礦井提升設備的選型設計
礦井提升設備的選型設計,礦井提升設備的選型設計,礦井,提升,晉升,設備,裝備,選型,設計
中國礦業(yè)大學成人教育學院2007屆畢業(yè)設計論文緒 論礦山提升機是礦山大型固定機械之一,礦山提升機從最初的蒸汽機拖動的單繩纏繞式提升機發(fā)展到今天的交交變頻直接拖動的多繩摩擦式提升機和雙繩纏繞式提升機已經(jīng)歷了170多年的發(fā)展歷史,它是礦山井下生產(chǎn)系統(tǒng)和地面工業(yè)廣場相連接的樞紐,被喻為礦山運輸?shù)难屎?。因此礦山提升設備在礦山生產(chǎn)的全過程占有重要的地位。一個現(xiàn)代化的礦井在提升設備的選型上尤為重要。因為提升設備選型的合理與否,直接關系到礦井的安全和經(jīng)濟性,因此確定合理的提升系統(tǒng)時,必須經(jīng)過多方面的技術經(jīng)濟比較,結合礦井的具體條件選擇合適的設備。根據(jù)礦井提升機工作原理和結構的不同,可分為纏繞式提升機和摩擦式提升機。單繩纏繞式提升機是較早出現(xiàn)的一種,它工作可靠,結構簡單,但是僅適用于淺井及中等深度的礦井,而對于井深超過300米的礦井,宜選用多繩摩擦式絞車。在國內(nèi)外,多繩摩擦式絞車飛躍發(fā)展,其發(fā)展速度遠遠超過單繩纏繞式提升機,這是因為它有著許多單繩纏繞式提升機無法比擬的優(yōu)點,如提升鋼絲繩直徑較小,主導輪直徑及整個機器的尺寸都相應縮小了,設備重量也減輕了,不需要設置防墜器等。下面是我針對不同的礦井的地質(zhì)、煤層等情況,進行綜合計算分析后,本著安全、經(jīng)濟等原則對這兩種提升設備系統(tǒng)進行的選型設計。本設計充分貫徹以下設計原則:根據(jù)國家現(xiàn)有的設備生產(chǎn)狀況,結合某些使用中的具體情況,以及經(jīng)濟角度出發(fā)盡量選用國產(chǎn)設備并力求在條件基本相當?shù)那闆r下進行技術的方案比較,選擇即經(jīng)濟又合理的設備。 由于本人水平有限,設計中難免出現(xiàn)錯誤和不足之處,敬請各位老師指正。1 礦井提升設備的選型設計1. 1副井提升機的選型設計1.1.1設計依據(jù)臥牛山煤礦位于徐州市西郊九里山大彭鎮(zhèn)境內(nèi),東郊與九里山煤田比鄰,礦層界限下石盒子組和山西組以F23斷層分割,太原組以F27斷層為界。西與新河煤礦相連。礦層開采上限為-40m水平,開采下限為-550水平。井下采煤方法主要為單一長壁采煤,以傾斜煤層為主,開拓方式為立井石門開拓,是央對角式通風。全礦區(qū)共劃分為二個水平,-150水平,-310水平。,其具體的數(shù)據(jù)為:1)原煤的密度: =0.9 噸/米2)矸石的密度: 矸 =1.35 噸/米3)含矸率: 10%4)一水平井深: -190米5)二水平井深:-350米6)最大班下井人數(shù): 260人7)坑木消耗: 9 米/千噸煤根據(jù)以上情況,假如先進行第一水平的開采年產(chǎn)量定為40萬t,現(xiàn)對其進行副井提升設備的選型設計。1.1.2設備類型的確定由于第一水平井不深,且年產(chǎn)量不大,決定采用單繩纏繞式提升系統(tǒng)。罐籠的選定(1)噸位的確定:罐籠的噸位按井下運輸使用的礦井名義載重量確定。臥牛礦擬選定礦車的名義載重量為1t。因而選用罐籠的噸位為1t。(2)層數(shù)的選擇:層數(shù)的選擇應根據(jù)運送最大班下井工人時間不超過40min或總作業(yè)時間是否超過5小時來確定。臥牛山煤礦最大班下井人數(shù)為260,顯然選擇一層罐籠不能夠滿足工作的要求。故選用二層罐籠。其具體的技術參數(shù)如下:型號:GLSY12/2 G罐籠 L-立井單繩 S-鋼絲繩罐道 Y異側進出車 1煤車噸位 2煤車數(shù) 2層數(shù)自重:3000 Kg允許乘人數(shù):24每層底有效面積: 2.3m3罐籠總高度 4550 罐籠寬度: 1246 罐籠長度: 2550 罐籠質(zhì)量:3667Kg罐籠裝載量:3235Kg最小井筒允許直徑 3800 采用1 t 標準礦車,型號為 MG1.16自重 qc=6000N名義載煤量 1 t 有效容積 1.1m31.1.3提升剛絲繩的選型選擇原則:鋼絲繩在運轉中受到許多應力的作用和各種因素的影響,如靜應力、動應力、彎曲應力、扭轉應力和擠壓應力等。