单缠绕式矿井提升机的设计 1绪论 1.1研究意义 矿井提升机是工业生产过程中一种常见的机械，具有悠久的发展历史和很成熟的设计制造技术。随着矿井提升机制造技术的逐步的提升、加工材料的一直在改进以及电子控制技术的持续不断的发展，矿井提升机在动力、节能和安全性等方面取得了很大的进步。目前，矿井提升机正被广泛地运用于矿山、港口、工厂、建筑和海洋等诸多领域。 在矿山采掘和运输场合，矿井提升机作为重要辅助设备被大量而广泛地运用着, 提升机可用于矿山竖井或斜井中物品与人员的调度，具有较大的牵引功率和很好的安全性，是矿山生产中必不可少的设备之一。随着国内矿井生产量的日新月异的提高，对提高提升机的安全性、可靠性、生产效率和整机自动化运行水平，降低操作者及维护人员的劳动强度、处理设备事故的速度与对策等，成了迫切要求。 因此围绕单缠绕式矿井提升机的设计，将大学四年所学习的材料力学、理论力学、机械原理、机械设计、机械制图等知识进行一次综合的运用，巩固对大学所学知识，为以后进入社会参加工作积累了经验，有很重要的意义。 1.2国内研究现状、水平 （1）.形式制动 提升设备的制动系统是提升中的重中之重,制动系统失灵会导致重大的人身伤亡和严重的经济损失。由于角移式闸其轴销多、磨损松旷现象严重，灵敏度低、空行程大，加之其液压制动的缸体是单一的,--旦出现卡缸就会导致非常严重的跑车事故。盘型闸的液压制动是多缸体的，无论从灵敏度.上还是可靠性看，远比角移式的制动安全可靠的多。目前的液压站也在逐步完善，大部分部件都是集成化，且其液压的压力也在升高，由过去的6MPa提高到14~21MPa，这样就可以使制动闸的缸体缩小或减少，可靠性大大增强。 （2）.提升设备的自动化 目前发达国家井底大型提升设备，特别是主井提升设备，全部实现自动化，提升机房没有司机。而我国矿井提升设备的运行方式还是手动的，有少数个别矿井也在作初步自动化的工作，这是可喜的起步。从实现我国现代化的发展角度来看，大型提升设备,特别是主井提升设备的自动化已是一个发展的必然。因为目前我国提升设备的电控系统在逐步完善，电子计算机在矿井的应用也在逐步扩展，电子计算机在提机电控上应用,也为提升机自动化创造条件。 1.3国外研究现状、水平 目前发达国家井底大型提升设备，特别是主井提升设备，全部实现自动化，提升机房没有司机。新型的大型提升设备中都装配有电子计算机控制管理系统，为安全起见，老的大型提升设备也在逐步引进计算机控制管理系统,这样不但增强了后备保护、故障诊断及其安全控制，并使提升系统的运行更安全可靠。 1.4发展的新趋势 矿井提升装置是采矿业的重要设备，随着科学技术的进步和矿井生产现代化要求的逐步的提升，人们对提升机工作特性的认识进一步深化，提升设备及拖动控制管理系统也逐步趋于完善，各种新技术、新工艺逐步应用于矿井提升设备中。特别是模拟技术、微电子技术、微电脑技术在提升机控制中的应用已成为必然的发展趋势。 2.1 设计课题 我所设计一煤矿提升矸石和煤炭用单绳缠绕式提升机，所设计提升机基本信息参数如下： 最大提升速度：3.03m/s 最大提升长度：1000m 最大静张力（差）：45kN 2.2设计步骤 第一步：提升机总体方案的设计和分析； 第二步：提升机驱动装置、减速装置、主轴装置、制动装置等部件设计； 第三步：重要零部件计算和校核。 第四步：确定各部件的安装、使用和维护的方法。 2.3设计思路 在设计过程中，尽可能都选用通用部件，尽可能都要采用目前成熟的结构和标准零部件以及提升机的通用部件，尽可能提高标准化、系列化、通用化的程度；积极、慎重地采用推广新结构、新材料和新工艺，最终做到技术先进，工艺与结构经济合理；在结构上最大限度地缩短安装调试时间，要做到用最小的代价带来最大的经济收益；在以下设计过程中，我将以可靠性、安全性、方便性与经济性为原则，认真、求实、虚心求教，在规定时间内完成设计任务。 2.3.1整体设计的具体方案 传动路线：电机→弹性棒销联轴器→二级圆柱齿轮减速器→齿式联轴器→卷筒（制动器） 2.3.2设计总则 1）、煤矿生产，安全第一； 2）、针对生产，力求实效，以使用户得到满足最大实际的需求； 3）、既考虑到提升为主要用途，又考虑到安全、运输、调度等一般用途； 4）、执行国家、部、专业的标准及有关法律法规； 5）、使用先进技术的基础上使之安全可靠。 6）、环保、高效。 3 单绳缠绕式矿井提升机简介 3.1工作原理与主要结构 矿井提升机主要由动力系统、传动系统、工作系统、制动系统、控制指示系统等及其它工作相关的附属部分所组成。它以电动机为源动力，通过联轴器连接减速器，传递给主轴装置，使缠绕在卷筒上的钢丝绳收放，实现提升容器在井中升降，通过制动器，操纵台等一系列电气、液压和机械的控制、保护、指示系统，确保设备安全运作。 单绳缠绕式矿井提升机大多数都用在矿山地面竖井和斜井、作升降物料、人员及设备等主要任务，由于本产品电气设备大部分为非防爆型，故不适用于有瓦斯、煤尘等易燃、易爆等介质的场合。 4 设计计算 4.1传动效率 查表得：齿轮联轴器传动效率 圆柱齿轮传动效率 滚筒传动效率 轴承效率 弹性联轴器 4.2电动机选型 电动机的输出功率PN P 式中： －最大静张力差，；(45KN) －最大提升速度，；(3.03m/s) －减速器传动效率，～；（取0.85） －动力系数，～。