《JK單繩纏繞式提升機(E系列)主軸裝置設計說明書[001]》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《JK單繩纏繞式提升機(E系列)主軸裝置設計說明書[001]（48頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、JK—3提升機主軸裝置設計 摘　要 單繩纏繞式礦井提升機的工作原理：鋼絲繩的一端用鋼絲繩夾持固定在卷筒幅板上,另一端經卷筒的纏繞后,通過井架天輪懸掛提升容器。這樣,利用主軸旋轉方式的不同,將鋼絲繩纏繞上或放松,以完成提升或下降容器的工作。 主軸裝置是單繩纏繞式礦井提升機的主要工作機構,它的作用是： <1>纏繞提升機鋼絲繩；<2>承受各種正常載荷<包括固定載荷和工作載荷>；<3>承受各種積極情況所造成的非常載荷。在非常載荷作用下,主軸裝置部分不應有殘余變形。單繩纏繞式礦井提升機的主軸裝置是其核心部件,要求我們應認真設計,精心制造,這對于確保礦井提升機安全可靠運行,預防和杜

2、絕故障及事故的發(fā)生,也具有十分重要的意義。 本設計根據生產實際和預選的數據,以提升機的配套設備為核心,經過科學的計算和分析,設計、選擇了一套礦井提升機的傳動系統設備,并采用了光電測速傳感器作為深度指示系統的數據采集裝置,實現了從機械控制到數電控制的轉變,同時為提升機控制系統的技術改造奠定了基礎。 關鍵詞：提升機,主軸,制動器,光電測速傳感器 The designing of themain axleof JK-3 elevator ABSTRACT What the principle of the single rope twines mine p

3、it elevator is that: One end of the steel wire rope is fixed to Winding by the steel wire rope nip, another end after twined hangs and promotes the vessel by derrick wheel. In this way, we make use of the differences of the revolve way to twine or relax the steel wire rope so that to complete the ve

4、ssel to step up or drop down. Main axle is the core part of the mine elevator. Its functions are:<1> the steel wire rope of twines the type mine pit elevator ;<2> endure a kind of normal load< including fixed load and work load >;<3> endure the kinds of unusual load which is result from positive si

5、tuation. Under the unusual load function, the part of the main axle equipment should not remain remaining distortion.It required us to be careful designing and manufacture when designing and manufacturing. Only in this way, we can prevent the occurrence of failures or accidents.Obviously,the possess

6、es is very significance. This design is on the basis of the data which are chosenby advance and actually, take the elevator supplementary equipment as the core, after the analysis and computation in science, has designed and chosen a set of the transmission system of the mine pits elevators, and us

7、ed the electrical-light sensor as the equipmentof the indicating system which to measure the amount of the depth of the tank. It enforced the change from the mechanically control to the numerical control, at the same time, has laid the foundation for improve the control system ofthe elevator. KEY

8、 WORDS：elevator, main axle, brake, electrical-light measurementvelocity sensor 43 / 48 目　　錄 前言1 第1章 課題設計簡介2 §1.1 設計課題2 §1.2 設計步驟2 §1.3 設計思路2 第2章 JK—3提升機 <Ｅ系列>主軸裝置的原始資料3 §2.1 本產品的型號、名稱3 §2.2 本產品的性能指標和設計參數3 第3章 JK—3提升機〔E系列〕的選擇和設計4 §3.1 JK—3礦井提升機的工作原理和主要結構4 §3.1.1 主軸4 §3.1.2 卷筒4 §3.1

9、.3 主軸承5 §3.1.4 盤形制動器裝置5 §3.1.5 深度指示系統6 §3.1.6 減速器6 §3.1.7 聯軸器6 §3.2 主軸裝置的設計依據7 §3.2.1 鋼絲繩7 §3.2.2 卷筒寬度B7 §3.2.3 鋼絲繩最大靜力Fjmax7 §3.2.4 鋼絲繩最大靜力差△F7 §3.2.5 最大提升速度Vmax7 §3.2.6 電動機功率PN8 §3.3 主軸的選擇8 §3.4 主軸的設計8 第4章 主要通用部件的選型計算10 §4.1 盤形制動器10 §4.2 減速器10 §4.3 齒輪聯軸器10 §4.4 彈性棒銷聯軸器11 第5章 主軸的

10、校核12 §5.1 主軸強度校核12 §5.1.1 工況一:提升開始,a=1m/s2,h=450m.12 §5.1.2 工況二:提升終了,a=0, h=0.16 §5.2 主軸撓度校核19 §5.2.1 工況一:提升開始20 §5.2.2 工況二:提升終了21 第6章 軸承壽命計算22 §6.1 左軸承22 §6.2 右軸承22 第7章 螺栓聯接的計算和校核24 §7.1 螺栓選用型號24 §7.2 高強度螺栓平面摩擦聯接校核24 §7.3 受扭轉力矩鉸制孔螺栓強度計算24 第8章 機器的安裝調試和維護25 §8.1 機器的安裝要求25 §8.1.1 主軸裝置2

11、5 §8.1.2 卷筒25 §8.1.3 盤形制動器26 §8.1.4 電動機26 §8.1.5 減速器26 §8.2 機器的調整27 §8.2.1 產品空運轉試驗要求27 §8.2.2 機器的負荷試車27 §8.2.3 機器的加載試車27 §8.3 機器的維護和保養(yǎng)28 §8.3.1 機器的維護和安全使用28 §8.3.2 制動器的保養(yǎng)28 §8.4 機器故障的排除28 第9章 結論30 參考文獻31 附錄一單繩纏繞式提升機設計規(guī)<摘錄>33 附錄二光電測速傳感器40 致　　謝43 前 言 煤炭、電力工業(yè)是國家的支柱產業(yè),國民經濟發(fā)展的重點。

12、隨著我國國民經濟的高速發(fā)展,電能利用量大大增加,煤炭、電力市場頻頻告急,致使江南、許多地區(qū)的企業(yè)大面積拉閘限電、減少勞動日、躲避用電高峰。而礦井提升機是煤炭產業(yè)的關鍵設備。為此,提高大型提升機的生產能力,滿足國能源、電力市場的需求勢在必行,也是緩解當前煤炭、電力緊缺的關鍵所在。據有關市場調查,20XX前國火力發(fā)電總裝機容量為9～10億千瓦,每年消耗的煤炭總量為3億多噸,按年產量200萬噸煤炭生產能力的大型提升機來計算,國煤炭市場每年需遞增大型提升機700～750臺。因此,研制開發(fā)大型礦井提升機不僅可以滿足目前國能源、材料、電力市場的需求,也將使礦井提升設備的技術水平、安全環(huán)保、生產能力、資源利

