落地式JKMD4×4多繩摩擦式提升機的設計含開題及3張CAD圖

落地式JKMD44多繩摩擦式提升機的設計含開題及3張CAD圖,落地式,jkmd4,摩擦,磨擦,提升,晉升,設計,開題,cad JKMD44多繩摩擦式提升機的設計摘 要目前我國許多煤礦礦井已經(jīng)轉(zhuǎn)向中、深部開采，礦井提升設備作為 煤礦的關鍵設備，在礦井機械化生產(chǎn)中占有重要地位。制動器是提升的 重要組成部分之一，直接關系著提升機設備的安全運行。多繩摩擦提升機具有體積小、質(zhì)量輕、安全可靠、提升能力強等優(yōu) 點，適用于較深的礦井提升。本文利用大學期間所學課程針對多繩摩擦 輪提升機，對其滾筒和制動系統(tǒng)進行設計。在對提升機的制動器選型過程中，因盤式制動器是近年來應用較多 的一種新型制動器，它以其獨特的優(yōu)點及良好的安全性能被廣大用戶認 可，特別是在結(jié)合了液壓系統(tǒng)和PLC控制之后，液壓系統(tǒng)和PLC超強的 控制性能為盤式制動器的應用提供了巨大的工作平臺。制動盤的制動力， 靠油缸內(nèi)充入油液而推動活塞來壓縮盤式彈簧來實現(xiàn)。液壓盤式制動器作為最新一種制動器，具有許多優(yōu)點，所以它在現(xiàn) 代多種類型提升機中獲得廣泛的應用。它具有制動力大、工作靈活性穩(wěn) 定、敏感度高等特點，對生產(chǎn)安全具有重要意義。多繩摩擦提升機是利用鋼絲繩與主導輪上的摩擦襯墊之間的摩擦力帶動鋼絲繩隨著主導輪一起轉(zhuǎn)動，從而實現(xiàn)容器的提升和下放。本次設計為JKMD44多繩摩擦提升機的設計，設計內(nèi)容主要有：主軸裝置的結(jié)構(gòu)設計和強度及剛度較核計算；鋼絲繩的選擇計算；傳動系統(tǒng)參數(shù)確定及主電動機的選擇計算；提升高度的計算及校核；防滑條件等驗算。關鍵詞：提升機；多繩摩擦；制動器；防滑條件；液壓傳動AbstractCurrently 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 Hoist the 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 four-rope friction round 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 users. Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance of the disc brake provides a 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.Multi-rope friction hoist take use of friction to bring wirerope along with leading-wheel turning, which is caused by the effect of wirerope and the friction liner in the leading-wheel, so as to achieve containers to upgrade and descending. The design is the JKMD4 4 friction hoist, and the features are: spindle device structure design ,strength and rigidity verification& calculation; calculation of wire Rope choice; decision of transmission parameters and the main motor choice& calculation; raising height calculation and verification; checking of anti-skid conditions. Key Words：Hoist; Multirope friction; Brake; Anti-skid