磨損和銹蝕也將損害鋼絲繩的性能,綜合考慮以上應力因素的計算是困難的,目前國內(nèi)外都是按靜載荷近似計算的。我國是按煤礦安全規(guī)程的規(guī)定來設計的,其原則是:鋼絲繩應按最大靜載荷考慮一定的安全系數(shù)來進行計算的。在經(jīng)常性作業(yè)中,以提升作業(yè)載荷最重,故以此條件選擇鋼絲繩。(1)次提矸量Q:Q=2rqv=213501.12970 (kg)Rq 矸石容量1350kg/m3V 礦車有效容積 V=1.1m3(2)計算鋼絲繩每米重P P圖1-1 鋼絲繩計算示意圖 其中 Hc=Hj+Hs+Hz=14.13+190.14=204.27 m Qx 一次提升的QXg 一次提升的最大載荷,N; Qz 容器的重量,N 鋼絲繩的抗拉強度 QXg=2r矸V=213501.1=2970 (kg)代入數(shù)字計算得: P= N/m根據(jù)上述計算值,從鋼絲繩規(guī)格表中選取每米鋼絲繩重量等于或大于P值的鋼絲繩,選型號為:D619+1直徑為31mm的鋼絲繩。有關數(shù)據(jù)為:d=31 , , 33.83 N/m ,KN/cm2,Qq=690 KN由于實際所選鋼絲繩的r0(鋼絲繩的比重)不一定是0.09N/cm3,因而對所選鋼絲繩是否滿足安全系數(shù)的要求必須按實際所選每米繩重按下式進行驗算,即所選鋼絲繩的實際安全系數(shù)為: ma= (N/m) 式中: Qq為所選鋼絲繩所有鋼絲拉斷力之和N P 為所選鋼絲繩的每米重力,N/m.。經(jīng)計算: ma=9所以所選鋼絲繩可用。1.1.4選擇提升機 提升機的主要參數(shù)有:卷筒直徑D,卷筒寬度B,提升機最大靜張力Fjmax及最大靜張力差Fjc.。這里依據(jù)卷筒直徑D為依據(jù)選擇提升機的型號,其它三個參數(shù)為校核參數(shù)。 為了保證提升鋼絲繩具有一定的承載能力和使用壽命,鋼絲繩在卷筒上纏繞時所產(chǎn)生的彎曲應力不要過大,根據(jù)煤礦安全規(guī)程規(guī)定,安裝在地面的提升機,其直徑與鋼絲繩的直徑的關系應滿足:D80dD1200D為提升機卷筒直徑 mm小d 為提升鋼絲繩直徑 mm為提升鋼絲繩中最粗鋼絲的直徑經(jīng)計算D=8031=2480因而選擇提升機的型號為:XKT22.51.2B11.5其技術特征如下:(1)卷筒直徑:2.5 m(2)設計鋼絲繩最大靜張力 Fjm=70 KN(3)設計鋼絲繩最大靜張力差 Fjc=40 KN(4)減速器傳動比I=9.5(5)傳動效率 =0.851.1.5校驗提升機強度:以提矸作業(yè)為準校驗,鋼絲繩懸掛長度He=190米。最大靜張力:Fjm=Qg+Qzg+qc+PHc =29.7+30+0.03383190=66.1270KN最大靜張力差Fjc=Qg+H =29.7+0.3383190=36.1240KNFjm、Fjc的實際值均小于設計值,強度校驗合格。1.1.6井塔高度Hj確定:Hj=Hr+Hg+0.75=4550+8643.5+937.5=14131mm=14.131m因而確定井塔的高度為14.13米. 1.1.7預選電動機電動機額定轉速: ne=60ivm/D=r/minD提升機卷筒直徑 m I為減速器傳動比Vm:最大速度由下表查得:表1-1比動傳Vm速轉50060075011556886826853020392549063026183270電動機的同步轉速數(shù)為:nt=500r/min則額定轉速ne=480r/min此時相應最大提升速度為 Vm=Dne/60i=預選電動機的功率(按提矸作業(yè)選定)Pe=P K阻力系數(shù) K=1.15 P動負荷影響系數(shù)取 P=1.3則: Pe=(KW)由Pe、ne選電動機為JRQ1512-12三相交流繞組異步電動機,其技術特征參數(shù)如下:額定功率: Pe=330 KW額定電壓: 6000 KV額定電流: 44.2 A頻率: 50 HZ轉子電流: 355A轉子電壓: 595V額定轉數(shù): 490轉/分轉子飛輪轉距 GD2=29430Nm2電動機的效率: nd=93%電動機作用于滾筒上額定拖動力 Fe=1000Pe*i/Vm= N1.1.8天輪的選型計算:天輪的分類:(1)井上固定天輪 (2)鑿井及井下固定天輪 (3) 游動天輪結構形式的分類: (1)直徑為3500mm,采用模壓焊接結構 (2)直徑小于3000mm時,采用整體鑄鋼結構 (3)直徑為4000mm,采用模壓鉚接結構 根據(jù)煤礦安全規(guī)程的規(guī)定,當鋼絲繩對天輪的圍抱角大于90時。 