《矿井提升机设计》word版

摘要副井提升机是矿井大型固定设备之一，它的主要任务是沿井筒提升矸石、废料，下放材料，升降人员和设备等，其性能好坏直接关系到矿山的生产效率和安全性及可靠性。本文针对目前副井提升设备的现状，从实际需要出发，设计了副井提升机的驱动系统，主要包括主轴、减速器、联轴器的设计和计算，钢丝绳、卷筒、电动机的选型等。目前国内外大中型矿井的新井设计几乎全部选用多绳摩擦提升系统。多绳摩擦提升系统具有很多显著的优点，如安全可靠、节省钢材和技术先进等。主轴、减速器、联轴器等是其主要组成部分，它们性能的好坏决定了提升机工作性能和安全可靠性的优劣，因此，合理地选择和设计这些零部件具有很重要的意义。为此，必须熟悉和掌握矿井提升设备的结构、工作原理、性能特点等方面的知识，以做到设计合理，计算精确，使设计出的提升机能够安全，可靠、经济地工作。关键词:副井提升机 主轴 减速器 联轴器ABSTRACTAuxiliary mine hoister is one of the large fixed eqipment in the mine.its main task is raising the waste rock and waste material,decentralizing materials,lifting personnel and eqipments and so on. its performance is directly related to the efficiency, safety and reliability of the mining productionthe. Aiming at the present situation and according to the actual needs,this text finisted the design of the driving systemof auxiliary mine hoister, mainly including the design and calculation of spindle, reducer, coupling,and the selection of steel wire, drum, motor selection, etc. Bothat home and abroad, the new wellsdesign of large and medium-sized mines almost all use the hoisting system with more rope friction. It has many prominent advantages, such as its 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 hoister, they decided the working performance and safety grounds of the hoister, 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 hoister , in order to achieve reasonable design and accurate calculation , and in order that the hoist can be safe, reliable,and economical to work.Keywords:auxiliarymine hoistspindlereducercoupling 前言毕业设计是培训学生综合运用本专业所学的专业知识来分析、解决实际问题的能力的重要教学环节，是对四年所学知识的复习和巩固，同时也促进了同学们之间的互相探讨、互相学习。