13、用、減少項目初期投資等方面有較大的改善和提高,進而實現大型集中化、開發(fā)有序化、控制微機化、綠色環(huán)?；陌踩?、高效、經濟和可持續(xù)發(fā)展的要求。 礦井提升機的主軸裝置是其主要的工作機構,它不僅要承受各種正常載荷〔包括固定載荷和工作載荷〕,還要承受各種緊急事故情況下所造成的非正常載荷。本課題研究容為JK—3礦井提升機主軸裝置設計,為了使提升機高效、安全、可靠地為國外礦山機械用戶服務,實現廣大用戶和企業(yè)的經濟雙贏,實現礦山機械用戶的高效、安全、低耗的良性經濟發(fā)展態(tài)勢。設計者要綜合運用機械設計等知識,通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)、設計手冊等有關資料,完成預期設計任務,并使機械設計的基本技能得到

14、訓練。 本設計在已有設計基礎上針對新的市場、資源等要求,進行深入分析研究,對原有產品的結構進行一定的改善,設計新一代的改進型產品以適應市場需要,即在基本型產品的基礎上,開發(fā)出能耗低、重量輕、經濟實用的改進型產品。 第1章 課題設計簡介 §1.1 設計課題 我所設計的課題題目是：JK—3提升機主軸裝置設計。 JK—3提升機〔E系列〕主軸裝置設計的主要技術指標： 1.卷筒直徑； 2.最大提升速度不大于； 3.礦井深度設定為450。 §1.2 設計步驟 第一步：根據類似主軸結構選定主軸并進行優(yōu)化設計； 第二步：依據所設計的主軸選用通用部件； 第三步：對

15、主軸及通用部件進行校核計算； 第四步：確定主軸裝置的安裝、使用和維護的方法。 §1.3 設計思路 在總的設計過程當中,我盡量選用通用部件,同時盡量采用成熟的結構和標準部件以及提升機通用部件,提高標準化、系列化、通用化的程度。積極、慎重地采用和推廣新結構、新材料、新工藝,做到技術先進,結構、工藝經濟合理。在結構上盡可能考慮最大限度地縮短安裝調試時間,做到以最少的代價帶來最大的經濟效益。在具體的設計過程中,我則以可靠性、安全性、經濟性、方便性為原則,以認真、XX、虛心求教、改革創(chuàng)新為信念,完成每一項任務。 第2章 JK—3提升機 <Ｅ系列>主軸裝置的原始資料 §2.1 本產

16、品的型號、名稱 本產品執(zhí)行中華人民國機械工業(yè)部標準及2646—79《單繩纏繞式礦井提升機型式基本參數與尺寸》,其型號表示方法符合中華人民國機械工業(yè)部1604—75《礦山機械產品型號編制方法》的規(guī)定。 型號示例：2 J K－ 2.5 / 11.5 E 礦井提升機 雙筒*____| | | |||__E系列 卷揚機類________| | ||_______減速器速比11.5 礦井提升機組__________| |___________卷筒直徑φ2.5米 注：*單筒無此代號 §2.2 本產品的性能指標和設計參數 卷筒直徑 D=3m 最大提

17、升速度 礦井深度 H=450m 容器自重 Qr=4000kg 載重量 Q=6000kg 第3章 JK—3提升機〔E系列〕的選擇和設計 §3.1 JK—3礦井提升機的工作原理和主要結構 礦井提升機由動力系統,傳動系統、工作系統、制動系統、控制指示系統等及其它附屬部分組成。它以電動機為動力源,通過減速器,傳遞給主軸裝置,使纏繞在卷筒上的鋼絲繩收放,實現提升容器在井筒中升降的目的,通過制動器,操縱臺等一系列電氣、液壓和機械的控制、保護、指示系統,確保設備安全運行。 本產品主要用于礦山地面豎井和斜井、作升降物料、人員及設備之用,也可用于井下運輸和鑿井吊桶提

18、升,由于本產品電氣設備為非防爆型,故不適用于有瓦斯、煤塵等易燃、易爆等介質的場合。 §3.1.1 主軸 主軸承受各種正常載荷〔包括固定載荷和工作載荷〕及各種緊急事故情況下所造成的非常載荷。它同時承受扭矩和彎矩,因此應具有足夠的強度和剛度。 主軸有兩種不同的結構：一種是光軸,另一種是帶有兩個法蘭的軸。本設計采用光軸結構。 §3.1.2 卷筒 卷筒用來纏繞提升鋼絲繩,應滿足所需容繩量的要求,它承受尚未纏到卷筒上的鋼絲繩弦拉力使卷筒產生的扭轉和彎曲及已纏到卷筒上的鋼絲繩對筒殼產生的徑向壓縮,因此應具有足夠的強度。 卷筒有以下幾種不同的結構形式： 單筒提升機：對開裝配式木襯卷筒,對開裝配

19、式繩槽卷筒,整體式木襯卷筒三種。 對開裝配式木襯卷筒： 為便于運輸和安裝,每個卷筒采用了剖分裝配式結構,為使鋼絲繩排列整齊,減少鋼絲繩的磨損,用戶使用時應在卷筒外側裝設木襯,并在木襯上加工出繩槽。繩槽尺寸是由用戶根據所有鋼絲繩直徑的大小而設定的。該木襯要采用英制木材,由用戶自備。在使用過程中,應根據實際磨損情況,定期予以更換。 對開裝配式繩槽卷筒： 與對開裝配式木襯卷筒不同之處,是由制造廠在筒殼上直接加工出螺旋繩槽,為消除提升過程中的夾繩和減輕咬繩程度,在鋼絲繩由一層向二層和由二層向三層過渡的過渡區(qū)增設了層間過渡塊。 整體式木襯卷筒： 這種卷筒為整體結構,用戶使用時應在卷筒外側裝設