Dt80d Dt1200 式中 Dt 天輪直徑,; 鋼絲繩中最粗鋼絲繩直徑,根據(jù)以上計算,選擇天輪為: Dt8030=2400 取 Dt=2500 整體鑄鋼結構的天輪1.1.9提升機與井筒相對位置的計算1)鋼絲繩弦長Lx及偏角的確定。煤礦安全規(guī)程對偏角,弦長等有嚴格的限制,Lx過大時,繩的振動也會加大,因此將弦長Lx限制在60m以內(nèi)。一些提升機對仰角也有一定的要求,其原因(1)偏角過大將加劇鋼絲繩與天輪的磨損,因此煤礦安全規(guī)程規(guī)定,內(nèi)外偏角均應小于1030。(2)某些情況下,當鋼絲繩纏向卷筒時,若內(nèi)偏角過大會發(fā)生“咬繩”現(xiàn)象。咬繩現(xiàn)象加劇了鋼絲繩的磨損。先按煤礦安全規(guī)程規(guī)定的最大外偏角允許值1030代入下式計算最小弦長。最小弦長Lxmin式中 卷筒寬度,m;S 兩天輪中心距,m; 兩卷筒之間的距離,m; 兩卷筒上繩圈的間隙;d 鋼絲繩直徑。代入?yún)?shù)計算得: Lxmin再根據(jù)內(nèi)偏角的允許角度曲線圖查得D=2.5m,d=0.002m的不“咬繩”允許內(nèi)偏角為10求出內(nèi)偏角符合要求的最小弦長Lx.max最小弦長Lx.max = =13.5mLx.max150 符合要求。1.1.10運動學參數(shù)計算:1) 罐籠提升通常采用五階段速度圖,其速度圖如下: v O t1 t2 t3 t4 t5 t a a1 t a3 圖1-2 罐籠提升五階段速度圖在豎井中采用罐籠升降人員其最大速度不得超過下式值,且最大不得超過16m/s. Vm0.5=0.5=6.9m/s2)提升加速度期a1和減速度a3的確定 (1) 根據(jù)煤礦安全規(guī)程的現(xiàn)定,豎井長降人員的加減速度不得大于0.75m/s2,最大加速度按下式計算: a1 式中: 電動機過負荷系數(shù); Fe 電動機額定拖動力; Pe 電動機額定功率; 0.75 最大拖動的系數(shù)。代入?yún)?shù)計算得: a=0.742m/s2為了留有余地,可確定提矸與升降人員加速度相同,取a1=0.7m/s2。 (2)減速度a3確定由于付井作業(yè)種類繁多載荷變動大,為了便于控制取a3=0.7m/s2。不同作業(yè)時減速方式不同,提矸時需電動方式,提升人時需用機械制動方式。在下放重載時,為了確保a1、a3仍為0.7m/s2需采用電氣制動方式,為此付井提升設備設有動力制動裝置。參數(shù)計算如下: 加速階段: a1=0.7m/s2 t1=s h1=22.4 m 減速階段: a3=0.7m/s2 t3= s h3=22.23m 等速階段: Vm=5.6m/s h2=Hh1h2h3=19022.422.233=142.37mt2=s爬行階段: V4=0.5m/s t4=6s h4=3m抱閘停車階段: t5一般取t5=1sh5=h5可忽略不計。一次提升時間T為: T=t1+t2+t3+t4+t5=8+25.42+7.29+6+1=47.71s1. 2主井提升機的選型設計1.2.1設計依據(jù)臥牛礦擬開采第二水平,假如產(chǎn)量大幅提升年產(chǎn)量為180萬t, 其具體數(shù)據(jù)如下:1礦井年產(chǎn)量 An=180萬噸2原煤密度 =0.9t/m33.矸石密度 =1.5t/m34.含矸率 10%5.二水平井深 -350米現(xiàn)根據(jù)以上情況對主井提升設備進行選型設計。1.2.2設備類型的確定提升容器主要是底卸式箕斗和普通卸籠。箕斗的優(yōu)點是:質(zhì)量輕,所需井筒斷面小,裝卸可自動化,且時間短,提升能力大。它的缺點是:井底及井口需要設置煤倉和裝載設備,只能提煤炭,不能升降人員、設備和材料,井架較高,需要另設一套輔助提升設備。罐籠的優(yōu)點是:井底及井口不需要設置煤倉,可以提升煤炭、矸石,下放材料,升降人員和設備,井架較矮,有利于煤炭分類運輸。罐籠的缺點是:質(zhì)量大,所需井筒斷面積大,裝卸不能實現(xiàn)自動化,而且時間較長,生產(chǎn)效率較低。