通过毕业设计不仅可以巩固我们的专业知识，为以后的工作打下坚实的基础，而且还培养了我们熟练使用资料，运用工具书的能力。为了能够充分运用本专业所学的知识，本文选择了副井提升机驱动系统的设计，通过同学们之间的互相探讨和老师的认真指导，完成了对减速器、主轴的整体设计以及其它零部件的选型。在设计过程中，从图书馆查阅了大量的相关文献，并在网上搜集了很多相关资料，从中寻找设计思路和设计方法，经过认真的分析和比较，最终选择了多绳摩擦提升机的设计。由于矿井深度和产量的不断增加，缠绕式提升机的卷筒直径和宽度也随之增大，使得提升机卷筒体积庞大而笨重，给制造、运输、安装等带来很大的不便。由此产生了多绳摩擦式提升机，多绳摩擦提升机有很多显著的优点，如结构紧凑、安全可靠、技术先进等，目前我国大多采用这种形式的提升机。该设计力求内容精练、重点突出。在整个设计过程中，指导老师吕鲲老师给予了很多指导和帮助，在此特表示深深的感激。由于时间仓促，再加上所学知识有限，设计中难免出现错误或不当之处，恳请各位教师给予一定的批评和建议。目 录1 绪论11.1 矿井提升机11.2 矿井提升机的主要结构及其作用31.2.1 工作机构31.2.2 制动系统41.2.3 机械传动系统41.3矿井提升机的现状及发展趋势41.4 多绳摩擦提升机的工作原理51.5多绳摩擦式矿井提升机的优点及其局限性61.6多绳摩擦式矿井提升机在国内外的发展现状82 系统设计方案的确定92.1 设计参数92.2 设计方案的确定93 钢丝绳的选择和卷筒尺寸的确定113.1 提升容器型号的选择113.2 提升钢丝绳的选择123.2.1 钢丝绳的结构123.2.2 钢丝绳的选择123.3 卷筒尺寸的确定133.3.1 卷筒结构133.3.2卷筒尺寸的确定144 减速机构的设计164.1 减速机构总体设计方案164.2 电动机的选择和传动比的计算174.3 计算运动和动力参数184.4 齿轮的设计194.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数194.4.2 按齿面接触强度设计194.4.3 按齿根弯曲强度设计214.5 传动轴的设计计算254.5.1 高速轴的设计计算254.5.2 低速轴的设计计算294.5.3 联轴器和轴承的选择324.6 轴系部件的结构设计364.6.1 轴承盖的结构设计364.6.2 轴外伸处的密封设计394.6.3 套筒的设计394.7 减速器箱体的设计404.7.1 减速器箱体结构尺寸404.7.2 油面位置及箱座高度的确定424.7.3 油沟的结构形式及尺寸434.8 减速器的附件434.8.1 检查孔与检查孔盖的设计444.8.2 通气器的结构及尺寸454.8.3放油孔、螺塞和封油圈454.8.4 油标指示器474.8.5 起吊装置474.8.6 定位销494.8.7启盖螺钉505 主轴的设计计算与校核515.1 概述515.2 主轴设计计算515.3主轴强度校核556 总结62致谢63参考文献641 绪论1.1 矿井提升机矿山提升机是通过钢丝绳带动容器（罐笼或箕斗）沿井筒升降，与装卸装置、封闭井塔或敞开井架、导向轮或天伦等组成的以完成输送人员设备、煤炭、矸石等物料为任务的大型机械设备。提升设备是一个系统，主要包括提升机、提升主钢丝绳、提升容器等。提升系统按被提升对象分为主井提升和副井提升。主井是用于提升矿产品，副井是用于提升和下放设备、提升矸石、下放矿井矿物挖出后防塌陷的充填物等辅助材料，以及升降人员之用。