（取1.2） P 选择型号YB2-355M2-6的电机 额定功率200kw 额定转速985r/min。电动机各参数如下表4-1所示 表4-1 YB2-355M2-6型电机参数 4.3 钢丝绳的选型计算 4.3.1提升钢丝绳结构 提升钢丝绳是把若干的细钢丝捻成股，再把少数个股围绕绳芯捻成绳。提升钢丝绳各部分名称如图4—1所示。 图4-1 提升钢丝绳的结构 股芯 2-内层钢丝 3-外层钢丝 4-绳 5-绳股 6-绳芯 钢丝捻成股时有一个股芯，再把股捻成绳时有一个绳芯。股芯常用钢丝，绳芯常用的一般有金属绳芯和纤维绳芯两种，金属绳芯是由钢丝制成的，纤维绳芯可以用剑麻、黄麻或有机纤维制成。绳芯的作用是支持绳股，可以使绳富有弹性，还可以贮存润滑油，防止内部钢丝腐蚀生锈，某些特定的程度减少钢丝之间的摩擦。 4.3.2 提升钢丝绳的类型及特点 表4-2为各种钢丝绳的主要特征。 表4—2 各种钢丝绳的主要特征 钢丝绳结构 优点 缺点 主要用途 圆形股钢丝绳；；；；等 易于用眼检查断丝情况，挠性大，易制造，价位低 随载荷变化有旋转趋势，外部钢丝易磨损 提升钢丝绳， 尾绳，罐道绳， 制动绳，缓冲绳 三角股钢丝绳；；；等 易于用眼检查断丝情况；相同条件下，比圆形绳强度大，寿命长，抗挤压性能好，外层钢丝比圆形股绳耐磨损 随载荷变化有旋转趋势，挠性比圆形股差 提升钢丝绳， 罐道绳 多层股不旋转钢丝绳；等 旋转性小，有相当大的挠性 内部钢丝不易检查 尾绳， 凿井提升钢丝绳 密封、半密封钢丝绳 不旋转，抗磨、抗腐蚀和抗老化性能好，相同条件强度最大，弹性变形小 内部钢丝不易检查；直径大时断面易变形，挠性小，制造复杂，价格高 罐道绳， 提升钢丝绳 扁绳 不旋转，易于检查，某一方向上有很大的挠性 易磨损，手工生产效率低、价格高 尾绳， 凿井提升钢丝绳 4.3.3提升钢丝绳的选择计算 钢丝绳的最小直径由钢丝绳的最大工作静拉力来确定 钢丝绳直径d：(机构工作级别M7，钢丝绳选择6*19类) d=C√S（选C取0.113） d——钢丝绳最小直径，mm； C——选择系数，（取0.113） S——钢丝绳最大工作静拉力，N d=0.113?45000≈23.97mm （ 选择纤维芯钢丝绳，如表4-3所示 表4-3 6*19类24mm钢丝绳参数 4减速器的设计计算 齿轮减速器是矿井提升机中一个很重要的组成部分，它主要是用来传递回转运动和动力。这中间还包括用电动机输出的较高转速经减速器降至提升卷筒所需的提升转速；把电动机输出的扭矩和力经减速器增至提升卷筒所需的工作扭矩和力。 由于此提升机在地面工作所以采用二级直齿轮减速器，二级直齿轮减速器具有加工方便、制造成本低、易于维护和保养与传动效率高等一系列优点，因此本设计采用二级直齿轮减速器。 4.1 减速器各轴参数计算 传动比计算： i= 电动机转速n=985r/min 滚筒转速n =985/48.22=21 高速级传动比5.2~5.4取i1=5.3 低速级传动比3.9 =20.67 传动比误差0.05传动比分配合理 各轴转速： r/min r/min r/min 各轴功率：p p p p 各轴转矩：Ⅰ轴扭矩T1=9550×P0/n0=1919.6 N·m Ⅱ轴扭矩T2=9550×P1/n1=9873.8N·m Ⅲ轴扭矩T3=9550×P2/n2=37159.3N·m 滚筒轴扭矩=9550×P筒/N筒=35315.1N·m 表4-4 减速器各轴参数 轴号 转速n（r/min） 功率P（kw） 转矩T(N·M) Ⅰ 985 198 1919.6 Ⅱ 185.8 192.1 9873.8 Ⅲ 47.9 186.38 37158.3 滚筒轴 47.9 177.13 35315.1 4.2高速级齿轮参数计算与校核 4.2.1选择齿轮的材料、热处理、齿轮精度等级和齿数 高速级采用斜齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮具有重量轻、体积小、传递扭矩大、启动平稳等众多优点。 查手册： 选择小齿轮材料为20cr，渗碳淬火，硬度取56-62HRC。 选择大齿轮材料为20cr，渗碳淬火，硬度取56-62HRC。 齿轮材料精度取为6级。 初选螺旋角14°，压力角20°。 取小齿轮齿数z1=21,根据传动比i=5.3 得出z2=21×5.3=111.3，取112。 4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 算小齿轮分度圆直径 确定公式中各参数值 ①试选取KHt=1.3 ②小齿轮传递转矩1.92*10^6mm ③表10-7选取齿宽系数 ④图10-20查得区域系数2.43 ⑤表10-5得材料的弹性影响系数189.8 ⑥由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数 ⑦由式10-23得螺旋角系数 ⑧计算接触疲劳许用应力 由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=1500，σHlim2=1500 由式10-15计算应力循环次数（假设工作寿命10年，每年工作300天，两班制） 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1% 安全系数S=1 