由于現(xiàn)在井的深度比較深,年產(chǎn)量大,綜合考慮后,決定采用多繩、塔式布置的箕斗提升系統(tǒng)。1.2.3箕斗的選型1)提升高度:H=Hs+Hz+Hx式中 Hs井筒水平深度Hz裝載高度 1825m 取 Hz=20mHx卸煤高度 取Hx=13.5mH=350+2013.5=383.5 m2) 經(jīng)濟提升速度: Vm=0.4=0.419.583=7.833m/s3)一次循環(huán)提升時間初加速度估計為 a=1m/s Tx= 式中 : 20為裝卸載時間 Tx=7.833+=76.79 s4) 一小時提升量: As=式中: C不均衡系數(shù),煤炭工業(yè)設計規(guī)范規(guī)定,有井底煤倉時為1.101.15,取C=1.15Cf提升能力富裕系數(shù),煤炭工業(yè)設計規(guī)范規(guī)定,主井提升設備一般對于第一水平留有20%的富裕系數(shù),取Cf=1.2br年工作日,取br=300天t 是工作小時數(shù),取t=14 小時AN 年產(chǎn)量,噸A=591.428 t/h5)一小時提升次數(shù):ns=次6)一次合理提升量: Q= 噸/次由主井多繩箕斗規(guī)格表選擇名義裝載重量為16t的箕斗,其主要技術規(guī)格參數(shù)如下:自重 Qz=17.8t 全高 Hr=15600 有效容積 V=17.6m3提升鋼絲繩數(shù) n1=4繩間距 =300尾繩數(shù) n2=2實際載重量 Q=V=0.917.6=15.6 t1.2.4提升鋼絲繩的選擇1) 鋼絲繩的最大懸垂長度Hc 預估計井架Hj=40m. 由于Vi=7.833m/s,取Hg=13m,箕斗間距S=2050 Hh=Hg+1.5S=13+1.52.05=16.08 m 取Hn=20 m Hc=Hj+Hc+Hz+Hn=40+350+20+20=430 m2) 估算鋼絲繩每米重力P取鋼絲繩抗拉強度=1520n/mm2安全系數(shù) ma7.2-0.0005Hc=7.2-0.0005430=6.895P=41.06 N/m據(jù)此選鋼絲繩6(36)股(132+31+12+1.5)繩纖維芯,左右捻各二根,其每米重量=66.84N/m.直徑d=39.5.繩中最粗鋼絲直徑=2.4.全部鋼絲破斷力總和為Qd=1064385N.尾繩數(shù) n2=2根.q=133.68 N/m據(jù)此選擇(19231)8410扁鋼絲繩.其單位每米重為132.44N/m.考慮到=4-2q=466.84-2132.44=2.48N/m.而且=0.9%6.895所以所選鋼絲繩合格可用.1.2.5 選擇提升機1)考慮塔式井塔,設導向輪,滾筒直徑D: D100d=10039.5=3950 由此選擇 JKM4/4(I)型多繩摩擦式提升機,其技術參數(shù)如下: 摩擦輪直徑 D=4m 設計最大鋼絲繩靜張力 588KN (60t)設計最大鋼絲繩靜張力差 177 kN (18t)減速器傳動比 I=10.5傳動效率 =0.85減速器最大輸出扭距 57tm(559KNm)提升機(包括減速器,導向輪)變位重力 192.4KN(19.6t)2) 驗算提升機強度最大靜張力 Fjm = Q+Qz+4Hc = (15.6+17.8)9810+466.84680 = 509.458 KN 588 KN最大靜張力差Fjc=Q+H=15.69810+2.48680 = 154.72 KN177 KNFjm Fjcr 的實際值均小于設計值,強度校驗合格.3) 摩擦襯墊比壓Pb的校驗 上升側靜張力 Fs=Ffm=509.458 KN 下降側靜張力 Fx=Fjm-Q=509.458-15.69810=356.422 KN Pb=137N/cm2襯墊比壓Pb小于設計值,強度校驗合格.由以上校驗說明,所選JKM4/4型摩擦式提升機合格可用。1.2.6井塔高度Hj確定 HJ=Hr+Hg+0.75=15600+13000+0.75=30.1 m 由以上確定HJ=35 m 可取。1.2.7預選電動機1)電動機轉數(shù)n=392.892 r/min 取電動機同步轉數(shù) nt=500r/min,則額定轉數(shù)ne=492 r/min 此時相應最大提升速度Vm=2)預選電動機功率 Pe= 式中 K阻力系數(shù),取K=1.15 動負荷影響系數(shù) 取=1.2因而 Pe=1.2=2435.867 KW 根據(jù)ne,Pe選電動機YR2500121215 三相繞線式異步電動機.