所以也有把副井称之为辅井，副井的提升容器一般都用罐笼。矿井提升机是提升系统中最主要的组成部分。按提升钢丝绳的工作原理，可分为缠绕式矿井提升机和摩擦式矿井提升机两类。 图1-1缠绕式矿井提升机缠绕式矿井提升机（如图1-1）有单绳缠绕式和多绳缠绕式两种，提升钢丝绳缠绕在卷筒上的方式与一般绞车类似，无论立井或斜井均可以使用，但提升高度和最大载荷等，受现有钢丝绳的制造能力和滚筒容绳量的限制。一般而言，当钢丝绳直径大于60mm时，制造困难，同时会导致提升机及提升设备庞大。所以，一般提升载荷重量不得超过20t，一层缠绕时的提升高度不超过600m。图1-2落地摩擦式矿井提升机摩擦式矿井提升机适用于凿井以外的各种竖井提升。提升绳搭挂在摩擦轮上，利用与摩擦衬垫的摩擦力使容器上升。提升绳的两端各连接一个容器，或一端连接容器，另一端连接平衡重。为提高经济效益和安全性，摩擦式矿井提升机采用尾绳平衡提升方式，即配有与提升绳重量相等的尾绳。容器处于井筒中的任何位置时，摩擦轮两侧的提升绳和尾绳的重量之和总是相等的。一般将布置在井筒顶部塔架上的这种提升机称为塔式摩擦式矿井提升机。塔架高出地面几十米，在地震区和地表土层特厚的矿区建造井塔耗资较大。布置在地面的称为落地摩擦式矿井提升机（如图1-2），这种提升机的提升绳通过井架天轮引入井筒，与容器相连。落地多绳摩擦提升机是在塔式多绳提升机的基础上将主机装置由空中搬到地面。1.2 矿井提升机的主要结构及其作用矿井提升机主要有电动机、主轴装置、减速器、卷筒、制动系统、深度指示系统、测速限速系统和操纵系统组成，采用交流或直流电机驱动。采用低速电动机时可不用减速器，电动机直接与卷筒主轴相连，或将电动机转子装在卷筒主轴的末端。传动功率大时，可采用2台或4台电动机同时驱动。一台提升机的总功率已达到11600千瓦。制动系统是保证提升机安全运行的重要装置。遇到紧急情况时，制动系统应通过可调节制动力矩的液压系统产生两级安全制动，以保证提升机及时停车又不产生制动过猛现象。交流电机驱动的提升机，其制动系统还要具有灵敏的制动力矩可调性能，以准确控制提升机在临近停车点时的运行速度。下面分别介绍和本设计有关部分的功能。1.2.1工作机构工作机构主要是指主轴装置和主轴承等，它的作用是：缠绕和搭放提升钢丝绳；承受各种正常载荷（包括固定静载荷和工作载荷）；承受在各种紧急事故下所造成的非常负荷，在非常负荷作用下，主轴承装置的各个部分不应有残余变形；当更换提升水平时，能调节钢丝绳的长度（仅限于单绳缠绕式双卷筒提升机）1.2.2 制动系统制动系统包括制动器和液压传动装置两部分。制动器的作用是：在提升机停止工作时，能可靠地闸住机器；在减速阶段及下放重物时，参与提升机的控制；紧急事故情况下，能使提升机安全制动，迅速停车，避免事故的扩大；双筒提升机在调节钢丝绳长度时，应能闸住提升机的游动卷筒。1.2.3 机械传动系统机械传动系统包括减速器和联轴器。减速器的作用矿井提升机主轴的转速受到提升速度的限制，一般在10-60r/min之间，而拖动提升机的交流电机转速通常在480-960r/min的范围内，这样除采用低速直流电动机驱动之外，一般情况下不能将主轴和电动机直接连接，中间必须经过减速器。因而减速器的作用是减速和传递动力。联轴器是用来连接提升机的旋转部分，并传递动力。1.3矿井提升机的现状及发展趋势我国是采煤大国，也是矿山机电设备制造和使用大国。解放后我国工业技术得到了迅速发展，建立了自己的提升机制造业。目前我国可以成批生产各种现代化大型矿井提升机以及各种配套设备，无论从设计、制造、自动控制等各方面，我国生产的矿井提升设备都正在跨入世界先进的行列。