由式10-14得 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 计算小齿轮分度圆直径 =69.5mm 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v 3.58m/s ②齿宽b 69.5mm 2）计算实际载荷系数 ①由表10-2得使用系数KA=1.25 ②根据v=3.58，6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05 ③齿轮的圆周力 5.53*10^4N KA*Ft1/b=994.6N/mm≥100 查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.1 ④由表10-4用插值法查得6级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分配系数KHB=1.508，由此得实际载荷系数 KH=KA*KV*KHa*KHB=2.177 由式10-12得按实际载荷系数算得的分度圆直径 82.5mm 及相应的齿轮模数 =3.81mm 4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-20试算模数 确定公式中各参考数值 ①试选KFt=1.3 ②由式10-18计算弯曲疲劳强度用重合度系数 1.733 0.683 ③由式10-19计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 ④计算 由当量齿数 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.72，YFa2=2.18 由图10-18查的应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.83 由图10-24d查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为1=2=720MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由试10-14得 457.71MPa 473.14MPa =0.0094 =0.0084 因为小齿轮的大于大齿轮，所以取 ==0.0094 试算模数 =3.806mm 调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v d1=mnt*z1=79.926mm =4.122m/s ②齿宽b =79.926mm ③宽高比b/h =（2*1+0.25）*3.806=8.5635mm b/h=9.333 计算实际载荷系数 ①根据v=4.122m/s，6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06 ②由Ft1=2T1/d1=4.8*10^4N，KA*Ft1/b=864.86N/mm100N/mm，查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.1 ③由表10-4用插齿法查得=1.504,结合b/h=9.333，查图10-13，得=1.42 则载荷系数为 =2.07 由式10-13，可得按实际载荷系数算得齿轮模数 =4.44mm 对比计算结果取m=4.44并就近圆整为标准值m=5 按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=81.636mm 算得小齿轮齿数=16.0 为避免跟切现象取z1=21 则大齿轮齿数z2=u*z1=112 z1与z2互为质数 4.2.4几何尺寸计算 计算中心距 342.679mm 考虑到模数从4.44增大圆整至5mm为此将中心距减小圆整为342mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 计算大小齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度 小齿轮一般略加宽（5-10）mm 取b1=114mm，b2=108mm 4.2.5 圆整中心距后强度校核 （1） 先计算式10-17中的各参数 ①d1=108mm，v=5.57m/s，b=108，h=11.25mm，b/h=9.6，由图10-8查得Kv=1.08，由Ft1=2T1/d1=3.556*10^4N，KA*Ft1/b=411.6N/mm100N/mm查表10-3得载荷分配系数KFa=1.1，由表10-4用插齿法查得,结合b/h=9.6，查图10-13，得1.45则 ②传递转矩T1=1.92*10^6N/mm ③由当量齿数21.12，121.88 查图10-17，得齿形系数YFa1=2.77，YFa2=2.17 由图10-18，查得应力修正系数Ysa1=1.57，Ysa2=1.82 ④由式10-18可得计算弯曲疲劳强度得重合度系数 ，，，，， ，，，，， （2）齿根弯曲疲劳强度校核 由公式10-6得 419.225MPa 311.805MPa 齿根弯曲疲劳强度满足规定的要求，并且大齿轮抵抗弯曲疲劳破坏能力大于小齿轮。 