180萬噸礦井多繩摩擦提升機(jī)的選型設(shè)計(jì)含4張CAD圖
180萬噸礦井多繩摩擦提升機(jī)的選型設(shè)計(jì)含4張CAD圖,礦井,摩擦,磨擦,提升,晉升,選型,設(shè)計(jì),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(jì)前半葉礦井提升機(jī)在深井中的應(yīng)用
關(guān)鍵詞: 深井，礦井提升機(jī)，布萊爾提升機(jī), 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(guān)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(guān)特殊規(guī)則方面的深度有關(guān)，涉及到挖掘操縱 、開采、 巖石壓力控制、內(nèi)層建造、通風(fēng)，地下和垂直的運(yùn)輸, 勞動(dòng)組織和經(jīng)濟(jì)學(xué)應(yīng)用。
“ 深水平面 ”已經(jīng)被指出是一種非常相對(duì)的定義，這個(gè)定義應(yīng)當(dāng)只能用于采礦或煤領(lǐng)域有關(guān)特殊的水-地質(zhì)學(xué), 采礦和技術(shù)條件方面的參考。 它也應(yīng)當(dāng)用于嚴(yán)格定義已經(jīng)公認(rèn)的有關(guān)“深水平面”或“深井”領(lǐng)域的定義。 可以舉例來說:
- 采礦工程技術(shù),
- 開采操縱技術(shù),
- 通風(fēng) (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(lǐng)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(shè)想每一個(gè)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(jīng)濟(jì)沉淀物存在于南非一些深達(dá)5000米的深井領(lǐng)域。 然而，在一些區(qū)域中，存在暗礁的深度和結(jié)構(gòu)要素，先前在垂直的深井中使用的到達(dá)深度暗礁的方法在經(jīng)濟(jì)上不可取。 因此，當(dāng)?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(dá)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(shù)。相對(duì)于當(dāng)今深度達(dá)2500米的礦井中的提升技術(shù)，它的一些創(chuàng)新在將來會(huì)有很大的意義。
在深井中最重要的事件是垂直運(yùn)輸以及礦井提升技術(shù)在井中的應(yīng)用。參考文獻(xiàn)的1至12篇可以得出這樣的結(jié)論:布萊爾多繩提升機(jī)在南非的深井應(yīng)用中是首選的。 從經(jīng)濟(jì)學(xué)的觀點(diǎn)看, 最重要的要素是:
- 提升繩索的構(gòu)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(jī)（提升深度達(dá)2100米），單獨(dú)的 和雙滾筒提升機(jī)（第一流的和布萊爾形式的雙滾筒提升機(jī)）廣泛應(yīng)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(shù)大學(xué)，采礦機(jī)械化學(xué)會(huì)， Akademicka 2 ， PL 44-101 Gliwice, (他于2002年8月5日修訂了先前被公認(rèn)為是標(biāo)準(zhǔn)的版本)
滾筒提升機(jī)
滾筒提升機(jī)被廣泛應(yīng)用于南非或許全世界。 三種類型的提升機(jī)屬于這樣的類型：
- 單一滾筒提升機(jī),
- 雙鼓提升機(jī),
（3）布萊爾多繩繞線機(jī) (BMR).