其技術特征參數(shù)如下:額定功率 Pe=2500 KW額定轉數(shù) ne=495 r/min過負荷系數(shù) =2.38轉子飛輪轉距 GD2=97860 N/m2電動機效率 =92%電動機作用于滾筒上的額定拖動力 Fe= =216615.7 N1.2.8提升系統(tǒng)總變位質(zhì)量其中 GD=GD2()2=97860()2=674316.6 N因而 =866.84430+192400+674316.6+15600+217800 =162988.6 kg =162.9886 t1.2.9提升機加減速度的確定1)(a)按電機過負荷能力a1= =1.2949 m/s2(b)按減速器允許最大輸出扭矩 a1 m/s2根據(jù)以上結論,因而本設計加速度a=0.9 m/s2 可取.2) 減速度a3確定 首先考慮自由滑行方式減速 a3= m/s2 由此a3可采用自由滑行方式減速.1.2.10運動學參數(shù)計算1)初加速度a0 =式中 V0箕斗脫離卸載軌時速度 取 V0=1.5m/s hx卸載曲軌長度 取 hx=3 ma0=0.375 m/s2初加速時間 t0=主加速時間 t1=主加速行程 h1=52 m減速時間 t3= 式中V4爬行速度 取 V4=0.5m/s t3=s減速行程 h3=爬行時間 t4=式中 h4爬行距離 取h4=4 m t4= 等速行程 h2=Hhxh1h3h4 =39035244.4364=286.564 m等速時間 t2=29.21 s 2)箕斗卸載休止時間由礦井提升設備表51查得16 t箕斗Q=16 s所以一次提升循環(huán)時間為:Tx=t0+t1+t2+t3+t4+Q =4+9.2+8.62+8+29.21+16 =75.03 (s)3)提升能力校核實際年提升能力 An=273.36 萬噸/年4)箕斗提升速度圖圖1-3 箕斗提升六階段圖1.2.11動力學參數(shù)計算初加速階段 F0 = KQ+ma0=1.15156009.81+162988.60.375=237.112 KN主加速階段 F1 = F0+m(a1a0) =237.112+162988.6(0.90.375)/1000 =322.681 KN 等速階段 F2=KQ=1.15156009.81=175.991 KN減速階段 F3=0爬行階段 F4=KQ=175.991 KN1.2.12電動機功率校驗1)等效時間Td = a(t0+t1+t3+t4)+t2+ =4+9.2+8.62+8)+29.21+16 = 49.45 S2) 等效力 =237.11224322.68129.2175.9912(29.21+8) =2.3353191012 N2/SFd = N3) 等效功率 Pd = =2455.45 KW1.75靜防滑校驗合格.2) 動防滑校驗要求動防滑系數(shù) 1.25 提升時, 上升側靜張力 Fs=509.458 KN上升側變位質(zhì)量 Ms=53 t 下降側靜張力 Fx =356.422 KN下降側變位質(zhì)量 Mx=37.4 t =1.24 1.25動防滑系數(shù)合格.3)緊急制動防滑校Mz NMaz=2.0588 m/s2=0.846 1 緊急制動不合格,考慮加配重,據(jù)鋼絲繩安全系數(shù),經(jīng)計算配重,m17.825t.選配重.m=15t則 Fx=356.422+159.81=503.572 KNmx=15+37.4=52.4 tFs=509.458+159.81=656.608 KN Ms= 15+53=68 t m=162988.6+2151000=192988.6 kg根據(jù)以上數(shù)據(jù)算出:az= =1.744 m/s2= =增加配重后,動靜防滑系數(shù)更大,所以不需要再校驗.1.2.14提升機電耗及計算1)一次提升電耗237.1124+322.6819.2+175.9913721 =104.6573 KNSW = = =37.1989 KWh/次2) 噸煤電耗WtWt= W/Q=37.11089/15.6 =2.385 KWh/ t3)一次提升有益電耗 WyWy= KWh4)提升效率= =至此提升機的選型結束。