20、木襯,用戶根據所用鋼絲繩直徑的大小自行在木襯上加工出繩槽,制動盤由制造廠焊接在卷筒上,并經過精加工。一般情況下用戶不需要再加工,若制動盤偏擺量超過規(guī)定值,用戶只需在安裝后作少量加工,使之達到要求。 由于對開裝配式木襯卷筒結構具有易加工,運輸方便,用戶維護任務輕,可減少鋼絲繩磨損,適應于不同繩徑等優(yōu)點,目前是主流的結構形式,所以本設計采用裝配式木襯卷筒結構。 卷筒上鋼絲繩的出繩方向和出繩口位置的確定： 對于單筒提升機,建議用戶將鋼絲繩的出繩方向選擇在卷筒的上側,即"上出繩"。 §3.1.3 主軸承 主軸承受的載荷通過軸承傳遞給基礎,主軸承采用雙列向心球面滾子軸承。它主要用于承受徑向載荷

21、,也能承受少量的雙向軸向載荷。具有調心性能,適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸以及難于精確對中的支承。該軸承結構簡單,傳動效率高,承載力大,使用中只需定期加注潤滑脂即可,減少了用戶的維修工作量。 §3.1.4 盤形制動器裝置 在早期的提升機系列產品中,制動裝置一般采用的都是角移式制動器、平移式制動器和綜合式制動器。但是角移式制動器具有圍抱角較大,所產生的制動力矩也較小的缺點,而且由于閘瓦表面的壓力分布不夠均勻,閘瓦上下磨損也不均勻；平移式制動器則因為結構比較復雜,對于用戶的維護和檢修都十分不便；綜合式制動器所能產生的制動力矩也比較小,不能適用于大功率、高速運轉系統的緊急制動,容易給用戶帶來潛在

22、的安全隱患。 結合實際生產和工作的經驗,本設計采用盤形制動器裝置。盤形制動器裝置是以實現提升機的工作制動和安全制動,其工作原理是液壓松閘,彈簧力制動。它的制動力矩是靠閘瓦沿軸向從兩側壓向制動盤產生的,為了使制動盤不產生附加變形,主軸不承受附加軸向力,盤閘都是成對使用。根據所要求制動力矩的大小,每臺提升機可布置多副制動器。 §3.1.5 深度指示系統 深度指示系統是提升機的重要組成部分,其功能有如下幾點： 1. 指示提升容器在井筒中的實際位置。 2. 發(fā)送減速、過卷等訊號。 3. 進行限速保護。 深度指示器系統一般有三種類型,多水平深度指示系統<監(jiān)控器>,牌坊式深度指示器系統,

23、圓盤式深度指示器系統。 為滿足提升機在各種工況下的使用要求,本設計配備有監(jiān)控器和牌坊式深度指示器以及光電測速傳感器系統。一般對于多水平提升的礦井,應優(yōu)先采用監(jiān)控器系統,對于單水平提升的礦井,用戶可任選一種或多種組合使用,本設計推薦使用光電測速傳感器系統。 §3.1.6 減速器 齒輪減速器是礦井提升機機械系統中一個很重要的組成部分,它的作用主要是用來傳遞回轉運動和動力。包括用電動機輸出的轉速經減速器降至提升卷筒所需的工作轉速；把電動機輸出的力和扭矩經減速器增至提升卷筒所需的力和工作扭矩。 在礦井提升機上,減速器的常見結構形式有：漸開線行星齒輪減速器、平行軸圓弧齒輪減速器、平行軸漸開線圓柱

24、齒輪減速器、雙輸入軸漸開線〔圓弧〕齒輪減速器、同軸式彈簧基礎減速器。由于行星齒輪減速器具有體積小、重量輕、承載能力大、傳動效率高和工作平穩(wěn)等一系列優(yōu)點,因此本設計采用行星齒輪減速器。 §3.1.7 聯軸器 提升機采用的聯軸器有兩種結構：減速器低速軸與主軸裝置的聯接采用齒輪聯軸器。此種聯軸器傳遞扭矩大,并能補償安裝時兩軸的微量偏斜和不同心。 減速器高速軸與主電機的聯接采用彈性棒銷聯軸器,此種聯軸器由于采用彈性元件和整體外套結構,因此不僅能減少機器啟動和停車前的慣性沖擊,并能確保兩軸聯接的安全可靠。 §3.2 主軸裝置的設計依據 §3.2.1 鋼絲繩 由以上參數決定選用三角股鋼芯鋼

25、絲繩,結構型號為：6V×37S+IWR。技術性能見表3—1： 表3—1 鋼絲繩性能參數 鋼絲繩公稱直徑 鋼絲繩近似重量 鋼絲繩公稱抗拉強度,MPa 1670 鋼絲繩最小破斷拉力 d 允許偏差 合成纖維芯鋼絲繩 鋼芯鋼絲繩 纖維芯鋼絲繩 鋼芯鋼絲繩 mm % kg/100m kN 36 +7/0 540.00 584.00 818.00 868.00 注：最小鋼絲破拉力總和=鋼絲繩最小破斷拉力×1.77〔纖維芯〕或1.213〔鋼芯〕 最小鋼絲破拉力總和=868kN×1.213=1052kN §3.2.2 卷筒寬度B 根據卷筒直徑和計算所

26、得的卷筒寬度選擇標準提升機,此處選B=2.2m。 §3.2.3 鋼絲繩最大靜力Fjmax Qr－容器自重,Kg；本設計選用為4000kg。 Q －載重量,Kg；本設計選用為6000kg。 P －鋼絲繩每米重量,Kg/m。本設計選用為5.84kg/m。 鋼絲繩安全系數n的驗算： n=1052/123.8=8.5 本設計滿足升降物料的要求。 §3.2.4 鋼絲繩最大靜力差△F △F=Fjmax=123.8kN §3.2.5 最大提升速度Vmax §3.2.6 電動機功率PN 選用的電動機型號為：Z710—320直流電動機。性能參數如下： 額定電壓〔6