雙滾筒提升機(jī)
雙滾筒應(yīng)用于單井，鋼絲繩以相對(duì)的方向纏繞在它的上面，以保持運(yùn)輸工具的平衡。單一或者雙滾筒附著于井，使得運(yùn)輸工具能夠在相對(duì)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(jìn)了一種提升系統(tǒng)，這種系統(tǒng)可以將滾筒的優(yōu)勢(shì)擴(kuò)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(yùn)輸工具上。 他也開發(fā)了一種張緊滑輪裝置，把它附著在運(yùn)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(jī)械的法定安全要素從4275更改為45。這樣一種補(bǔ)償?shù)谋匾允沟锰幱趦筛K之間的載荷能夠平衡分配。因?yàn)榛喌难a(bǔ)償作用有限，布萊爾同樣發(fā)明了一種裝置來監(jiān)測(cè)滾筒的誤差，因?yàn)檫@樣可以使得鋼絲繩能夠以不同的速度移動(dòng)以及干預(yù)兩根繩能夠按他們的實(shí)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(jī)。
布萊爾提升機(jī)幾乎專一性的應(yīng)用于南非地區(qū)，或許由于這些機(jī)器是在那兒發(fā)明的，尤其是應(yīng)用于深井。 在英國(guó)有一套設(shè)備。 因?yàn)檫@種提升機(jī)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(yīng)用于深井提升系統(tǒng)。這種滾筒的直徑比普通相當(dāng)規(guī)格的提升機(jī)小，因此一方面的優(yōu)點(diǎn)是它們更加便于在井下安裝。
布萊爾提升機(jī)本質(zhì)上是帶有寬鼓的常規(guī)提升機(jī)，每個(gè)滾筒有一個(gè)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(gè)主導(dǎo)輪。 急變系統(tǒng)擁有一個(gè)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(zhǎng)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(jī)的物理性能優(yōu)勢(shì)表現(xiàn)在滾筒的直徑比普通的小，以及兩根繩子同時(shí)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(jī)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(yán)格符合要求的鋼絲繩,以額定速度運(yùn)轉(zhuǎn)， 由剩余的鋼絲繩承擔(dān)負(fù)載。 這 5% 的安全要素允許布萊爾提升機(jī)比其他提升機(jī)稍微深入一些。
在Dreifontein東部的無傳動(dòng)裝置的 B.M.R. 提升機(jī)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(jī)。這是因?yàn)槊總€(gè)滾筒直接地面對(duì)自己的滑槽輪而獲得最佳的深淺角度。 兩個(gè)提升機(jī)的馬達(dá)通過6.6千伏的半導(dǎo)體閘流管整流換流器/反用換流器來反饋。馬達(dá)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(jī)。每臺(tái)馬達(dá)交替變換它們的作用相當(dāng)于直流發(fā)電機(jī)或者直流電動(dòng)機(jī)任意的從系統(tǒng)中輸入或者輸出能量。無傳動(dòng)裝置的布萊爾提升機(jī)能夠被偏移滾筒和四種剎車裝置所檢驗(yàn)。 第二種剎車永遠(yuǎn)是必要的，每個(gè)滾筒必須有兩個(gè)剎車，因?yàn)閮蓚€(gè)滾筒之間沒有機(jī)械連接。大部分最新的布萊爾提升機(jī)直徑達(dá)到4.27或者4.57米，附帶有直徑達(dá)44.5至47.6毫米的鋼絲繩。
在達(dá)到滾筒的尺寸方面，以下的參數(shù)已經(jīng)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(dá)到20米/秒。
綜上所述為限制滾筒的軸的長(zhǎng)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(jīng)被放棄，是因?yàn)樗鼈兛赡軐?duì)鋼絲繩的壽命有負(fù)面影響。
礦井提升設(shè)備的選型設(shè)計(jì)
摘 要
主井提升機(jī)是礦井大型固定設(shè)備之一，它的主要任務(wù)是沿井筒運(yùn)煤，其性能好壞直接關(guān)系到礦山的生產(chǎn)效率和安全性及可靠性。本文針對(duì)目前主井提升設(shè)備的現(xiàn)狀，從實(shí)際需要出發(fā)，設(shè)計(jì)了提升機(jī)的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，主要包括減速器設(shè)計(jì)和計(jì)算，鋼絲繩、提升容器、電動(dòng)機(jī)的選型等。
目前國(guó)內(nèi)外大中型礦井的新井設(shè)計(jì)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(diǎn)，如安全可靠、節(jié)省鋼材和技術(shù)先進(jìn)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(jī)工作性能和安全可靠性的優(yōu)劣，因此，合理地選擇和設(shè)計(jì)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(shè)備的結(jié)構(gòu)、工作原理、性能特點(diǎn)等方面的知識(shí)，以做到設(shè)計(jì)合理，計(jì)算精確，使設(shè)計(jì)出的提升機(jī)能夠安全，可靠、經(jīng)濟(jì)地工作。
關(guān)鍵詞：主井提升機(jī)；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(shè)備選型與設(shè)計(jì) 3
第一節(jié) 設(shè)計(jì)依據(jù) 3
第二節(jié) 選擇提升容器 3