conditions; Hydraulic drive目 錄第1章 緒 論11.1 提升機概況11.2 多繩摩擦提升機的分類和特點2第2章 設計任務及主要參數(shù)52.1 設計題目52.2 設計目的52.3 設計參數(shù)52.4 內(nèi)容與要求52.4.1 設計內(nèi)容52.4.2 要求62.5 進度安排6第3章 設計步驟及計算73.1 提升容器的選擇計算73.2 提升鋼絲繩的選擇計算83.3 驗算提升機強度93.3.1 鋼絲繩最大靜張力和鋼絲繩最大靜張力差的計算93.3.2 驗算主導輪襯墊比壓93.4 天輪的選擇103.5 提升機與鋼絲繩相對位置103.5.1確定提升機與鋼絲繩相對位置的原則103.5.2提升機與鋼絲繩相對位置各參數(shù)的計算113.6 運動學與動力學計算133.6.1 計算最大經(jīng)濟速度133.6.2 電動機預選143.6.3 計算提升系統(tǒng)變位質(zhì)量153.6.4 確定提升時的加減速度153.6.5 提升系統(tǒng)運動學計算173.6.6 提升動力學計算193.6.7 提升系統(tǒng)工作圖203.7 多繩摩擦提升機防滑驗算213.7.1 靜防滑安全系數(shù)的驗算213.7.2 動防滑安全系數(shù)的驗算223.8 摩擦輪計算243.8.1 確定滾筒寬度的確定243.8.2 主導輪輪殼強度校核243.9 主軸的結(jié)構(gòu)設計253.9.1 主軸結(jié)構(gòu)設計注意事項253.9.2 主軸結(jié)構(gòu)設計253.10 主軸的校核293.10.1 提升機主軸的計算步驟及項目293.10.2 軸的強度校核303.10.3 軸的剛度校核353.10.4軸承的較核363.11 其他部件的選擇與應用383.11.1 潤滑383.11.2 密封38結(jié) 語39參考文獻41致 謝43第1章 緒 論1.1 提升機概況提升機是進行提升工作的主要工作機械，它的任務是傳遞動力完成提升或下放容器的運動。目前我國生產(chǎn)和使用的提升機可分為兩大類：單繩纏繞式和多繩摩擦式。單繩纏繞式提升機是較早出現(xiàn)的一種提升機，它的工作原理比較簡單，就是把鋼絲繩的一端固定并纏繞在提升機的滾筒上，另一端繞過井架天輪懸掛提升容器，這樣利用滾筒轉(zhuǎn)動方向的不同，將鋼絲繩纏上或松放，以完成提升或下放容器的工作。這類提升機在我國礦山中占有很大比重，使用比較廣泛。但這種提升機在深井條件受到一定的限制。隨著礦井深度的增加和一次提升量的增大，如仍采用單繩纏繞式提升機，就必須制造和采用更大的提升機和直徑更大的鋼絲繩。這樣一來，不但會過多的增加基建費用，并帶來制造和使用維護上的一系列缺點。正是在這樣的條件下，提出并研究了摩擦提升原理。一八七七年法國人戈培提出將鋼絲繩搭在摩擦輪上，利用摩擦襯墊與鋼絲繩之間的摩擦力來帶動鋼絲繩，以實現(xiàn)提升容器的升降，這種提升方式稱之為摩擦提升。與單繩纏繞式提升機相比，摩擦輪的寬度明顯減小，而且不會因井深的增加而增大。同時，由于主軸跨度的減小而似的主軸的直徑和長度均有所降低，整機的質(zhì)量大為下降，而且由于提升機回轉(zhuǎn)力矩的減小，使得提升機電動機容量降低，能耗減少。摩擦提升機就其工作原理來看，與纏繞式提升機有顯著區(qū)別：鋼絲繩不是纏繞在卷筒上，而是套在主導輪上，兩端各懸掛一個提升容器，借助于安裝在主導輪的襯墊與鋼絲繩之間的摩擦力之間的摩擦力來傳動鋼絲繩，使容器移動，從而完成提升 或下放重物的任務。摩擦提升與纏繞提升一樣，剛開始使用的是單繩摩擦式提升機，后來隨著礦井深度和產(chǎn)量的增加，提升鋼絲繩的直徑越來越大，不但制造困難，懸掛不方便，而且使提升機的有關尺寸亦隨之增大。為了解決這個矛盾，在單繩摩擦提升機的基礎上創(chuàng)造出了以幾根鋼絲繩代替一根鋼絲繩的新型多繩摩擦式提升機。我國在1958年試制成功了第一態(tài)多繩摩擦提升機。洛陽礦山機器廠和上海冶金礦山機器廠于1971年分別制訂了JKM型和JKD型多繩摩擦式提升機的系列型譜，經(jīng)過修改補充于1973年起作為該兩廠的定型產(chǎn)品成批生產(chǎn)。1.2 多繩摩擦提升機的分類和特點多繩摩擦提升按布置方式分為塔式與落地式兩大類。