2 提升容器逆止器的設計在立井提升中,為了防止提升容器發(fā)生過卷事故造成對設備或井筒設施的破壞,在提升系統(tǒng)中設置了各種減速、限速及過卷電氣開關等,然而由于絞車司機操作失誤或電氣元件失靈仍會發(fā)生過卷事故,造成了人員傷亡和重大的經(jīng)濟損失。因此,立井提升系統(tǒng)中需增設過卷保護裝置,以確保設備和人身的安全。通常采取的保護措施是在提升系統(tǒng)的上部設置楔形罐道和防撞梁。下部設置楔形罐道進行過卷保護,但是這種保護措施只能保護上部設備不受破壞,提升容器過卷時,受到楔形罐道的保護不能繼續(xù)過卷,若提升容器以10M/S的速度上升時,在要0.1秒鐘停止過卷,此時提升容器的減速度為100m/s.提升容器在極短的時間停住,提升鋼絲繩受到極大的沖擊而發(fā)生斷繩,斷繩后的提升容器將以極大的速度墜落入井筒.從而會使井筒內(nèi)的設施受到極大的破壞.簽于以上的原因煤礦安定規(guī)程1992年版明確規(guī)定:在提升速度大于3m/s,的提升機構內(nèi),必須設置防撞梁和托罐裝置-。規(guī)定不但要求保護井塔部分,也要求保護井筒部分,要求過卷保護措施更完善。提升容器逆止器的設計思想就是在這種要求下而產(chǎn)生的。就是在斷繩后在有效地托住容器,防止容器墜落,造成事故的進一步擴大?;纺嬷蛊饕话阊b于卸載位置以上0.5米處.當箕斗過卷時箕斗通過逆止器住置,逆止器動作,阻斷箕斗下墜通路,將箕斗托于罐道上,避免其因斷繩下落,將事故損失減小了最小.逆止器的設計應充分滿足礦山安全生產(chǎn)的需要,并達到安全,可靠.而且設計控制上盡量簡單,靈活。2.1方案的確定設計所提供的原始數(shù)據(jù): 立井12t的箕斗本設計以JDS-12/110-4立井提升繩12噸為標準提煤箕斗,以及相應的罐道尺寸為對象進行設計的。當安裝位置不同時,可相應改變托爪以及底座的尺寸。JDS-12/110-4技術數(shù)據(jù):自重 12 t有效面積 13.2 m3名義載重 12 t斗箱斷面 23001300 mm 相應剛性罐道斷面 180180 mm 井筒尺寸 5500 mm將箕斗逆止器的主要支撐部件-托爪裝在卸載高度500mm以上處.當箕斗裝載容器的底部超過托爪位置時,箕斗逆止器動作,伸出托爪,阻斷箕斗下落通路.將箕斗托于罐道上.當箕斗斷繩故障排除后,上提箕斗.采用手動油泵,給收爪油缸供油,使托爪上揚,箕斗恢復正常工作狀態(tài),然后排出收爪油缸中的油液,托爪恢復到工作位置.箕斗逆止器工作簡圖如圖示:逆止器工作過程:圖: 此時逆止器處于靜止狀態(tài),托爪在水平位置,支撐在減震油缸上,彈簧處于預拉緊狀態(tài),收復爪與托爪不接觸。圖:此時箕斗處于卸載位置,托爪沿斗箱邊緣被托起,彈簧伸長,使托爪緊貼于箕斗壁。圖: 當箕斗過卷時,托爪受自身的重力和復位彈簧的作用而恢復到水平位置?;窋嗬K下落將被托于托爪之上,減震油缸減緩沖擊,從而托住箕斗,不使箕斗下落,防止了事故的進一步擴大。圖:當箕斗提升鋼絲繩修好后,上提箕斗,用油泵約收爪油缸沖油,抬起托爪,下放箕斗,恢復正常工作。把油排到油箱,復位彈簧使托爪復位,重新進入工作準備狀態(tài)。箕斗逆止器在罐道中的布置位置如圖所示:圖中為井筒剖視圖,逆止器一共八個,分布在箕斗兩側,使之受力均勻,每個逆止器受到1/4沖擊載荷。托梁穿入井筒壁固定,托爪,減震油缸、底座均固定于托梁上,托梁中間部分都與罐道接觸部分采用焊接。圖2-2 井筒剖視圖2.2 托爪的設計2.2.1托爪的結構 初步根據(jù)井筒布置尺寸,確定托爪長度為500。其中支撐箕斗部分長度為100。減震油缸支撐點在距轉軸中心190處,如圖示托爪受力圖。圖2-3 托爪受力圖FRBRA初步確定托爪轉軸中心位置為距端部50處。為A點。減震油缸支撐處為B點,箕斗用力處為C點。2.2.2托爪的受力據(jù)井筒布置知,每個箕斗共安裝有4個托爪,則F= G 式中 G 箕斗自重及其負載總重。