一、 提升高度H的計(jì)算 3
二、 確定合理的經(jīng)濟(jì)速度 4
三、 估算一次合理經(jīng)濟(jì)提升循環(huán)時(shí)間 4
四、 估算一次合理的經(jīng)濟(jì)提升量 4
五、 計(jì)算實(shí)際一次提升量 5
第三節(jié) 選擇提升鋼絲繩 6
一、 計(jì)算鋼絲繩的繩端載荷質(zhì)量 6
二、 計(jì)算鋼絲繩的最大懸垂長(zhǎng)度 7
三、 首繩單位長(zhǎng)度重量計(jì)算 7
四、 尾繩單位長(zhǎng)度重量計(jì)算 8
第四節(jié) 提升機(jī)的選擇 8
一、 主導(dǎo)輪直徑 8
二、 最大靜拉力和拉力差的計(jì)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(zhǎng)度 11
四、 主導(dǎo)輪與導(dǎo)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(dòng)防滑條件，容器自重 13
第七節(jié) 鋼絲繩與提升機(jī)的效驗(yàn) 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(yù)選電動(dòng)機(jī) 14
一、 計(jì)算電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)數(shù) 15
二、 計(jì)算提升機(jī)的最大速度 15
三、 預(yù)算電動(dòng)機(jī)功率 15
第十節(jié) 提升系統(tǒng)的變?yōu)橘|(zhì)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(jì)算 18
五、 提升一次循環(huán)所需時(shí)間 19
第十二節(jié) 提升能力 20
第十三節(jié) 電機(jī)等效功率計(jì)算 20
一、 運(yùn)動(dòng)力計(jì)算 20
二、 等效力計(jì)算 21
三、 等效功率 22
四、 校核電機(jī)多負(fù)荷系數(shù) 22
第十四節(jié) 電耗及效率計(jì)算 23
一、 提升一次電耗 23
二、 一次提升實(shí)際電耗 23
三、 每噸煤耗電量 23
四、 提升機(jī)效率 24
第十五節(jié) 提升機(jī)的防滑驗(yàn)算 24
一、 靜防滑安全系數(shù) 24
二、 動(dòng)防滑安全系數(shù) 24
第二章 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算 26
第一節(jié) 方案選擇 26
第二節(jié) 傳動(dòng)比的分配 26
第三節(jié) 齒輪參數(shù)設(shè)計(jì) 27
一、 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 27
二、 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 34
第四節(jié) 減速器軸的設(shè)計(jì) 41
一、 高速軸的設(shè)計(jì) 41
二、 低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 45
第五節(jié) 減速器上軸承的壽命驗(yàn)算 46
一、 高速級(jí)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(yàn)算 48
二、 低速軸輸出端鍵的驗(yàn)算 49
第四章 滾筒主軸設(shè)計(jì)計(jì)算 50
第一節(jié) 求主軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(zhǎng)度 50
結(jié)論 52
參考文獻(xiàn) 53
致 謝 54
v
緒 論
礦山提升機(jī)是通過鋼絲繩帶動(dòng)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(dǎo)向輪或天倫等組成的以完成輸送人員設(shè)備、煤炭、矸石等物料為任務(wù)的大型機(jī)械設(shè)備。
提升設(shè)備是一個(gè)系統(tǒng)，主要包括提升機(jī)、提升主鋼絲繩、提升容器等。提升系統(tǒng)按被提升對(duì)象分為主井提升和副井提升。主井是用于提升礦產(chǎn)品，副井是用于提升和下放設(shè)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(jī)主要有電動(dòng)機(jī)、主軸裝置、減速器、卷筒、制動(dòng)系統(tǒng)、深度指示系統(tǒng)、測(cè)速限速系統(tǒng)和操縱系統(tǒng)組成，采用交流或直流電機(jī)驅(qū)動(dòng)。采用低速電動(dòng)機(jī)時(shí)可不用減速器，電動(dòng)機(jī)直接與卷筒主軸相連，或?qū)㈦妱?dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子裝在卷筒主軸的末端。傳動(dòng)功率大時(shí)，可采用2臺(tái)或4臺(tái)電動(dòng)機(jī)同時(shí)驅(qū)動(dòng)。一臺(tái)提升機(jī)的總功率已達(dá)到11600千瓦。制動(dòng)系統(tǒng)是保證提升機(jī)安全運(yùn)行的重要裝置。遇到緊急情況時(shí)，制動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)通過可調(diào)節(jié)制動(dòng)力矩的液壓系統(tǒng)產(chǎn)生兩級(jí)安全制動(dòng)，以保證提升機(jī)及時(shí)停車又不產(chǎn)生制動(dòng)過猛現(xiàn)象。交流電機(jī)驅(qū)動(dòng)的提升機(jī)，其制動(dòng)系統(tǒng)還要具有靈敏的制動(dòng)力矩可調(diào)性能，以準(zhǔn)確控制提升機(jī)在臨近停車點(diǎn)時(shí)的運(yùn)行速度。下面分別介紹和本設(shè)計(jì)有關(guān)部分的功能。
我國(guó)是采煤大國(guó)，也是礦山機(jī)電設(shè)備制造和使用大國(guó)。解放后我國(guó)工業(yè)技術(shù)得到了迅速發(fā)展，建立了自己的提升機(jī)制造業(yè)。目前我國(guó)可以成批生產(chǎn)各種現(xiàn)代化大型礦井提升機(jī)以及各種配套設(shè)備，無論從設(shè)計(jì)、制造、自動(dòng)控制等各方面，我國(guó)生產(chǎn)的礦井提升設(shè)備都正在跨入世界先進(jìn)的行列。