塔式的優(yōu)點是：(1) 緊湊省地；(2) 省去天輪；(3) 全部載荷垂直向下，井架穩(wěn)定性好；(4) 可獲得較大的包角； (5) 鋼絲繩不致因無保護地裸露在雨雪之中，而影響摩擦系數(shù)及使用壽命。但塔式較落地式的設備費用要昂貴的多因提升塔較普通井架更為龐大而且復雜，需要更多的鋼材。此外，落地式可以同時安裝提升塔和提升機，井架高度低符合戰(zhàn)略觀點并有利于地震區(qū)建設。有比較才能有鑒別。多繩摩擦提升機已獲得越來越廣泛的使用，因為它與單繩纏繞提升相比，有以下優(yōu)點：(1) 由于鋼絲繩不是纏繞在卷筒上，所以提升高度不受卷筒容繩量的限制，故適用于深井提升；(2) 由于載荷是由數(shù)根鋼絲繩承擔，故提升鋼絲繩直徑就比相同載荷下單繩提升的小，并導致主導輪直徑小。因而在相同提升載荷下，多繩提升機具有體積小、重量輕、節(jié)省材料、制造容易、安裝和運輸方便等特點；(3) 由于多繩提升機的運動質(zhì)量小，故拖動電機的容量與耗電量均相應減少；(4) 在卡罐和過卷的情況下，有打滑的可能性，可避免斷繩事故的發(fā)生；(5) 繩數(shù)多，幾根鋼絲繩同時被拉斷的可能性極小，因此提高了提升設備的安全性，可以不設斷繩保險器；(6) 當采用相同數(shù)量的左捻和右捻鋼絲繩時，可消除由于鋼絲繩松捻而形成的容器罐耳作用與罐道上的壓力。多繩摩擦提升的缺點是：(1) 數(shù)根鋼絲繩的懸掛、更換、調(diào)整、維護檢修工作復雜；(2) 當有一根鋼絲繩損壞而需要更換時，為了保護各鋼絲繩具有相同的工作條件，則需要更換所有的鋼絲繩；(3) 因不能調(diào)節(jié)繩長故雙鉤提升不能同時用于幾個中段提升，也不適用于鑿井提升；(4) 當?shù)V井很深時（1200-1500米），鋼絲繩故障較多，故不適用于特別深的礦井提升。由上述可知，多繩摩擦提升的優(yōu)越性是顯著的。雖然最初是因井深的需要誕生的，但目前許多國家在淺井提升中也優(yōu)先采用。多繩摩擦提升已成為現(xiàn)代提升的發(fā)展方向。第2章 設計任務及主要參數(shù)2.1 設計題目JKMD44多繩摩擦式提升機2.2 設計目的通過設計，鞏固所學專業(yè)的基本知識，掌握礦井提升機的設計內(nèi)容和設計方法，進一步提高專業(yè)設計能力。2.3 設計參數(shù)此次設計即采用落地式多繩摩擦提升機，設計參數(shù)如下：表2-1 JKMD44設計參數(shù)機器型號JKMD44鋼絲繩根數(shù)4主導輪直徑4m鋼絲繩最大靜拉力71t鋼絲繩最大靜拉力差22t鋼絲繩間距300mm最大提升速度14m/s2.4 內(nèi)容與要求2.4.1 設計內(nèi)容(1) 主軸裝置的結(jié)構(gòu)設計和強度及剛度校核計算；鋼絲繩的選擇計算；傳動系統(tǒng)參數(shù)確定及主電動機的選擇計算；提升機運動學及動力學計算；制動器的選擇計算；提升高度的計算及校核；防滑條件等驗算。(2) 編制設計計算說明書一份（40頁左右）(3) 繪制主軸裝置圖一張（A0）。(4) 繪制卷筒及主軸圖各一張（A1）。2.4.2 要求(1) 根據(jù)所給設計參數(shù)，合理設計提升機結(jié)構(gòu)并進性相關設計計算。(2) 根據(jù)設計規(guī)范繪制圖紙。(3) 圖紙全部采用CAD繪制，設計計算說明書電子排版并打印。(4) 按指導教師指定的設計參數(shù)獨立完成設計工作，按時交出全部設計資料。2.5 進度安排(1) 第一二周：準備資料。(2) 第三六周：進行相關計算。(3) 第七十一周：繪制施工圖紙。(4) 第十二十三周：編制設計計算說明書，準備答辯。(5) 第十四周：答辯。- 43 -第3章 設計步驟及計算3.1 提升容器的選擇計算參照定型成套設備，主井提升選用雙鉤18t四繩箕斗。定型成套設備中規(guī)定：160萬噸井型第一水平為500m,主井第一水平采用18t箕斗。本礦第一水平為500m，考慮到井上下裝卸載距離，提升高度大于500m，這時是否能用18t箕斗，須經(jīng)過驗算。