因而 F=6 t=6104 N由托爪受力圖知:RB190 = F(190+160+50) RB= 因為Y=0 因而 RA+F-RB=0RA=RB-F=12.63104-6104 =6.63104 N畫剪力圖6104Q圖 6.63104圖2-4 剪力圖畫彎矩圖M圖 圖2-5 彎矩圖其中Mmax=(12.631040.190.21)0.4=1.2588104Nm2.2.3托爪截面面積 由于max=N/A=6.631042/19.6106=6.7510-3m32.2.4彎曲應力 由=My/Iz式中 Ymax=h/2 Zz=bH3/12 h托爪矩形斷面高度 b托爪矩形斷面寬度根據(jù)材料力學性能,受彎梁力學分布,截面寬和高最佳比例為: b:h=2:3所以 =(Mh/2)/(bh3/12)=9M/h3=91.26104/h3=179.5 mm在剪切應力計算中,A=bh=h2=6.676510-3m2 h100.73mm2.2.5確定托爪截面尺寸 據(jù)以上結果,查機械設計手冊確定: h=200 mm b=135 mm2.2.6驗算安全系數(shù)抗壓安全系數(shù): ma=s/=s/(my/Iz) =0.1350.22=25.21抗剪安全系數(shù): ma= =0.1350.8=71.87托爪強度校驗合格2.2.7托爪尺寸圖 注: 為防止箕斗正常工作時,托爪卡在箕斗上,所以托爪支撐端底部設計為以R180為半徑的圓弧。為連接安裝復位彈簧,在圖弧中心處焊接掛鉤。具體尺寸如下圖所示: 圖2-6 托爪尺寸圖2.2.8確定轉軸尺寸轉軸主要受到剪切應力 N=6.63104/2=3.315104N選擇材料為45#鋼,安全系數(shù)取MA=15 =23.53 Mpa =11.76 Mpa由= A=2.8188710-3 m2 D59.9 mm 查機械設計手冊,取D=63 2.3 復位彈簧的設計計算由于本設計的復位彈簧只起復位作用,無具體的要求,只要在初位置有一個預緊力,在終端位置不會因受力太大而發(fā)生永久形變即可,取預拉伸長度L=10。而初位置時L1=252.所以彈簧自由長度為242。當彈簧處于終端位置時L2=305。彈簧d=4,D2=20,c=5 L0=nd+1.5D2=4n+30 n=(242-30)/4=53L1=L0+ =252-242=10=式中-彈簧受載后軸形變形量 G-彈簧材料剪切彈性模量查機械設計手冊取G=80000 F0=60.3773 Nmax= 式中Fmax-彈簧受到最大拉力max-彈簧終端位置時變形量max=L2-L1305-252=53Fmax=+60.3773=380.375 N因而彈簧的幾何尺寸確定為: 中徑 D2=20 外徑 D=D2+d=20+4=24 內(nèi)徑 D1=D2-d=20-4=16 節(jié)距 t=d=4 自由長度 L0=242彈簧剛度 Kf=6.0377 N/ L1=252 時 F1=Kf(L1-L0)=60.377 N L2=305 時 F2=Kf(L2-L0)=380.375 N2.4 收爪油缸的設計2.4.1油缸位置的確定收爪油缸在本設計中無太多的要求,只要它能支撐起托爪重力和彈簧的拉力的合力即可.由于結構關系,托爪油箱放置位置如圖,它的活塞桿長度應使托爪不致于阻礙箕斗下放.圖2-7 托爪結構圖2.4.2收爪油缸受力分析當托爪處于正常工作位置(水平位置)不受力,當手動油泵給油缸注油時,看需力為: Nc= 式中 F2-彈簧在終極位置時接力 Y-F2到轉軸中心力臂G-托爪重力,估算為G=gv V=()135 =12.399103kg/m3因而 G=944.2 N Z-油缸到轉軸中心力臂注: X,Y,Z 由比例圖上大致量為60,175,59所以 Nc=3187.3 N2.4.3收爪油缸尺寸確定1)根據(jù)實際需要,查液壓系統(tǒng)設計手冊選擇內(nèi)徑D=302)計算壁厚: 式中 - 液壓缸壁厚 Py - 實驗壓力取工作壓力1.3倍 D - 液壓缸內(nèi)徑內(nèi)徑 - 材料許用應力 選擇鑄鋼材料 =105 MP 工作壓力P=4.511 Mpa 1.34.5110.03/105=0.00167m=1.67 取 =33)缸蓋厚度確定 前端蓋: t0.433D 式中 : t-缸蓋有效厚度 d0-缸蓋孔直徑 t=6.36查機械設計手冊取t=6.54)最小導向長度確定H取 H=30 式中: L-液壓缸最大行程 L=140 D-液壓缸內(nèi)徑5)活塞寬度B=(0.61.0)D=(0.6-1.0)30=18-30 取出B=20缸蓋滑動支撐面寬度L1L1=(0.6-1.0)D=18-30 取出L1=20隔套長度CC=H-106)收爪油缸結構圖: 圖示如下:2.5 緩沖油缸設計2.5.1估取油缸的內(nèi)徑 D=1402.5.2活塞桿直徑確定工作壓力 P=8.21 Mpa7 MPa查液壓系統(tǒng)設計手冊則 d/D=0.7d=0.7140=98 取 d=100校驗其強度 Mpa選擇45#鋼 =325 Mpa Ma=所以活塞桿滿足強度要求。