從世界礦井提升機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)看，各國(guó)為爭(zhēng)奪用戶市場(chǎng)，開發(fā)了各種形式、規(guī)格的提升機(jī)，以達(dá)到高效、低能耗、低成本目的。礦井提升機(jī)發(fā)展總趨勢(shì)可歸結(jié)為：在總體上向大負(fù)載、高速、大型化發(fā)展。在提高礦井提升機(jī)的可靠性上也都非常重視，為此除了十分重視礦井提升機(jī)的制造質(zhì)量外，在部件生產(chǎn)上都力求專業(yè)化生產(chǎn)。在設(shè)計(jì)研究上也有很大的投入，如為了提高生產(chǎn)效率，消除操作上的人為因素，在主井提升機(jī)一般都配備全自動(dòng)提升運(yùn)行裝置。在副井提升上提升機(jī)房?jī)?nèi)也不舍=設(shè)提升機(jī)操作員，而趨向于在提升容器內(nèi)由使用人員直接控制提升機(jī)運(yùn)行。再者，為確保提升設(shè)備無事故運(yùn)行，在提升設(shè)備有可能出現(xiàn)故障的各個(gè)環(huán)節(jié)上，設(shè)雙回路系統(tǒng)，并在系統(tǒng)的各個(gè)環(huán)節(jié)上設(shè)有各種檢測(cè)、控制、自診斷以及記錄和保護(hù)裝置。因此在提升系統(tǒng)的檢測(cè)、控制等各種元器件方面也做了許多工作。
國(guó)外礦井提升機(jī)的發(fā)展已有一百多年歷史，世界上經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)的一些國(guó)家，提升機(jī)的運(yùn)行速度已達(dá)20-25m/s，一次提升量達(dá)到50t，電動(dòng)機(jī)容量已超過10000KW。目前，國(guó)內(nèi)經(jīng)常使用的提升機(jī)有單繩纏繞式和多繩摩擦式兩種形式。提升設(shè)備的各項(xiàng)具體技術(shù)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(jī)有較大的發(fā)展前途。
多繩摩擦式礦井提升機(jī)隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，其增長(zhǎng)速度很快，使用范圍也日益增多，不僅立井使用，國(guó)外在斜井或露天斜坡也在使用，例如，聯(lián)邦德國(guó)米爾斯露天礦，1954年在斜坡上使用了單箕斗四繩提升機(jī)，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(jī)，井筒傾角是24度，斜長(zhǎng)1138m，串車提升，繩速8m/s，提升6輛煤車和2輛矸石車，有效負(fù)荷13.56t，為了防止鋼絲繩在主導(dǎo)輪上產(chǎn)生滑動(dòng)，在井底尾繩環(huán)處安裝種錘拉緊的導(dǎo)向輪。國(guó)內(nèi)是使用的多繩摩擦式提升機(jī)也日益增多，1960年第一臺(tái)多繩摩擦式提升機(jī)投入運(yùn)行以來，大量的這種提升機(jī)在我國(guó)安裝運(yùn)行。
目前，國(guó)外多繩摩擦式礦井提升機(jī)的發(fā)展方向是：發(fā)展落地式和斜井多繩摩擦式提升機(jī)，研究其用于特淺井、盲井的可能性，以擴(kuò)大起使用范圍；采用新結(jié)構(gòu)，以減小機(jī)器的外形尺寸和重量；實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化和遙控，以提高工作的可靠性和生產(chǎn)效率，以適應(yīng)深礦井和大生產(chǎn)量的需求多年來；大量采用先進(jìn)的拖動(dòng)、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(jī)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(jié)構(gòu)的多繩纏繞式礦井提升機(jī)開始在一些國(guó)家使用，它對(duì)提升高度大的深井開采有重要意義；采用液壓馬達(dá)代替電動(dòng)機(jī)的防爆提升機(jī)受到重視；氣力提升也正在研究和發(fā)展中。
現(xiàn)在，各國(guó)為爭(zhēng)奪用戶市場(chǎng)，開發(fā)了各種形式、規(guī)格的礦井提升機(jī)，以適應(yīng)各國(guó)礦井的開采深度，達(dá)到高效、低能耗、低成倍的目的。礦井提升機(jī)的發(fā)展總趨勢(shì)可歸結(jié)為：在總體上向大負(fù)荷、高速、大型化方向發(fā)展。實(shí)用、經(jīng)濟(jì)、高效、可靠的提升機(jī)產(chǎn)品是使用者和制造者共同的追求。
第一章 主井提升設(shè)備選型與設(shè)計(jì)
第一節(jié) 設(shè)計(jì)依據(jù)
1. 礦井年產(chǎn)量180萬噸
2. 年工作日br=300天
3. 每日工作t=16小時(shí)
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(jí)6000伏
根據(jù)以上數(shù)據(jù)，設(shè)計(jì)主井提升設(shè)備
第二節(jié) 選擇提升容器
一、 提升高度H的計(jì)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(jīng)濟(jì)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(jīng)濟(jì)提升循環(huán)時(shí)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(shí)間，箕斗可暫取10秒；
——裝卸載休止時(shí)間取 16秒；
四、 估算一次合理的經(jīng)濟(jì)提升量
（1-4）
式中—礦井設(shè)計(jì)年產(chǎn)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(shè)置煤倉(cāng) 取 C=1.1
——提升設(shè)備年工作日數(shù)300天；