(1) 采用18t箕斗時，為保證產(chǎn)量的一次提升循環(huán)時間Tx應為： (3-1)=360030014181.151600000=147.91s 式中：br為年工作日，br=300d； t為每日提升工作小時數(shù)，t=14h； Q為一次提升量，Q=18t； C為提升不均衡系數(shù),C=1.15； An為年產(chǎn)量，An=1600000t。(2) 暫取Vm=9.55m/s,故第一水平提升高度為： 暫取H=570m(3) 第一水平提升時的最大經(jīng)濟速度Vm為： 參照參數(shù)，選用最大速度Vm為14m/s是合理的，此值小于允許值。(4) 估算每次提升時間循環(huán)時間Tx: (3-2) 式中：a為加速度，暫取a=0.6m/s； 為箕斗在卸載曲軌內(nèi)減速與爬行的估算附加時間，暫取=10s； 為箕斗裝卸載時間，取=10s。通過上述計算，估算的實際循環(huán)時間小于完成產(chǎn)量的循環(huán)時間，故18t箕斗是能夠完成任務的。所以本提升系統(tǒng)采用雙鉤18t四繩箕斗，型號為JDS-18/1604，自重=17.06t，名義裝載量為18t，繩間距為300，導向裝置為鋼絲繩罐道。3.2 提升鋼絲繩的選擇計算根據(jù)設計參數(shù)用四根鋼絲繩，計算鋼絲繩每米重量p如下： (3-3) 式中: 箕斗自重，=17060kg; 鋼絲繩中鋼絲的極限抗拉強度，=17000/c； 安全系數(shù)，煤礦安全規(guī)程規(guī)定，摩擦提升主井鋼絲繩的安全系數(shù),取=7； 提升高度，=540m; 井架高度, =35m; 井底裝載水平至尾繩輪中心距離,=25m.選用直徑d=35mm的三角股鋼絲繩作為主繩，共四根。每米繩重p=5.09/m.全部鋼絲繩斷裂總和 =88850。至于尾繩，因扁鋼絲繩造價高應優(yōu)先選不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩。若不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩一時不能訂貨，可暫選普通圓形鋼絲繩充當尾繩。通過尾繩懸掛裝置將尾繩連接到罐籠底部。暫選三根直徑d=43mm的187 型普通圓形股鋼絲繩作尾繩。 查得每米中q=7.25/m。主繩每米差重：/m此系統(tǒng)為重尾繩系統(tǒng),以箕斗位于井口位置時鋼絲繩受力最大,這時實際安全系數(shù)為： (3-4)實際的安全系數(shù)大于7，所以鋼絲繩可用。3.3 驗算提升機強度3.3.1 鋼絲繩最大靜張力和鋼絲繩最大靜張力差的計算(1) 鋼絲繩最大靜張力 =+3(+) (3-5) =18000+17060+37.25(540+25) =47348.75Kg(2) 鋼絲繩最大靜力差 =+ (3-6) =18000+1.39540 =18750.6Kg上述最大靜張力及靜張力差均小于該提升機的允許值(允許的最大靜張力為71000Kg,允許的最大靜張力差為22000Kg最大0 2080+0.100+2)說明符合要求。3.3.2 驗算主導輪襯墊比壓由于采用四繩系統(tǒng)，比壓用下式計算： (3-7) =13.56 式中： 提煤時上升繩股的靜張力； =43 (3-8) =18000+17060+45.09540+37.2525 =46598.15 提煤時下降繩股的靜張力； =+3（+） (3-9) =17060+37.25565 =29348.75 提升機摩擦筒直徑，=400； 主鋼絲繩直徑，=3.5。上述實際比壓小于橡膠類襯墊允許比壓14,更小于塑料襯墊允許值2025，無論采用何種襯墊均滿足要求。 3.4天輪的選擇選用直徑=4m四繩天輪兩組。繩槽半徑R=25mm，即：TSH.（根據(jù)給定參數(shù)）天輪直徑與鋼絲繩直徑之比近于100。3.5 提升機與鋼絲繩相對位置 3.5.1確定提升機與鋼絲繩相對位置的原則當井筒位置已經(jīng)確定后，正確選擇提升機的安裝地點是十分重要的。在決定提升機的安裝地點時，通常要考慮如下問題：礦井地面工業(yè)廣場布置，井筒四周地形條件，井下所留安全煤柱位置及尺寸，以及地面運輸生產(chǎn)系統(tǒng)等。當提升機安裝地點選好后，就要具體確定提升機軸線與井筒中心線的距離，以便安裝提升機和修建提升機房。