27、60V〕轉速 745r/min 最大轉速 1200r/min 功率 1250kW 效率 93.7 §3.3 主軸的選擇 主軸材料一般采用優(yōu)質中碳鋼,最常用的是45#碳素結構鋼,這種材料價格便宜,對應力集中的敏感性小,加工性能好,一般不采用合金鋼。本系列產品的主軸有兩種不同的結構,單、雙筒3米提升機采用光軸,固定卷筒的左右支輪熱裝在主軸上,而3.5米雙筒提升機的主軸上有兩個鍛造出的法蘭盤,固定卷筒的兩個幅板用高強度螺栓分別與兩法蘭連接。 主軸一般選優(yōu)質中碳鋼45#,其主要機械性能如表3—2： 表3—2 45鋼的主要性能參數 熱處

28、理 正火 回火 毛坯直徑 mm ＞100～300 ＞300～500 ＞500～750 硬度 HB 162～217 162～217 156～217 抗拉強度σb MPa 580 560 540 屈服強度σs MPa 290 280 270 彎曲疲勞極限σ-1 MPa 235 225 215 扭轉疲勞極限τ-1 MPa 135 130 125 許用靜應力[σ+] MPa 238 224 216 許用疲勞應力[σ-1] MPa 156～180 150～173 143～165 §

29、3.4 主軸的設計 根據結構及工藝要求,繪制出結構草圖,并初定主軸的尺寸,主軸直徑可根據傳遞扭矩進行初算,也可根據結構估計,通常取d＝<1/8～1/10>D,式中D為卷筒直徑,然后進行驗算。 圖3—1 主軸設計草圖 圖3—1為本設計最終選取的方案草圖。該主軸采用兩點支撐,電動機在軸的右端通過連軸器和減速器和軸連接。軸上設計一個鍵槽,為以后安裝機械式深度指示器裝置預留接口。支輪和軸的連接采用熱裝方式；減速器和軸的連接則采用兩個切向鍵來連接。 第4章 主要通用部件的選型計算 §4.1 盤形制動器 估算摩擦半徑 所需制動力矩 所需總摩擦力 單個制動器

30、的正壓力 選用制動器型號為：TS231。性能參數為：一個制動器所產生的最大壓力為63kN。制動器裝置數量為2個。制動器對數為4對。 §4.2 減速器 求所需額定扭矩及最大輸出扭矩 額定扭矩 選用的減速器型號為：ZZL1000A—20. 高速級轉速為：750r/min ；低速級轉速為：38 r/min。 §4.3 齒輪聯軸器 長期作用于聯軸器上的最大扭矩 聯軸器所需的最小允許扭矩 選用的齒輪聯軸器型號為：CL17。公稱轉矩560000N·m。許用轉速380r/min。 §4.4 彈性棒銷聯軸器 所需額定力矩 選用的彈性棒銷聯軸器型號為:HL9。

31、 第5章 主軸的校核 §5.1 主軸強度校核 安裝在主軸上的零部件的重量：可認為集中加于各輪轂中心。主軸自重可認為是均布載荷,也可認為集中加在各輪轂處,作用于各輪轂的中心,此項載荷在提升過程中大小不變。 纏繞在卷筒上的鋼絲繩的重量：此項載荷在提升過程中是變化的。鋼絲繩拉力,在提升過程中大小是變化的。 計算說明： 1. 提升機出繩按水平方向計算。 2. 由于提升過程中外載荷是變化的,設計時都是對具體提升機選定幾種典型的工況,對這幾種工況的外載荷進行計算,然后找出各危險斷面的最大外載荷進行強度計算。本設計選取了提升機提升開始和結束時的兩種典型工況。在這兩種工況下,提升機主

32、軸裝置的受力達到極限狀態(tài),并且計算時對其主軸裝置的受力分析也采用了典型分析,這樣所計算出的數據更有意義,也更有說服力。 3. 本計算根據第三強度理論即最大切應力理論。這一理論認為引起材料屈服破壞的因素是最大切應力。最大切應力理論能很好地說明低碳鋼試件拉伸出現的滑移線,并與有關塑性材料的多種試驗結果相接近。它的計算也較簡便,所以應用相當廣泛。 §5.1.1 工況一:提升開始,a=1m/s2,h=450m. <1>主軸上作用力大小 轉矩 T=334.3kN·m 圓周力 徑向力 <2>軸承上的支反力 水平面上的支反力 圖5—1 工況一 垂直面上的

33、支反力 <3>求彎矩 C處 水平面 垂直面 D處 水平面 垂直面 <4>合成彎矩 C處 D處 <5>計算彎矩 軸為雙向回轉,視轉矩為對稱循環(huán),α≈1,則截面C、D兩處的當量彎矩分別為： <6>按彎扭合成應力校核軸的強度 截面C當量彎矩最大,故截面C為可能危險截面。 截面E處雖僅受轉矩,但其直徑最小,則該截面亦為可能危險截面。 所以主軸強度足夠。 圖5—2 危險截面 由圖5—1及圖5—2可知,計算彎矩在C截面處最大；Ⅰ截面處計算彎矩較大,且有圓角和配合邊緣的應力集中；Ⅱ截面處計算彎矩也較大且有鍵槽的應力集中；Ⅲ

34、截面處計算彎矩雖然不大,但其直徑最小且有圓角、鍵槽和配合邊緣多種應力集中。所以以上4個都是可能的危險截面。取許用安全系數[S]=1.5——1.8,其校核計算如下： <7>C截面處疲勞強度安全系數計算 抗彎截面系數 抗扭截面系數 合成彎矩 扭矩 因為應力為對稱循環(huán)應力: 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭剪應力幅 扭剪平均應力 彎曲、剪切疲勞極限 彎曲、扭轉的等效系數 絕對尺寸系數 表面質量系數 彎曲時配合邊緣處有效應力集中系數為： 扭轉時配合邊緣處有

35、效應力集中系數為： 受彎矩作用時的安全系數 受扭矩作用時的安全系數 安全系數 Ⅰ截面處疲勞強度安全系數校核<經計算可證明安全,略>。 Ⅱ截面處疲勞強度安全系數校核<經計算可證明安全,略>。 Ⅲ截面處疲勞強度安全系數校核<經計算可證明安全,略>。 §5.1.2 工況二:提升終了,a=0, h=0. <1>主軸上作用力大小 轉矩 T=334.3kN·m 圓周力 徑向力 圖5—3 工況二 <2>軸承上的支反力 水平面上的支反力 垂直面上的支反力 <3>求彎矩 C處 水平面 垂直面 D處 水平面