从世界矿井提升机的发展趋势看，各国为争夺用户市场，开发了各种形式、规格的提升机，以达到高效、低能耗、低成本目的。矿井提升机发展总趋势可归结为：在总体上向大负载、高速、大型化发展。在提高矿井提升机的可靠性上也都非常重视，为此除了十分重视矿井提升机的制造质量外，在部件生产上都力求专业化生产。在设计研究上也有很大的投入，如为了提高生产效率，消除操作上的人为因素，在主井提升机一般都配备全自动提升运行装置。在副井提升上提升机房内也不舍=设提升机操作员，而趋向于在提升容器内由使用人员直接控制提升机运行。再者，为确保提升设备无事故运行，在提升设备有可能出现故障的各个环节上，设双回路系统，并在系统的各个环节上设有各种检测、控制、自诊断以及记录和保护装置。因此在提升系统的检测、控制等各种元器件方面也做了许多工作。国外矿井提升机的发展已有一百多年历史，世界上经济发达的一些国家，提升机的运行速度已达20-25m/s，一次提升量达到50t，电动机容量已超过10000KW。目前，国内经常使用的提升机有单绳缠绕式和多绳摩擦式两种形式。提升设备的各项具体技术都有飞速发展，随着矿井开采深度不断加深和采用集中提升方式，多绳摩擦式矿井提升机有较大的发展前途。1.4 多绳摩擦提升机的工作原理图1-3多绳摩擦式矿井提升机多绳摩擦提升机的工作原理与单绳缠绕式提升机不同，钢丝绳不是固定和缠绕在主导轮上，而是搭放在主导轮的摩擦衬垫上，提升容器悬挂在钢丝绳的两端，在容器的底部还悬挂有平衡尾绳。提升机工作时，拉紧的钢丝绳必须以一定的正压力紧压在摩擦衬垫上。当主导轮由电动机通过减速器带动向某一个方向转动时，在钢丝绳和摩擦衬垫之间便发生很大的摩擦力，使钢丝绳在这种摩擦力的作用下，跟随主导轮一起运动，从而实现容器的提升和下放。多绳摩擦式同时使用数根提升钢丝绳来提升容器和负载，只用于立井中，其提升高度和最大载荷不受容绳量的限制。所以它的提升高度和最大载荷都比单绳缠绕式提升机大。1.5多绳摩擦式矿井提升机的优点及其局限性在国内外，多绳摩擦式提升机得到飞跃发展，同单绳缠绕式提升机相比，它具备以下优点：1）由于钢丝绳不是缠绕在卷筒上，所以提升高度不受卷筒容绳量的限制，更适用于深井提升，这是多绳提升机较突出的优点。例如瑞典某矿井使用50t箕斗的8绳提升机，提升高度为1300m主导轮的直径仅为4m，若用单绳缠绕式提升机，则滚筒直径将达7.2到8m，缠绕宽度将达5到4.5m，钢丝绳直径将为80mm，不仅设备重量大，而且设备和钢丝绳直径过大，制造和安装使用维修都较困难。2）由于提升容器是由数根钢丝绳所承担，提升钢丝绳直径就比相同载荷下单绳提升的小，并导致主导轮直径小，因而在同样提升载荷下，多绳提升机具有体积小，重量轻，节省材料，制造容易，安装和运输方便等特点。3）由于多绳摩擦式提升机运动质量小，拖动电动机的容量与耗电量都相应减少。4）由于多根钢丝绳提升，几根钢丝绳被同时拉断的可能性极小，因此提高了提升设备的安全性，可不设断绳保险器（防坠器），这就给使用钢丝绳罐道矿井提供了有利条件。5）在卡罐和过卷的情况下，有打滑的可能性，可避免断绳事故发生。6）由于多绳提升机的提升钢丝绳一般都是偶数，因而可以用相同数量的左捻和右捻钢丝绳，这样，提升钢丝绳在运行中产生的阻力就可以相互抵消，从而减轻了提升容器因钢丝绳扭力而产生对罐道的侧向压力，既降低了运行中的摩擦阻力，又可以减轻罐耳和罐道的单向摩擦，从而延长了罐耳和罐道的使用寿命。7）由于主导轮宽度较小，轴的跨度也小，改善了主轴的负载性能。8）主导轮上不缠绳，提升钢丝绳没有在缠绳时沿轴中心方向上的挤压力（单绳缠绕式矿井提升机上会受这种力的影响，通常称之为“咬绳”），而且，由于钢丝绳承受的动应力和静应力都低，因而有利于钢丝绳使用寿命的提高。