另外還要算出井架高度，但在計算這些數(shù)值時，必須考慮到鋼絲繩弦長，鋼絲繩偏角以及滾筒出繩角等因素的安全運轉(zhuǎn)條件。多繩摩擦提升機的布置主要有井塔式和落地式兩種，本次設計采用落地式。落地式多是繩摩擦系統(tǒng)與單繩纏繞式提升系統(tǒng)基本相同，其區(qū)別主要有下幾點：多繩摩擦提升機的兩組天輪成上下布置，不在同一水平線上，因此計算井架高度時要了考慮兩組天輪的高差。多繩摩擦提升無偏角問題。作出落地式多繩摩擦提升機與井筒相對位置示意圖，如圖所示：圖3-1 落地式多繩摩擦提升機與井筒相對位置3.5.2提升機與鋼絲繩相對位置各參數(shù)的計算(1) 井架總高度井口水平至下天輪軸心線距離：=0.75 (3-10)=1518.639.550.752=44.68m根據(jù)計算值，=45m.式中: -卸載高度，取=15m;箕斗全高，=18.63m;過卷距離，煤礦安全規(guī)程，10m/s時，過卷高度不小于10m。天輪半徑R=2m為了計算井架總高度，須先確定上下兩組天輪的中心距e。e值取的過大，以至兩條鋼絲繩弦互相平行，主導輪上的圍抱角只能是。這時如欲增大圍抱角防止鋼絲繩打滑時，必須在主導輪出繩附近加設導向輪。這不僅使系統(tǒng)復雜化，且增大了維護工作量。如e 值取的過小，增加圍抱角是優(yōu)點，但在井架附近的上下兩繩弦距離過近，運轉(zhuǎn)中如繩弦振動而使兩繩想碰也是極不安全的?？紤]如上因素，本方案取e=7m，這時井架高度=7 (3-11) =457 =52m重新驗算鋼絲繩安全系數(shù)如下： (3-12)故所選鋼絲繩合格。(2) 提升機主導輪至井筒中心距離為了安裝井架斜撐，提升機主導輪中心至井筒中心距離應大于下式計算結(jié)果： 0.63.5 (3-13) 38.7 取=39m(3) 鋼絲繩弦長：下弦長= (3-14) = =56.69m式中: 主導掄中心高出井口水平距離，取=1m; 兩箕斗中心距，=2.5m。上弦長： = (3-15) = =62.28m(4) 鋼絲繩的出繩角 上出繩角： = (3-16) = =53下出繩角： = (3-17) = =下出繩角遠大于15度，鋼絲繩不會觸及提升機的機架或基礎。(5) 鋼絲繩的實際圍抱角 上下出繩角差 = (3-18) =1.95故= (3-19) =3.18弧度3.6 運動學與動力學計算3.6.1 計算最大經(jīng)濟速度=0.4 (3-20) =9.3m/s式中： 提升高度，=540m。對于JKMD44型多繩摩擦提升機，如選用減速比=11.5的減速器，再配以額定轉(zhuǎn)數(shù)=495轉(zhuǎn)/分的電動機（同步轉(zhuǎn)數(shù)為500轉(zhuǎn)/分）時，標準最大經(jīng)濟速度： = (3-21) = =9.02m/s煤礦安全規(guī)程規(guī)定，=11.6m/s本系統(tǒng)=9.02m/s是安全經(jīng)濟的。3.6.2 電動機預選 根據(jù)提升重載作業(yè)預選電動機，電動機容量： = (3-22) = =2368.92KW式中： 礦井阻力系數(shù)，箕斗提升取=1.15； 減速器效率，取=0.85（二級減速器）； 動力系數(shù)，取=1.1。根據(jù)計算的容量及同步轉(zhuǎn)數(shù)，預選YR3200-12/2150型異步電動機。額定功率3200KW；最大過負荷系數(shù)；11493 Kgm表3-1 電動機的工作參數(shù)額 定 功 率3200KW額 定 轉(zhuǎn) 速495r/min同 步 轉(zhuǎn) 速500r/min飛 輪 轉(zhuǎn) 矩11493Kgm最 大 過 負 荷 系 數(shù)2.333.6.3 計算提升系統(tǒng)變位質(zhì)量m(1) 電動機轉(zhuǎn)子變位質(zhì)量： (3-23)=94996.8Kg式中： 電動機轉(zhuǎn)子回轉(zhuǎn)力矩=11493 Kgm，(2) 提升系統(tǒng)運動部分總變位質(zhì)量： (3-24) = =19944.82Kg 式中： 每組天輪的變位重量。