2.5.3液壓缸壁厚和外徑計算 壁厚 =158.210.14106/2105106=8.21取 =14查機械設計手冊得液壓缸外徑D1=D+2=140+214=168 2.5.4缸蓋厚度確定t0.433D16.95取t=202.5.5 最小導向長度確定H=75取H=802.5.6活塞寬度B確定 由于 D80 所以 B=(0.61.0)d=(0.61.0)100=(60100)取 B=802.5.7油量壓縮值 液壓缸初油壓為0.5MPa 終油壓為: 8.21MPa油缸連接皮囊式貯能器NXQ0.6型,技求指標:容積: 0.6L壓力: 10MPa重量: 4.5 Kg油缸充油量為0.1L,此終油壓為:8.21Mpa 由Pv為常數(shù)1.10.6=(1.1+0.5)V V=0.425L1.10.6=(1.1+8.21)VV=0.07089L所以四個油缸中的油流到貯能器中為: V=0.425-0.07089=0.35411每個油缸去油量V=0.08852 L所以下降高度為: x=8.852 減震油缸剖視圖2.6底座設計及計算2.6.1底座設計方案底座設計是根據(jù)實際需要進行的。底座上需要固定減震油缸,收爪油缸,復位彈簧及托爪.底座是焊接在托梁上所以只需校核軸孔強度即可。底部凹槽為固定減震油缸用,由于緩沖油缸只受徑向力,所以油缸只需放入槽中即可,收爪油缸焊在底座上。2.6.2軸孔校核 軸孔受拉面積為: (108-63)45=2025 2 兩軸孔總受拉面積為: A=22025=40502 由以前計算知轉軸處受力為: Ra=6.63104 N所以 F/A =6.63104/405010-6=16.37 Mpa底座選擇鑄鋼 45# 鋼 則: =320 Mpa安全系數(shù) Ma=/=19.547915因此底座軸孔強度符合安全要求.2.6.3 底座示意尺寸圖如下 圖2-10 底座示意尺寸圖2.7托梁強度校核2.7.1托梁受力分析N1N2F1N1” F2圖2-11 托梁受力分析圖由于托梁兩邊受力為對稱,因而可簡化為:N2N1275275 圖2-12 受力簡化圖已知力F1=F2=6104 N由m=0 F1(2750-575)=N22750 得 N2=4.7104 N由Y=0 N1+N2-F1=0 N1=6104-4.7104=1.25104 N所以N1=N1=1.25104 N F1=F2=6104N N2=2N2=9.49104 N2.7.2托梁的Q圖及M圖 Q圖:M圖:2.728104Nm2.728104NmMmax=2.728104Nm圖2-13 Q圖和M圖托梁和罐道相交處采用焊縫厚度的方法焊接。2.7.3托梁強度校核1)剪應力校核中部截面為受前力最大截面,而截面面積小受力N2=9.5104N 面積為 A=210h 式中h托梁高。選擇鑄鋼材料。 =320Mpa =/2=160 Mpa由于受到巨大的沖擊載荷,而緩沖油缸抵消大部分沖擊,所以安全系數(shù) M10 F/A=9.4909104N/210h ma=10 9.4908104/210h16 MPa h 0.0282m=28.22)彎曲應力校核 W= M=2.728104 Nm = ma=10 32 MPa h715.5 根椐以上計算結果,查機械設計手冊取h=126.3 提升機信號聯(lián)鎖系統(tǒng)的改造31原信號聯(lián)鎖系統(tǒng)的缺陷在礦井提升系統(tǒng)中,提升信號可與各種提升電控系統(tǒng)進行接口配套.完成各種礦井的主副井單水平及多水平的提升信號系統(tǒng)的任務。信號閉鎖的保護、安全保護要符合煤礦安全規(guī)程的要求。使用罐籠提升的立井,井口、井底和中間運輸巷的安全門必須與罐籠和提升信號連鎖,在信號系統(tǒng)中,采用了由一個按鈕打多種信號的方式,既安全又可靠。臥牛礦原先使用的信號聯(lián)鎖系統(tǒng),是早期天津電器設備廠生產(chǎn)的,距今已有三十多年,設備陳舊老化嚴重。它是利用JZ7-44繼電器和JS7-2A空氣式時間繼電器工作的。空氣式時間繼電器是利用空氣阻尼作用而達到延時的目的。由于該繼電器在正常的運行中容易出現(xiàn)很多的問題,其觸點開關存在著一些固有的缺點,如機械磨損,觸點的電蝕損耗,易
收藏