36、 垂直面 <4>合成彎矩 C處 D處 <5>計算彎矩 軸為雙向回轉,視轉矩為對稱循環(huán),α≈1,則截面D處的當量彎矩為 <6>按彎扭合成應力校核軸的強度 截面D當量彎矩最大,故截面D為可能危險截面。 截面E處雖僅受轉矩,但其直徑最小,則該截面亦為可能危險截面。 所以主軸強度足夠。 圖5—4 危險截面 由圖5—3及圖5—4可知,計算彎矩在D截面處最大；Ⅰ截面處計算彎矩較大,且有圓角和配合邊緣的應力集中；Ⅱ截面處計算彎矩也較大且有鍵槽的應力集中；Ⅲ截面處計算彎矩雖然不大,但其直徑最小且有圓角、鍵槽和配合邊緣多種應力集中。所以以上4個都是可能的危

37、險截面。取許用安全系數[S]=1.5——1.8,其校核計算如下： <7>Ⅱ截面處疲勞強度安全系數計算 抗彎截面系數 抗扭截面系數 合成彎矩 扭矩 因為應力為對稱循環(huán)應力: 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭剪應力幅 扭剪平均應力 彎曲、剪切疲勞極限 彎曲、扭轉的等效系數 絕對尺寸系數 表面質量系數 彎曲時配合邊緣處和鍵連接處的有效應力集中系數分別為： 扭轉時配合邊緣處和鍵連接處的有效應力集中系數分別為： 計算取較大值,即 受彎矩作用時的安全系數 受扭矩作用時的

38、安全系數 安全系數 D截面處疲勞強度安全系數校核<經計算可證明安全,略>。 Ⅰ截面處疲勞強度安全系數校核<經計算可證明安全,略>。 Ⅲ截面處疲勞強度安全系數校核<經計算可證明安全,略>。 §5.2 主軸撓度校核 由于作用于主軸上的載荷不對稱,主軸的最大撓度并不發(fā)生在主軸的中點,但分析指出,用主軸中點的撓度代替最大撓度誤差很小,故以下計算只計算主軸中點的撓度。 另外,主軸是階梯軸,近似的按當量直徑法計算。 P f a b L 圖5—5 撓度計算示意圖 當a＜b時 當a＞b時 式中：

39、 P－主軸在垂直或水平面各節(jié)點上的作用力,N； E－主軸材料的彈性模數,E＝2.1×105MPa； J－主軸的慣性矩,cm4； 式中：L－主軸兩支點間長度,m； li－第i段階梯軸的長度,m； di－第i段階梯軸的直徑,cm。 §5.2.1 工況一:提升開始 撓度合成: §5.2.2 工況二:提升終了 撓度合成: 主軸允許撓度： 由以上計算可得： 因此主軸剛度合格。 第6章 軸承壽命計算 軸承壽命計算公式： 式中：C－已選定的軸

40、承的額定動負荷,N； n－軸承的工作轉速 r/min, P－修正后的當量動負荷, P0-軸承所受的動負荷,N； fp－負荷系數,見LYC軸承樣本表4-4,一般可取fp=1.4； §6.1 左軸承 軸承代號：23080。性能參數： 外形尺寸〔mm〕： d=400 D=600 B=148 額定負荷〔kN〕： 靜負荷 C0 4570 動負荷 C 2100 極限轉速〔r/min〕： 脂 540 油 670 重量 165kg 左軸承合格。 §6.

41、2 右軸承 軸承代號：23092。性能參數： 外形尺寸〔mm〕： d=460 D=680 B= 額定負荷〔kN〕： 靜負荷 C0 5880 動負荷 C 2520 極限轉速〔r/min〕： 脂 360 油 450 重量 223kg 右軸承合格。 第7章 螺栓聯接的計算和校核 §7.1 螺栓選用型號 連接孔選用螺栓型號為： GB5782—86 鉸制孔選用螺栓型號為： GB27—88 §7.2 高強度螺栓平面摩擦聯接校核 螺栓所能傳遞的力矩

42、所需要傳遞的動力矩 螺栓的預拉力 一個螺栓的擰緊力矩： 即 所以選用的螺栓合格。 §7.3 受扭轉力矩鉸制孔螺栓強度計算 單個螺栓剪切應力τ 螺栓材料的許用剪應力 所以 即選用的螺栓合格。 第8章 機器的安裝調試和維護 §8.1 機器的安裝要求 若采用光電傳感器測速系統和數字直流電控設備,則安裝場地應符合以下條件： 1.海拔高度不高于1000m,超過1000m需要特殊設計。 2.環(huán)境溫度不超過+400C,并且24h的平均溫度不超過+350C,最低環(huán)境溫度不得低于－50C。 3.空氣清潔,相對濕度在最高溫度+400C時不超過

43、50%,在較低溫度時,允許有較高的相對濕度〔如在+200C時為90%〕,應考慮由于溫度變化而可能偶然發(fā)生的凝露。 4.空氣的污染程度不超過國家環(huán)境衛(wèi)生的有關規(guī)定,不含有過量的塵埃、酸、堿、腐蝕性及爆炸性微粒和氣體。 5.電控設備安裝傾斜度不得超過5%。 6.安裝地基處允許的振動條件：振動頻率圍為10——150Hz時,最大振動加速度不應超過5m/s2。 7.設備防護等級：IP20 8.交流進線電網質量應符合GB3797第3.1.6.1條的規(guī)定。 §8.1.1 主軸裝置 主軸裝置就位時與安裝基準線的位置偏差應符合下列要求： 1.主軸軸心線水平位移度為L/2000。 2.主軸軸心線

44、標高為±50mm。 3.提升機提升中心線的位移度為5mm。 4.主軸中心線與提升中心線的不垂直度不超過±0.15/1000。<注：L——為主軸軸心線與井筒提升中心線或天輪軸心線間的水平距離。> 5.主軸裝上卷筒后,主軸的不水平度不得大于0.1/1000。 §8.1.2 卷筒 1.卷筒的出繩孔不得有棱角和毛刺。 2.兩半卷筒接合面的連接螺栓應均勻擰緊。 3.卷筒與兩個支輪的連接摩擦面以及制動盤與卷筒的接合面必須清洗干凈,并用扭力扳手按圖紙規(guī)定的擰緊力矩緊固。在緊固卷筒與支輪前,先將卷筒的6—8個工藝用槽鋼割掉,以更有效的保證接合面的摩擦力。 §8.1.3 盤形制動器 1.仔細清