對于=4m的天輪，取=781 Kg； JKMD44型提升機變位重量，=18760 Kg； g重力加速度，g=9.8m/.3.6.4 確定提升時的加減速度(1) 加速度按減速器允許動力矩計算加速度： (3-25) =1.69 m/ 式中：減速器最大扭矩，=76000 Kg.m按充分利用預選電動機能力計算： (3-26) =1.695m/ 式中： 預選電動機過負荷系數(shù)，=2.33； 尾主繩每米差重，=1.39kg/m; 預選電動機作用在主導輪上的額定力，由下式計算： (3-27) = =30758.3Kg 式中：電動機額定容量，=3200KW.按防滑條件計算加速度：對于重尾繩系統(tǒng)，加速階段終了時動防滑安全系數(shù)最小。但考慮本系統(tǒng)值甚小，故按提升開始時之參數(shù)進行計算的誤差不大。煤礦設計規(guī)范規(guī)定，摩擦提升動防滑安全系數(shù)。這時加速度應為： (3-28) 0.62m/式中： e自然對數(shù)的底，e=2.718； 鋼絲繩與主導輪襯墊間的摩擦系數(shù)，取=0.2； 鋼絲繩繞過摩擦筒的圍抱角，=3.19弧度； 提升開始時上升繩股的靜阻力；提升開始時下放的靜阻力；上升繩股運動部分的變位質(zhì)量；下放運動部分的變位質(zhì)量。上式、分別由下列諸式求得： = (3-29) =18000+17060+45.09540+37.2525+0.11800 =48398Kg式中： 0.1上升繩股的阻力。 = (3-30) =17060+37.25565-1800 =28766.3Kg = (3-31) =1/9.818000+17060+45.09（5404556.69）37.2525 781 =5044.44Kg/m = (3-32) =1/9.817060+45.09（5263.75）37.25（54025）781 =3312.8Kg/m根據(jù)上述計算結(jié)果，最終取定=0.62m/。(2) 減速度：為了與運送人員時數(shù)值一樣，取減速度a3為0.62 m/s。這對控制是方便的。因為目前速度給定裝置均采用帶凸輪板的以行程為函數(shù)的控制方法。如果提升礦石和運送人員的減速度相同時，則減速行程也一樣。這對于凸輪板外形的設計是十分有利的。通過計算表明，這時屬于電動機方式減速。這在多繩摩擦提升中是經(jīng)?？梢杂龅降默F(xiàn)象。第一是由于運送人員減速度不能過大；第二是由于靜力平衡系統(tǒng)，減速階段靜阻力與提升開始瞬間靜阻力相同。既或?qū)τ谥骶嵘齺碚f，有時也因自由滑行減速度過大而不得不采用電動機方式減速。只要加速階段電動機不會產(chǎn)生滯后滑動，正常的減速階段更不會出現(xiàn)滯后滑動。至于超前滑動則有可能產(chǎn)生于安全制動狀態(tài)。對正常的減速階段也是不會產(chǎn)生超前滑動的。因此在確定正常減速度a3時，對防滑問題是不予考慮的。故取=0.62 m/3.6.5 提升系統(tǒng)運動學計算為了準確停車采用五階段速度圖。取爬行距離=3m；爬行速度=0.5m/s。加速時間： = (3-33)=14.55s加速階段箕斗所經(jīng)距離： = (3-34) =9.0214.55 =65.62m減速階段運行時間： = (3-35) = =13.74s減速階段箕斗所經(jīng)距離： = (3-36) = =65.4m爬行階段所需時間： = (3-37) = =6s等速階段箕斗所經(jīng)距離： = (3-38) =540-65.62-65.4-3 =405.98m等速階段運行時間: = (3-39) = =45s近似取停車時間為1秒?；诽嵘?，取休止時間=16秒，則一次提升循環(huán)時間： = +1+ (3-40) =14.55+45+13.74+6+1+16 =96.29s3.6.6 提升動力學計算提升開始時拖動力： = (3-41) =1.15180001.39540170600.62=30526.6 Kg 加速終了時拖動力 =）+ (3-42) =1.15180001.39（540265.62）170600.62=30709 Kg 等速階段開始時拖動力： =） (3-43) =1.15180001.39（540265.62）=20131.8 Kg 等速階段終了時拖動力： = (3-44) =1.15180001.39（540265.622405.98）=21260.5 