的寬度B=1755mm，因此， 5段取， 6段安裝軸承， 7段取， 至此，已初步確定了主軸的各段直徑和長度。 結論 本設計是主井提升機總體機構設計，主要對主井提升機驅動系統(tǒng)進行設計和計算和選型。通過對各種類型提升機的詳細分析和比較，本文選擇了多繩摩擦式提升機的設計，并對多繩摩擦式提升機的各個機構進行了布置和選型分析。 在對提升機驅動系統(tǒng)進行設計和計算的過程中，主要對提升機的