4.2.6 几何尺寸 名称 代号 小齿轮 大齿轮 齿数 z 21 112 模数 m 5 压力角 螺旋角 13.536 齿宽 b 114 108 分度圆直径 d 108 576 中心距 a 342.7 齿顶圆直径 da 118 586 齿根圆直径 df 95.5 563.5 表4-5 高速级齿轮几何参数 4.3低速级齿轮参数计算与校核 4.3.1选择齿轮的材料、热处理、齿轮精度等级和齿数 低速级采用直齿圆柱齿轮传动。 查手册： 选择小齿轮材料为20cr，渗碳淬火，硬度取56-62HRC。 选择大齿轮材料为20cr，渗碳淬火，硬度取56-62HRC。 齿轮材料精度取为6级。 取小齿轮齿数z1=21,根据传动比i=3.9 得出z2=21×3.9=81.9，取z2=82。 4.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 (1)计算小齿轮分度圆直径 1）确定公式中各参数值 ①试选取KHt=1.3 ②小齿轮传递转矩9.87*10^6mm ③表10-7选取齿宽系数 ④图10-20查得区域系数2.5 ⑤表10-5得材料的弹性影响系数189.8 ⑥由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z ⑦计算接触疲劳许用应力 由图10-25e查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=1500，σHlim2=1500 由式10-15计算应力循环次数（假设工作寿命10年，每年工作300天，两班制） 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1% 安全系数S=1 由式10-14得 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 计算小齿轮分度圆直径 =138.046mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v m/s ②齿宽b 138.046mm 2）计算实际载荷系数 ①由表10-2得使用系数KA=1.25 ②根据v=1.343，6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03 ③齿轮的圆周力 KA*Ft1/b=1294.86N/mm≥100 查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.1 ④由表10-4用插值法查得6级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分配系数KHB=1.511，由此得实际载荷系数 KH=KA*KV*KHa*KHB=2.140 由式10-12得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm 及相应的齿轮模数 m=d1/z1=7.76mm 4.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式10-7试算模数 1）确定公式中各参考数值 ①试选KFt=1.3 ②由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数 0.691 ③计算 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.78，YFa2=2.23 由图10-18查的应力修正系数Ysa1=1.56，Ysa2=1.77 由图10-24d查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为1=2=720MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.89 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由试10-14得 462.857MPa 457.714MPa =0.0094 =0.0086 因为小齿轮的大于大齿轮，所以取 ==0.0094 2）试算模数 =7.23mm （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v d1=mt*z1=151.83mm =1.477m/s ②齿宽b =151.83mm ③宽高比b/h =（2*1+0.25）*7.23=16.268mm b/h=9.33 2）计算实际载荷系数 ①根据v=1.477m/s，6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03 ②由Ft1=2T1/d1=1.3*10^5N，KA*Ft1/b=1077.4N/mm100N/mm，查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.1 ③由表10-4用插齿法

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