45、洗制動盤,并吹干清洗劑,任何油污和防銹劑的存在都將大大減少制動力矩。 2.支架相對與制動盤兩側面距離的偏移△H不大于0.5mm。 3.支架兩側面與閘盤兩側面的不平行度不大于0.2mm。 4.在閘瓦與制動盤全接觸的情況下,實際的平均摩擦半徑不得小于設計的平均的摩擦半徑RP。 §8.1.4 電動機 1.電動機的基礎由安裝單位按到貨后的電動機尺寸進行施工,安裝用的底架,地腳螺栓由現場自備。 2.電動機軸上裝的半聯軸器在安裝時按主電機軸的尺寸進行擴孔和插鍵槽。擴孔加工時應從半聯軸器外圓定心,以保證安裝時主電機和減速器的同心。 3.半聯軸器是熱裝到主電機軸上的,加熱溫度不得超過3000C,

46、加熱前要檢查孔徑公差,加熱應均勻,一般燒到表面呈淺黃色為宜,并用事先做好的量棒量其孔徑,在孔徑全長上必須通過,然后擦凈孔徑表面的臟物,最后將半聯軸器套在主電機軸上。 §8.1.5 減速器 1.按照規(guī)定把調整墊鐵組放置在每個地腳螺栓兩旁的基礎上；然后以提升機主軸回轉中心為安裝基準,使減速器就位。 2.用安裝在提升機主軸裝置上的半聯軸器的外圓和端面作為基準,使主軸回轉中心線與減速器出軸的回轉中心線的標高,歪斜誤差找到0.3mm以。 3.通過調整各調整墊鐵組,使減速器的機體上平面或底座的上平面的水平誤差小于0.01/1000mm。復查與減速器相連的設備,確認滿足安裝規(guī)定后,均勻地擰緊各地腳螺

47、栓,其擰緊程度應適當,并可采用通過敲擊調整墊鐵聲音的方法確定各地腳螺栓擰緊程度是否均一。擰緊地腳螺栓之后,重新檢查減速器機體上平面或底座上平面的水平度誤差。 4.清洗各零部件,按減速器裝配圖中明細欄逐步清點各零部件數量,完成上述各項工作后即可總裝減速器,總裝減速器時應先里后外,先上后下,以不影響下道裝配工序為原則,秩序漸進,精心安裝。 §8.2 機器的調整 §8.2.1 產品空運轉試驗要求 1.在機器各部件調整結束后,可進行空運轉試車,空運轉時間為8小時<正反向連續(xù)運轉各4小時>。產品空運轉試驗時不掛鋼繩和容器。 2.主軸裝置運轉應平穩(wěn),主軸承溫升不超過2000C。 3.減速器雜

48、空運轉時,運轉應平穩(wěn),不得有周期性沖擊聲,各軸承溫升不超過2000C,各密封處不得滲油。 4.貼磨各閘瓦,接觸面積應達到閘瓦全面積的60%以上。 5.試調深度指示器的正確性及減速、二級制動極限和限速過卷訊號的正確作用。光電測速傳感器的具體調試方法見附錄二。 6.連續(xù)全速運轉,正反方向各4小時,全面檢查各部件是否有異狀并排除之。 §8.2.2 機器的負荷試車 1.機器空負荷試車合格后,可將鋼絲繩和提升容器掛上,調整鋼絲長度,同時相應的將深度指示器部分做出減速、停車等有關標記,并最終確定深度指示器的減速二級制動極限過卷、限速等正確位置。 2.確定鋼絲繩和卷筒擋繩板上減速停車、過卷點的標

49、記,以便正確操縱和停車。 3.為了試車安全,負荷試車先在假井口進行,假井口距實際井口停車點和井底停車點各80m左右,并相應調整深度指示器指示部分和深度指示器傳動裝置,以及鋼絲繩、卷筒擋繩板上的減速、停車、過卷點的標記。 4.空容器試車,時間8小時。 §8.2.3 機器的加載試車 1.加載試車,載荷應逐級增加,一般分三級：1/3F、2/3F和滿負荷F〔F—產品實際使用的最大靜拉力差〕。前二級負荷運轉時間：正反轉各4小時。滿負荷運轉時間共為24小時。加載到2/3F時,負荷試車后,應檢查減速器的齒面接觸情況,達到要求后才可以進行滿負荷試車,在滿負荷試車時,應全面檢查各不見是否有殘余變形或其他

50、缺陷,在進行各級負荷試驗時,相應調整工作油壓并且在滿負荷試驗中應著重檢查工作制動的可調性和安全制動的減速度以及各機電連鎖的情況。通過上述試車確認無問題后,將假井口移至真井口試運轉2小時。 2.停車檢查,要全面檢查各不見有無異樣和鋼絲繩與容器連接處的緊固情況以及安全保護系統的正確可靠性。最好減速器能揭蓋檢查一次齒面接觸情況,并更新一次新油,只有確認負荷試車后,設備無問題時,才允許進行試生產和正式投產運轉。 §8.3 機器的維護和保養(yǎng) §8.3.1 機器的維護和安全使用 在經常做連續(xù)下放重物的礦井,必須選用帶動力制動的電控,如無動力制動而必須帶閘進行重物下放時,必須嚴格注意制動器的溫升。在

51、使用過程中要經常檢查閘瓦磨損情況和制動器工作狀態(tài)。更換閘瓦時要注意不要全部一下換掉,這樣會造成由于接觸面積小而影響制動力矩,應逐步交替更換。 §8.3.2 制動器的保養(yǎng) 使用過程中要定期檢查安全保護裝置的可靠性,以免失效。要經常檢查制動盤和閘瓦的工作表面上是否有油污,如有油污,必須清洗干凈。檢修制動器和液壓站時,除了應該使安全閥電磁鐵斷電外,還應該利用鎖緊裝置將卷筒鎖住以使安全。每個作業(yè)班都必須檢查安全閥動作是否可靠。應定期檢查減速器的使用情況,安全制動的減速度不能太大。 §8.4 機器故障的排除 本系列提升機與以往的提升機相比,具有提升能力大,技術性能好,使用安全可靠,結構緊湊、重量