Kg減速階段開始時拖動力： = (3-45)=1.15180001.39（540265.622405.98）170600.62=10683.2 Kg減速階段終了時拖動力： = (3-46)=1.15180001.39（54023） 170600.62=10865.06 Kg爬行階段開始時拖動力： = (3-47) =1.15180001.39（54023）=21442.26 Kg爬行階段終了時拖動力： = (3-48) =1.15180001.39540=21450.6 Kg3.6.7 提升系統(tǒng)工作圖圖3-1 提升系統(tǒng)五階段速度圖表3-2 提升系統(tǒng)五階段工作參數(shù)A(m/s2)0.6200.62h(m)82.2405.149.2S16.340.19.29圖3-2 提升系統(tǒng)五階段受力圖=30526.6 =30709=20131.8 =21260.5=10683.2 =10865.06=21442.26 =21450.63.7 多繩摩擦提升機防滑驗算摩擦式提升機的工作原理是利用提升鋼絲繩與主導輪摩擦襯墊之間的摩擦力傳遞動力。摩擦式提升機在運轉(zhuǎn)時，主導輪靠摩擦力來帶動提升鋼絲繩，使重載側(cè)鋼絲繩上升，空載側(cè)鋼絲繩下放。由此可知，多繩摩擦提升機的提升能力取決于它的摩擦力，其值決定于鋼絲繩的張力，鋼絲繩在主導輪上的圍包角和鋼絲繩與摩擦襯墊間的摩擦系數(shù)。隨著摩擦力的減小會發(fā)生鋼絲繩沿主導輪滑動的危險，以致可能造成嚴重的后果。因此，為了保證摩擦提升在工作中不發(fā)生打滑現(xiàn)象，必須驗算防滑安全系數(shù)，包括靜防滑驗算，動防滑驗算和安全制動防滑驗算三種。在一般選型設計中，當采用加，減速度不大于1米/秒時，可以只作靜防滑安全系數(shù)的驗算，而不必驗算動防滑安全系數(shù)。只有在特殊需要的情況下才驗算動防滑安全系數(shù)。設計規(guī)范規(guī)定：落地式多繩摩擦提升機靜防滑安全系數(shù)j1.75，動防滑安全系數(shù)d1.25。3.7.1 靜防滑安全系數(shù)的驗算重尾繩提升系統(tǒng)，以提升終了時提升系統(tǒng)的靜防滑安全系數(shù) 最小。這時易發(fā)生滯后滑動。只要提升終了時 滿足要求，其他運轉(zhuǎn)階段不必驗算。 = (3-49) =1.781.75滿足要求。式中： 提升終了時上升繩股的靜阻力，可按下式計算：= (3-50)=28766.318000=46766.3 Kg； 提升終了時下放繩股的靜阻力,可按下式計算： (3-51)=4839818000=30398 Kg3.7.2 動防滑安全系數(shù)的驗算(1) 加速度的段動防滑安全系數(shù)對于重尾繩系統(tǒng)，只需驗算加速階段末的 = (3-52) = =1.451.25式中：m加速終了時上升繩股的靜阻力，可按下式.計算： m= (3-53) =1/9.8(46766.32010) =4911.2 Kg s/m m加速終了時下放繩股的靜阻力，可按下式計算： m= (3-54) =30398/9.8 =3101.8 Kg s/m G導向輪的變位質(zhì)量，G=2010 Kg(2) 安全制動時防滑安全系數(shù)提升機實現(xiàn)安全制動時，制動減速度az均甚大于as。這時提升機不會發(fā)生滯后滑動，但卻有產(chǎn)生超前滑動的危險。因此必須保證安全制動時動防滑安全系數(shù)大于1.25。對于重尾繩系統(tǒng)，應以提升開始后不久既實現(xiàn)安全制動時的為最小。應檢驗這種狀態(tài)時的。為了檢驗，必須首先計算出本系統(tǒng)的安全制動減速度az。為求az必須先計算本系統(tǒng)的最大制動力矩Mz。煤礦安全規(guī)程規(guī)定：提升機實現(xiàn)安全制動時，制動系統(tǒng)產(chǎn)生的最大制動力矩Mz不應小于三倍靜力矩，并且上提貨載形成的制動減速度要小于5米/秒，下放貨載時的制動減速度要大于1.5米/秒安全制動最大制動力矩Mz計算如下： (3-55) =3(18000+1.39540) 4/2 =112503.6Kgm由于用于主井提升，故不驗算下放載荷時的制動減速度。