——提升設(shè)備日工作小時(shí)數(shù)14小時(shí)。
根據(jù)一次合理的經(jīng)濟(jì)提升量，查表選箕斗選擇JDGY—16/150×4型多繩箕斗，箕斗其技術(shù)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(zhì)量15000kg；
箕斗全高 15.6 米。
五、 計(jì)算實(shí)際一次提升量
（一） 實(shí)際裝載
（1-5）
式中：Q實(shí)——標(biāo)準(zhǔn)箕斗有效容積，噸
——煤的松散密度，，
（二） 計(jì)算一次提升循環(huán)時(shí)間
（1-6）
（三） 計(jì)算提升機(jī)所需的提升速度
(1-7)
＝6.19（米/秒）
提升機(jī)的最大提升速度應(yīng)符合《煤礦安全規(guī)程》的規(guī)定：
對(duì)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(jì)算鋼絲繩的繩端載荷質(zhì)量
Q=Q+Q=16192+15000=31192(kg) （1-8）
二、 計(jì)算鋼絲繩的最大懸垂長(zhǎng)度
（1-9）
式中： ——容器的全高15.6m
——過卷高度取10.04m（查表經(jīng)計(jì)算得）
——導(dǎo)向輪軸中心距導(dǎo)向輪層地板的高度取1.8m
——摩擦輪與導(dǎo)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(zhǎng)度重量計(jì)算
（1-10）
式中： m ——安全系數(shù)
σ—— 鋼絲繩的公稱抗拉強(qiáng)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(zhǎng)度重量計(jì)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(jì)算均按平衡系統(tǒng)考慮
第四節(jié) 提升機(jī)的選擇
一、 主導(dǎo)輪直徑
《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定：
對(duì)有導(dǎo)向輪塔式摩擦輪提升機(jī)
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(jì)算
（1-12）
（1-13）
選擇JKM-4/4（I）型多繩摩擦輪提升機(jī)其主要技術(shù)數(shù)據(jù)如下：主導(dǎo)輪直徑
導(dǎo)向輪直徑
主導(dǎo)輪變位質(zhì)量
導(dǎo)向輪變?yōu)橘|(zhì)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(dǎo)向輪的半徑
——導(dǎo)向輪軸中心距導(dǎo)向輪層地板的高度取1.8m
———摩擦輪與導(dǎo)向輪中心高差取6.5m
△h——為導(dǎo)向輪樓層地板（包括有關(guān)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(cè)表查得s=2.2m
三、 懸垂長(zhǎng)度
（1-16）
四、 主導(dǎo)輪與導(dǎo)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(dǎo)向輪相對(duì)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(dòng)防滑條件，容器自重為
（1-20）
--箕斗提升時(shí)允許的最大加速度，在設(shè)計(jì)中一般其采用值為：0.5-0.8
--動(dòng)防滑系數(shù)；上提重物的加速段及下放重物的減速段，動(dòng)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(jī)的效驗(yàn)
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(yù)選電動(dòng)機(jī)
一、 依據(jù)所需的提升速度 計(jì)算電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)數(shù)
（1-25）
二、 依據(jù)n ，取n=400r/min計(jì)算提升機(jī)的最大速度v
（1-26）
三、 預(yù)算電動(dòng)機(jī)功率
（1-27）
式中：對(duì)箕斗的的提升取ρ=1.2
減速器的效率，以及傳動(dòng)η=0.93
得到技術(shù)參選擇YR2000-12/1730型電動(dòng)機(jī)一臺(tái)，查電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本，數(shù)如下：
第10節(jié) 提升系統(tǒng)的變?yōu)橘|(zhì)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(jì)算
（1-30）
——不包含電機(jī)變?yōu)橘|(zhì)量時(shí)的提升系統(tǒng)變?yōu)橘|(zhì)量
（1-31）
式中：R ——主導(dǎo)輪半徑2 m
——礦山機(jī)械手冊(cè)表1–2–5查得570000
按電動(dòng)過負(fù)荷系數(shù)計(jì)算
（1-32）
——啟動(dòng)階段提升電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的平均力
（1-33）
按防滑條件計(jì)算
=0.65m/s,在計(jì)算容器最小自重時(shí)已定，綜合上列計(jì)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(dāng)a=194.7°,u=0.2時(shí)，
（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(dòng)控制：v=0.5 m/s , h= 3 m
四、速度圖計(jì)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(dòng)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(shí)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(shí)際提升能力
（1-46）