52、輕,操縱靈便,能夠很好的為我國礦井建設服務,但是在使用的過程中由于種種原因,仍然會出現一些故障。常見的故障及其排除方法見表8—1。 故障 原因 修理 1.制動器不釋放〔不松閘〕 1.沒有油壓或油壓不足 2.制動器密封破損 1.檢查液壓站 2.更換密封圈 2.松閘和制動緩慢 1.液壓系統有空氣 2.液壓系統不正常,閥不在正常位置或有油污 3.閘瓦間隙太大 4.油液太稠或太稀或泄漏太多 5.密封圈損壞 1.在制動狀態(tài)和最高點放氣檢查、清洗閥和系統 2.同1 3.重調間隙 4.更換油,檢查和修理液壓系統 5.更換密封圈 3.制動器不能制動 1.液壓站和管路有

53、問題 2.制動器損壞帶筒體的襯板在制動器體中卡住 1.檢查修理液壓站 2.檢查制動器并修理 4.制動時間或制動滑行距離太長,制動力小 1.載荷太大或者速度太高 2.閘瓦間隙太大 3.制動盤和閘瓦上有油污 4.所有制動器不動作 5.碟簧組有毛病 6.密封圈磨損 1.檢查載荷和速度是否在允許圍之 2.調節(jié)間隙 3.用三氯乙烯清洗制動盤,更換沾有油的閘瓦 4.檢查液壓站 5.更換碟簧組 6.更換密封圈并檢查所有密封表面 5.閘瓦磨損不均勻 1.制動器校正不均勻 2.制動盤偏擺太大,串動調整式或主軸傾斜較大 1.檢查安裝技術要求 2.重車制動盤,檢查調整主軸傾

54、斜度偏角和軸承 6.閘瓦意外磨損 1.增加了制動器的利用 2.閘瓦間隙太小 3.制動器不能同步釋放 1.檢查電氣制動,速度限制器工作是否正常,司機操作是否正確,檢查載荷速度和制動頻率是否正確 2.調節(jié)閘瓦間隙 3.檢查油路和管路 表8—1 常見故障及排除方法 第9章 結論 這次到礦研院實習,是我在大學期間所有實習中收獲最大的一次。通過這次到礦研院做自己的畢業(yè)設計,我懂得了很多書本以外的知識,也使我認識到了理論和實踐的巨大差別。 通過對這次設計過程的認真思考、反思,我總結出此次設計過程的得與失： 1.面對主軸裝置的設計,我馬上就開始設計自己的方案,由于沒有經

55、驗,走了很多彎路,直到經過指導老師的提醒,我才認識到研究以往設計資料的重要性,然后根據相似結構設計主軸,最終取得了成功。 2.在接下來的設計過程中,我吸取了開始的教訓,按照《礦井提升機械》上的要求進行設計和選型,然后對其進行校核,確定其是否滿足裁量的強度剛度要求和設計任務書的要求,不滿足要求,再重新設計主軸進行校核,直到設計出合適的主軸為止。 3.主軸與固定卷筒支輪的連接采用無鍵連接,因為我們選擇的主軸的安裝方式為熱裝,這樣比鍵連接更安全；卷筒的安裝方式為兩半結構,這樣一方面便于安裝,另一方面運輸方便；卷筒與固定支輪的連接采用高強度螺栓連接,裝拆方便。這些都是在借鑒以往設計成果的基礎上決定

56、的方案。 4.其次,在本次的設計中我?guī)缀鯖]有考慮到整個裝置的潤滑,比如軸承的潤滑、制動器的潤滑；對于液壓站沒有涉及,這是本設計的一個缺憾。 5.在本次設計中,我在深度指示系統上使用光電測速傳感器接收、傳遞信號,使提升機的整體結構更加緊湊,占地面積大大減少,同時提高了可編程控制器的使用價值,優(yōu)化了提升機電控系統的結構和功能。 通過這次設計,我深刻認識到一名設計人員在設計過程中必須要具有XX、嚴謹、負責的態(tài)度。同時也要有積極創(chuàng)新的精神,這些就是我在這次畢業(yè)設計中的所感和所得。 參考文獻 [1] 曾志新主編.機械制造技術基礎.：理工大學,2004.4 [2]甘水立主編.幾何量

57、公差與檢測.：科學技術,2004.7 [3]文九巴主編.機械工程材料.：機械工業(yè),2002.7 [4]彭文生等主編.機械設計.：高等教育,2002.8 [5]朱冬梅、胥北瀾主編.畫法幾何及機械制圖.：高等教育,2000.12 [6]康寧主編.機械工程控制基礎.：交通大學,2004.6 [7]丁玉蘭編著.人機工程學<第三版>.：理工大學,2005.7 [8]鄧文英主編.金屬工藝學<上冊>.：高等教育,2003 [9] 鄧文英主編.金屬工藝學<下冊>.：高等教育,2003 [10]欽珊主編.工程力學.：清華大學,2005.8 [11] 單輝祖編著.材料力學<Ⅰ>.：高等教育,19

58、99 [12] 單輝祖編著.材料力學<Ⅱ>.：高等教育,1999 [13] 鄒惠君主編.機械原理.：高等教育,1999 [14]任嘉卉主編.公差與配合手冊.：機械工業(yè),2000.4 [15]吳宗澤主編.機械設計實用手冊.：化學工業(yè),2003.6 [16]梁德本、葉玉駒主編.機械制圖手冊.：機械工業(yè),2002.2 [17] 丁選主編.光機電一體化設計使用手冊<上冊>.：化學工業(yè),2003.4 [18] 丁選主編.光機電一體化設計使用手冊<下冊>.：化學工業(yè),2003.4 [19]儀鈺主編.礦山機械<提升運輸機械部分>.：冶金工業(yè),1980.7 [20]礦研院編.礦井提升機培訓

59、教材之二〔電控部分〕.礦山機械工 程設計研究院自動化研究所 [21]礦研院編.礦井提升機培訓教材之一〔機械部分〕.礦山機械工程設計研究院提升機械研究所 [22]許福玲,堯明主編.液壓與氣壓傳動.:機械工業(yè),2004.7 [23]礦山提升設備.：煤炭工業(yè),1980.9 [24] 機械工業(yè)軸承研究所編.全國滾動軸承產品樣本. 1995 [25]2002-12-6 冶金礦山設計參考資料<上冊>.冶金工業(yè).1974 [26]冶金礦山設計參考資料<下冊>.冶金工業(yè).1974 [27]JK—2礦井提升機使用說明書.1991.5 [28]賈現召,曹艷玲.HHS-90