但多绳摩擦式矿井提升机也有它的局限性：1）数根钢丝绳的悬挂、更换时工作量大，维护检修、调整工作较复杂。2）当有一根钢丝绳损坏而需要更换时，为了保持各钢丝绳具有相同的工作条件，则需要更换所有的钢丝绳。3）因不能调解绳长，故双钩提升不能用于几个中段提升，也不适用于凿井提升。4）当矿井很深时（例如超过1200到1500m），钢丝绳故障较多，故不适用于特别深的矿井提升。5）由于使用数根直径较细的钢丝绳提升，钢丝绳的外露总面积增加了，在井筒中受矿井腐蚀气体侵蚀的面积就相应增加，加之由于钢丝绳直径较细，钢丝绳的绳股中钢丝直径也较细，耐磨性也明显降低，诸因素对钢丝绳的使用寿命产生了不利的影响。尤其是对于某些矿井的淋水呈酸性，腐蚀性则是影响钢丝绳使用寿命的重要原因之一。综上所述，多绳摩擦式矿井提升机的优越性是显著的，特别是对提升量大的深井，单绳缠绕式提升机是无法比拟的。通过对多绳摩擦式矿井提升机的缺点进行分析，可以发现，这些缺点是可以克服和减轻的。例如，对于井筒中涌水较大的矿井，除了采取堵水的措施，以减轻对钢丝绳的锈蚀外，还可以采用镀锌钢丝绳，以提高抗腐蚀性能。另外在运行中还可以定期对钢丝绳涂以防腐防滑的戈培油，以改善钢丝绳的工作条件，总之，多绳摩擦式矿井提升机已成为现代提升的发展方向之一。1.6多绳摩擦式矿井提升机在国内外的发展现状多绳摩擦式矿井提升机随着科学技术的发展，其增长速度很快，使用范围也日益增多，不仅立井使用，国外在斜井或露天斜坡也在使用，例如，联邦德国米尔斯露天矿，1954年在斜坡上使用了单箕斗四绳提升机，采用封闭式钢丝绳，直径为32mm。又如，奥地利Wodzyki矿井是斜井，1960年以前就使用了双绳摩擦式矿井提升机，井筒倾角是24度，斜长1138m，串车提升，绳速8m/s，提升6辆煤车和2辆矸石车，有效负荷13.56t，为了防止钢丝绳在主导轮上产生滑动，在井底尾绳环处安装种锤拉紧的导向轮。国内是使用的多绳摩擦式提升机也日益增多，1960年第一台多绳摩擦式提升机投入运行以来，大量的这种提升机在我国安装运行。目前，国外多绳摩擦式矿井提升机的发展方向是：发展落地式和斜井多绳摩擦式提升机，研究其用于特浅井、盲井的可能性，以扩大起使用范围；采用新结构，以减小机器的外形尺寸和重量；实现自动化和遥控，以提高工作的可靠性和生产效率，以适应深矿井和大生产量的需求多年来；大量采用先进的拖动、控制系统，甚至是全液压型等。随着矿井开采深度不断加深和采用集中提升方式，多绳摩擦式矿井提升机有较大的发展前途。并为此探索具有耐磨性好、摩擦系数高的摩擦衬垫材料。新结构的多绳缠绕式矿井提升机开始在一些国家使用，它对提升高度大的深井开采有重要意义；采用液压马达代替电动机的防爆提升机受到重视；气力提升也正在研究和发展中。现在，各国为争夺用户市场，开发了各种形式、规格的矿井提升机，以适应各国矿井的开采深度，达到高效、低能耗、低成倍的目的。矿井提升机的发展总趋势可归结为：在总体上向大负荷、高速、大型化方向发展。实用、经济、高效、可靠的提升机产品是使用者和制造者共同的追求。2 系统设计方案的确定2.1 设计参数: 矿用副井提升机 最大提升重量10吨 提升高度800m2.2 设计方案的确定由第一章中的内容可知，矿井提升机按提升钢丝绳的工作原理，可分为缠绕式矿井提升机和摩擦式矿井提升机两类。缠绕式矿井提升机有单绳缠绕式和多绳缠绕式两种，提升钢丝绳缠绕在卷筒上的方式与一般绞车类似，无论立井或斜井均可以使用，但提升高度和最大载荷等，受现有钢丝绳的制造能力和滚筒容绳量的限制。一般而言，当钢丝绳直径大于60mm时，制造困难，同时会导致提升机及提升设备庞大。