第十三節(jié) 電機(jī)等效功率計(jì)算
一、 運(yùn)動(dòng)力計(jì)算（按平衡系數(shù)計(jì)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(dòng)減速階段
(1-52)
二、等效力計(jì)算
（一）求
(1-53)
（二）等效時(shí)間
(1-54)
（三）等效力
(1-55)
三、等效功率
(1-56)
四、校核電機(jī)多負(fù)荷系數(shù)
(1-57)
預(yù)選電機(jī)負(fù)荷要求
第14節(jié) 電耗及效率計(jì)算
一、提升一次電耗
（1-58）
二、 一次提升實(shí)際電耗
（1-59）
三、 每噸煤耗電量
（1-60）
四、 提升機(jī)效率
（1-61）
第15節(jié) 提升機(jī)的防滑驗(yàn)算
由于以上計(jì)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(jìn)行防滑驗(yàn)算，但考慮到《規(guī)定》的要求，結(jié)合具體條件，對(duì)防滑驗(yàn)算的內(nèi)容和方法介紹于下：
一、 靜防滑安全系數(shù)
（1-62）
二、 動(dòng)防滑安全系數(shù)
上提重物時(shí)，加速段動(dòng)防滑安全驗(yàn)算：
（1-63）
（1-64）
下放重物時(shí)，減速段動(dòng)防滑安全驗(yàn)算：
（1-65）
（1-66）
第二章 減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算
第一節(jié) 方案選擇
根據(jù)傳動(dòng)比和傳動(dòng)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(diǎn)，已成為世界各國(guó)機(jī)械傳動(dòng)發(fā)展的重點(diǎn)。行星齒輪減速器具有體積小、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)比大、傳遞效率大、承載能力高、工作可靠等主要優(yōu)點(diǎn)。根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算總傳動(dòng)比i總，選用二級(jí)NGW型行星減速器。
第二節(jié) 傳動(dòng)比的分配
提升機(jī)摩擦輪的轉(zhuǎn)速
（2-1）
總傳動(dòng)比
總傳動(dòng)比 （2-2）
傳動(dòng)比分配
高速級(jí)傳動(dòng)比
低速級(jí)傳動(dòng)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(shè)計(jì)
一、 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
（一）配齒計(jì)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(diào)整使N為整數(shù)
本設(shè)計(jì)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(shí)，，，，，齒數(shù)選擇滿足以下四個(gè)條件：
傳動(dòng)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(yù)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(yáng)輪
20CrMnTi
滲碳淬火HRC58-62
1900
700
6級(jí)
行星輪
內(nèi)齒輪
40Cr
調(diào)質(zhì)262-293HBS
850
220
7級(jí)
（三）a-c齒輪按接觸強(qiáng)度
初算按
1.齒輪副配對(duì)材料對(duì)傳動(dòng)尺寸的影響系數(shù)，取=1
2.計(jì)算齒數(shù)比
3.接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)
4.輸入轉(zhuǎn)矩 （2-4）
設(shè)載荷不均勻系數(shù) =1.15
在一對(duì)a-c傳動(dòng)中，小輪（太陽(yáng)輪）傳遞轉(zhuǎn)矩
（2-5）
5.計(jì)算齒寬系數(shù) 取
6.計(jì)算
7.初定中心距，代入強(qiáng)度計(jì)算公式
（2-6）
=
8.計(jì)算模數(shù)m
（2-7）
取標(biāo)準(zhǔn)值
9.未變位時(shí)中心距a
（2-8）
10.中心距變動(dòng)系數(shù)
（2-9）
=
11.實(shí)際中心距
（2-10）
取
（四）a-c齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
1.實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)Y
（2-11）
2.實(shí)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(dòng)系數(shù)
6.太陽(yáng)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(dòng)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(nèi)齒圈b的主要尺寸
由式（2-14）可見
（2-18）
齒根圓直徑
（七）驗(yàn)算a-c齒輪傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度
1.圓柱齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算公式
式中：“+”-外嚙合，“-”-內(nèi)嚙合
2.計(jì)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(jì)算
5.計(jì)算 將以上各個(gè)數(shù)值代入接觸應(yīng)力計(jì)算公式，得
（2-23）
6.驗(yàn)算結(jié)果
滿足要求
（八）輪齒抗彎強(qiáng)度校核
1.齒根應(yīng)力計(jì)算公式
由于行星輪c受對(duì)稱循環(huán)的彎曲應(yīng)力，其承受能力較低，應(yīng)按該齒輪計(jì)算，根據(jù)相關(guān)資料可查得：