60、0/1500液壓卸荷站的使用與維護.煤礦機械. 2004 [29] 步斌.一種新型礦井提升機.中國專利技術.2004-04-01 附錄一 單繩纏繞式提升機設計規(guī)<摘錄> 1.反映提升機性能的參數有：卷筒直徑D,鋼絲繩直徑d,卷筒寬度B,容繩量L,最大靜力Fjmax,最大靜力差△F,提升速度v,最大提升高度H,電動機功率PN等。而卷筒直徑D或鋼絲繩最大靜力Fjmax能反映提升機的基本特性,稱為主參數。主參數卷筒直徑D〔或最大靜力Fjmax〕確定后,根據其他性能參數與主參數的關系,確定其他參數。 鋼絲繩直徑d在卷筒直徑D已定的前提下,確定鋼絲繩的主要原則,是使鋼絲繩在繞過卷筒

61、時不產生過大的彎曲應力,應力的大小取決于D與d之比值,《煤礦安全規(guī)程》〔能源部制定1992年版,下稱《規(guī)程》〕規(guī)定〔第392,393條〕： 對于纏繞式提升機 工作在地面時 D/d≥80 D/ds≥1200,式中ds為鋼絲繩中最粗鋼絲直徑； 工作在井下時 D/d≥60 D/ds≥900。 2.卷筒寬度B值可以根據礦井深度,提升機與井筒相對位置,以及容器的中心距等參數來確定。 式中： Ls－鋼絲繩試驗長度,m；一般取20～30m； m－摩擦圈,一般取3圈； d－鋼絲繩直徑,mm； D－卷筒直徑,m； ε－鋼絲繩繩圈之間的間隙,一般

62、取2～3mm； H－提升高度〔由使用單位給出〕,m。 根據卷筒直徑和計算所得的卷筒寬度選擇標準提升機。如果提升機的寬度不夠時,可加大提升機的直徑或考慮作多層纏繞。 3.鋼絲繩最大靜力Fjmax 式中： Qr－容器自重,Kg； Q －載重量,Kg； P －鋼絲繩每米重量,Kg/m。 鋼絲繩安全系數n的驗算 n＝Pz/Fjmax Pz－鋼絲繩中所有鋼絲破斷力之和,kN； 安全系數要符合《規(guī)程》的規(guī)定,即專為升降人員n≥9；升降人員和物料時,當混合提升或升降人員時n≥9,升降物料時n≥7.5；專為升降物料n≥6.5。 4.最大提升速度V

63、max的確定,應滿足經濟性與安全性,并受《規(guī)程》限制。一般最大提升速度接近經濟提升速度Vj。 式中：a－加速度,取1m/s2； H－提升高度,m； Vj－經濟提升速度,m/s。 立井中用吊桶升降物料的最大速度：在使用鋼絲繩罐道時,不得超過上述公式求得數值的2/3；無罐道時,不得超過2m/s。 5.電動機的功率可近似地由下式計算 式中： △F－最大靜力差,KN； Vmax－最大提升速度,m/s； K－礦井阻力系數,K＝1.15～1.2； η－減速器傳動效率,0.85～0.92； ρ－動力系數,ρ＝1.2～1.4。 6.盤形制動器選

64、型計算 已知參數： 最大靜力差△F, KN； 鋼絲繩纏繞直徑D, m； 摩擦系數μ＝0.4 估算摩擦半徑 所需制動力矩 MT＝<3～3.25>△F×D/2,KN·m 所需總摩擦力 單個制動器的正壓力 式中：n1－產品所配制動器裝置數,根據所需制動力矩倍數及結構確定； n2－每個制動器裝置所配制動器對數。 7.減速器選型計算 已知參數 最大靜力差△F, KN； 鋼絲繩的纏繞直徑 D, m； 求所需額定扭矩及最大輸出扭矩 單筒選上限,雙筒選下限； 額定扭矩

65、 根據所需額定扭矩及最大輸出扭矩選定減速器的型號,使之滿足： 式中：〔Mmax〕－減速器最大輸出扭矩, 〔M〕－減速器額定輸出扭矩。 并檢查減速器傳動比及最高入軸轉速是否滿足要求。 8.齒輪聯軸器選型計算 已知參數 最大靜力差△F,KN； 鋼絲繩纏繞直徑 D, m； 長期作用于聯軸器上的最大扭矩 聯軸器所需的最小允許扭矩 式中：K1－傳動重要系數。聯軸器破壞時會引起一系列的機器事故時取K1＝1.2； K2－聯軸器工作條件系數；機械工作規(guī)為重要工作與不均勻沖擊負荷和可逆機構時取K2＝1.3。 根據計算出的聯軸器所需的最小允

66、許扭矩,選聯軸器的型號,使之滿足 Mm≤〔Mm〕 式中：〔Mm〕－聯軸器允許的最大扭矩。 9.彈性棒銷聯軸器選型計算 已知參數 最大靜力差△F, KN； 鋼絲繩的纏繞直徑 D, m； 減速器傳動比 i； 所需額定力矩 式中：η－傳動效率η＝0.85<滑動軸承> η＝0.92<滾動軸承> 根據額定力矩M選取彈性棒銷聯軸器使之滿足： 式中：〔M〕－聯軸器許用額定扭矩,KN·m； 10.高強度螺栓平面摩擦聯接強度計算 螺栓所能傳遞的力矩 式中：μ－接合平面間的摩擦系數,取μ＝0.2； n1－D摩擦面?zhèn)€數； n2－螺栓個數； D－摩擦螺栓所在圓的圓周直徑,m； M動－所需要傳遞的動力矩, N·m； Pmean－螺栓的預拉力 式中：α—折減系數,取α=0.6； σS—螺栓抗剪強度,MPa； As—螺栓抗剪面積,mm2； 一個螺栓的擰緊力矩： 式中：d－螺紋公稱直徑,mm； K－擰緊力矩系數,根據高強度螺栓制造廠提供的數據