上提貨載的制動減速度： = (3-56) = =4.47 m/1.25式中： 提升開始時上升繩股的靜阻力；提升開始時下放的靜阻力；上升繩股運動部分的變位質(zhì)量；下放運動部分的變位質(zhì)量。由以上計算可看出，靜防滑安全系數(shù)均大于1.75，動防滑安全系數(shù)均大于1.25，故知此提升系統(tǒng)在提升時的運轉(zhuǎn)是安全可靠的。符合要求。3.8 摩擦輪計算3.8.1 確定滾筒寬度的確定根據(jù)主軸裝置圖上卷筒各部分的結(jié)構(gòu)尺寸及繩間距確定卷筒寬度，各部分的結(jié)構(gòu)尺寸如下：鋼絲繩間距：300mm；鋼絲繩最外繩到襯墊外層間距：40mm；襯墊護板厚度取：20mm；制動器寬：400mm；制動盤厚度：30mm；滾筒外沿：55mm；故卷筒寬度為：B=3300+402+202+2400+302+552 (3-58) =1990mm最終確定卷筒寬度為：1990mm3.8.2 主導輪輪殼強度校核 (3-59)故滿足要求。式中： 鋼絲繩的最大靜拉力,kg； 主導輪輪殼的厚度，cm； t繩間距，cm； c鋼絲繩拉力降低系數(shù)。 3.9 主軸的結(jié)構(gòu)設計3.9.1 主軸結(jié)構(gòu)設計注意事項(1) 便于起吊，安裝和加工；(2) 卷筒在軸上的固定方式，不論用鍵或熱裝固定，都應力求可靠，不松動，因為松動后不僅影響傳動，而且會在軸上磨出溝槽，以至引起斷軸事故；(3) 軸的斷面變化不應太劇烈，并要防止其他類型的過大應力集中；(4) 軸的加工和熱處理需嚴格遵守規(guī)程，并于機械加工前在軸頭切樣檢驗，此外還需進行探傷檢驗；(5) 對軸不僅有強度要求，而且還有剛度要求，通常，撓度應小于軸跨度的1/3000； (6) 主軸材料一般用45號鋼。3.9.2 主軸結(jié)構(gòu)設計(1) 求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩 取傳動效率為 ，則 = =32000.85 (3-60) =2720KW =495 (3-61) =43r/min = (3-62) =765732.4Nm式中： 工作情況系數(shù)，=1.3。(2) 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=112，于是得： (3-63) =112 =442.5mm由于軸與連軸器用雙鍵連接，直徑應增大5%7%。故最終取定：=470mm(3) 選擇聯(lián)軸器計算軸上轉(zhuǎn)矩：=486400N.m式中：n=根據(jù)聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩及最小軸徑，選擇鼓型齒式聯(lián)軸器，型號為：GICL24,具體參數(shù)如下：式中：n軸的轉(zhuǎn)速，n=62.5表3-3 連軸器參數(shù)表公 稱 轉(zhuǎn) 矩1000000Nm許 用 轉(zhuǎn) 速650r/min軸 孔 直 徑480mm軸 孔 長 度650mm質(zhì) 量3946Kg轉(zhuǎn)動慣量448.1kgm2 (4) 軸結(jié)構(gòu)設計 擬定軸上的零件裝配方案 選用如圖所示的裝配方案圖3-3 主軸方案圖 根據(jù)軸向定位以及滾筒結(jié)構(gòu)確定軸的各段直徑和長度12軸段和聯(lián)軸器相連，所以=480mm,定位軸肩的高度一般取h=(0.07-0.1)d,d為零件相配處的軸的直徑。單位為mm，故取23段的直徑 =556；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=480。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=650，為了保證軸端擋圈只壓在半連軸器上而不壓在軸的端面上，故12的長度應比L略短一些，現(xiàn)取=580。根據(jù)軸承=600，確定=600，同時因為軸承B=200，所以確定=200。考慮到軸的斷面變化不應太劇烈，并要防止其他類型的過大應力集中，所以在此前再加一個軸肩。=556，此處加套筒來滿足軸向定位。所以