代入上述各值 （2-24）
2.驗(yàn)算
滿足要求
由于b-c齒輪時(shí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)，承載能力高于外嚙合傳動(dòng)，故不再進(jìn)行驗(yàn)算。
（九）端面重合度計(jì)算
（2-25）
=1.6
表2.2 高速級(jí)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(dòng)比
太陽(yáng)輪
256
274.8
240.3
137
32
229
8
3.562
行星輪
192
210.7
176.2
144
24
內(nèi)齒圈
656
670.4
641.6
137
82
二、 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
（一）配齒計(jì)算：
選擇行星輪數(shù)目
確定各輪齒數(shù)，按裝配條件配齒：
調(diào)整使N為整數(shù)
本設(shè)計(jì)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(shí)，，，，，齒數(shù)選擇滿足以下四個(gè)條件：
傳動(dòng)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(yù)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(yáng)輪
20CrMnTi
滲碳淬火HRC58-62
1900
700
6級(jí)
行星輪
內(nèi)齒輪
40Cr
調(diào)質(zhì)262-293HBS
850
220
7級(jí)
（三）a-c齒輪按接觸強(qiáng)度
初算按
1.齒輪副配對(duì)材料對(duì)傳動(dòng)尺寸的影響系數(shù)，取=1
2.計(jì)算齒數(shù)比
3.接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)
4.輸入轉(zhuǎn)矩
由式（2-4）可見
設(shè)載荷不均勻系數(shù) =1.15
在一對(duì)a-c傳動(dòng)中，小輪（太陽(yáng)輪）傳遞轉(zhuǎn)矩
由式（2-5）可見
5.計(jì)算齒寬系數(shù)
6.計(jì)算
7.初定中心距，代入強(qiáng)度計(jì)算公式
由式（2-6）可見
=
8.計(jì)算模數(shù)m
由式（2-7）可見
取標(biāo)準(zhǔn)值
9.未變位時(shí)中心距a
由式（2-8）可見
10.中心距變動(dòng)系數(shù)
由式（2-9）可見
=
11.實(shí)際中心距
由式（2-10）可見
取
（四）a-c齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
1.實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)Y
由式（2-11）可見
2.實(shí)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(dòng)系數(shù)
6.太陽(yáng)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(dòng)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(nèi)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(yàn)算a-c齒輪傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度
1.圓柱齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算公式
式中：“+”-外嚙合，“-”-內(nèi)嚙合
2.計(jì)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(jì)算
5.計(jì)算 將以上各個(gè)數(shù)值代入接觸應(yīng)力計(jì)算公式，得
由式（2-23）可見
6.驗(yàn)算結(jié)果
滿足要求
（八）輪齒抗彎強(qiáng)度校核
1.齒根應(yīng)力計(jì)算公式
由于行星輪c受對(duì)稱循環(huán)的彎曲應(yīng)力，其承受能力較低，應(yīng)按該齒輪計(jì)算，根據(jù)相關(guān)資料可查得：
代入上述各值
2.驗(yàn)算
滿足要求
端面重合度計(jì)算
由式（2-25）可見
=1.95
由于b-c齒輪時(shí)內(nèi)嚙合傳動(dòng)，承載能力高于外嚙合傳動(dòng)，故不再進(jìn)行驗(yàn)算。
齒輪數(shù)據(jù)整理如下：
表2.4 低速級(jí)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(dòng)比
太陽(yáng)輪
308
342.6
283.9
165
22
266
14
3.545
行星輪
224
258.6
199.9
172
16
內(nèi)齒圈
784
812.3
767.6
165
56
第四節(jié) 減速器軸的設(shè)計(jì)
一、高速軸的設(shè)計(jì)
（一）計(jì)算作用在齒輪上的力
軸的轉(zhuǎn)矩 （2-26）
輸入軸上太陽(yáng)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(jì)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(jié)構(gòu)方案
左、右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位。太陽(yáng)輪做成齒輪軸。最右側(cè)兩軸承靠套和端蓋定位。
圖2-1 軸的結(jié)構(gòu)圖
（四）確定各軸段直徑和長(zhǎng)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(zhǎng)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(jì)算簡(jiǎn)圖
軸承反力
水平面
，
垂直面
，
齒寬中點(diǎn)處彎矩
水平面
，
垂直面
，
合成彎矩
，
扭矩
圖2-2 軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖
（六）校核軸的強(qiáng)度
當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩
（2-30）
軸的材料為20GrMnTi，由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得，材料施用應(yīng)力
軸的應(yīng)力為
（2-31）
該軸滿足強(qiáng)度要求
二、低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算
（一）確定軸的結(jié)構(gòu)方案
軸通過圓頭普通平鍵傳遞轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)如圖所示。
（二）初步估算軸的直徑
選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理
由式計(jì)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(zhǎng)度
①段 用來與齒輪聯(lián)軸器相連，為了便于定位，取軸段長(zhǎng)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(yīng)滿足軸承拆卸要求，則該軸段直徑，長(zhǎng)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(zhuǎn)強(qiáng)度條件進(jìn)行軸的校核
軸的轉(zhuǎn)矩由式（2-26）可見
（2-32）
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，軸的需用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
該軸強(qiáng)度條件滿足要求
第五節(jié) 減速器上軸承的壽命驗(yàn)算
一、高速級(jí)上軸承的校核
高速級(jí)上選用深溝球軸承6040，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得
(2-33)
式中
P—滾動(dòng)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷；
則
—溫度系數(shù)；
—壽命指數(shù)；對(duì)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得
由式（2-33）可得 式中P—滾動(dòng)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷；
則
—溫度系數(shù)；
—壽命指數(shù)；對(duì)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(yàn)算的公司和表參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》 。
第六節(jié) 減速器軸上鍵的校核
一、 高速軸上鍵的驗(yàn)算
與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵，根據(jù)軸徑選取，，
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 （2-34）
則
由以上可知，鍵的強(qiáng)度通過。
二、低速軸輸出端鍵的驗(yàn)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(qiáng)度通過。
齒輪上鍵的設(shè)計(jì)參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》和《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 。
第四章 滾筒主軸設(shè)計(jì)計(jì)算
第一節(jié) 求主軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩
已知減速器輸出軸的功率P=1897kW，轉(zhuǎn)速n=38.1
聯(lián)軸器的效率
滾動(dòng)軸承的效率
則主軸功率P=1897=1840kw
主軸轉(zhuǎn)矩T=191804.7×0.98×0.99=182329.5(N.m)
主軸轉(zhuǎn)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(hào)優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，并進(jìn)行熱處理，其強(qiáng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
一、擬定主軸上零件的裝配方案
主軸的設(shè)計(jì)草圖如圖3-1所示
二、確定主軸的各段直徑和長(zhǎng)度
圖3-1 主軸結(jié)草圖
半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度去，
2、4段左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位. 并將2段和4段的長(zhǎng)度設(shè)計(jì)
3段上安裝主導(dǎo)輪，主導(dǎo)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(zhǎng)度。
結(jié)論
本設(shè)計(jì)是主井提升機(jī)總體機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，主要對(duì)主井提升機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算和選型。通過對(duì)各種類型提升機(jī)的詳細(xì)分析和比較，本文選擇了多繩摩擦式提升機(jī)的設(shè)計(jì)，并對(duì)多繩摩擦式提升機(jī)的各個(gè)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了布置和選型分析。
在對(duì)提升機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算的過程中，主要對(duì)提升機(jī)的
收藏