所以，一般提升载荷重量不得超过20t，一层缠绕时的提升高度不超过600m。多绳摩擦式提升机适合用在中等深度和较深的矿井中，相对于缠绕式提升机具有安全可靠、结构紧凑、节省材料、技术先进等优点。目前国内外大中型矿井的新井设计几乎全部选用多绳摩擦式提升系统。经过对缠绕式提升机和摩擦式提升机优缺点的比较和分析，可发现多绳摩擦式矿井提升机的优越性是显著的，特别是对提升量大的深井，单绳缠绕式提升机是无法比拟的。通过对多绳摩擦式矿井提升机的缺点进行分析，可以发现，这些缺点是可以克服和减轻的。例如，对于井筒中涌水较大的矿井，除了采取堵水的措施，以减轻对钢丝绳的锈蚀外，还可以采用镀锌钢丝绳，以提高抗腐蚀性能。另外在运行中还可以定期对钢丝绳涂以防腐防滑的戈培油，以改善钢丝绳的工作条件，总之，多绳摩擦式矿井提升机已成为现代提升的发展方向之一。由于本论文设计的提升机用在井深800米、提升重量10吨的大型深井煤矿，大多数缠绕式提升机都不能满足要求，因此选用多绳摩擦提升方式，多绳摩擦式提升系统又分为井塔式和落地式两种，井塔式摩擦提升机不仅不受矿井地形的限制，简化了工业广场，而且钢丝绳不会受到雨雪的影响，我国目前大都采用这种形式的提升机，技术比较成熟。因此在本副井设计中采用井塔式多绳摩擦式提升机，其提升系统的工作过程是：主电机联轴器减速器联轴器提升机钢丝绳 导向天轮多绳罐笼根据煤矿条件确定提升载荷和选用液压支架宽度，确定使用合适的提升容器，然后选用合适的钢丝绳，然后根据载荷对提升机进行防滑验算，计算出提升的静张力和静张力差，结合提升机所需的提升速度，算出系统所需的功率，根据功率选用合适的电动机，进而选用合适的联轴器并设计出合适的减速器和主轴，通过联轴器将功率传给提升机，提升机通过卷筒衬垫与钢丝绳的摩擦力对煤矿所需物料和工作人员进行往复的提升和下运，从而完成整个提升运输工作。3 钢丝绳的选择和卷筒尺寸的确定3.1 提升容器型号的选择矿井提升容器时直接提升矿石、废石、人员、材料及设备的工具。按提升容器类型分为罐笼、箕斗、串车、台车、斜井人车和吊桶等。其中罐笼和箕斗应用最为广泛。罐笼主要用于副井提升，箕斗主要用于主井提升。煤炭系统标准普通罐笼按固定车厢式矿车名义装载质量分为1t、1.5t、3t三种形式。按提升钢丝绳的数目可分为单绳罐笼和多绳罐笼。罐笼按层数分为单层、双层和多层罐笼；按制作材质分为钢制罐笼和合金罐笼。由于本设计的提升系统为多绳摩擦式提升，且为井深800m，最大提升重量10t的大型副井，故选用型号为： GDG1.5/9/2/4的多绳双层罐笼 G罐笼 D竖井多绳 G刚性罐道 1.5装载矿车的名义载重量为1.5t 9轨距900mm 2罐笼层数2层 4矿车数4个具体参数为： 罐笼装载量： 14.68t 罐笼质量： 10.93t 最大终端载荷：57/56t根据所选罐笼型号，选型号为MGC1.7-9的矿车，该矿车的有效容积为1.7立方米，自重975kg，名义载重量1.5t。3.2 提升钢丝绳的选择提升钢丝绳是矿车提升设备的一个重要部件，也是一个表薄弱的环节，它不仅直接关系到矿井的正常生产和人员的生命安全，而且其规格尺寸还将决定提升机的规格。在矿井这个服务年限里，钢丝绳是需要经常更换的易耗品，所以它又关系到提升设备的经济运行问题。因此对于提升机钢丝绳必须予以足够的重视。3.2.1 钢丝绳的结构矿用钢丝绳都是丝股绳结构，即先有钢丝捻成绳股，再有绳股捻成绳。制造钢丝绳的钢丝是由优质碳素结构圆钢冷拔而成的，一般直径为0.4到4mm，刚丝的抗拉强度为1400到2000N/mm2,我国多用1550和1700两种。为了增强抗腐蚀能力，钢丝表面可以镀锌，称为镀锌钢丝，未镀锌的称为光面钢丝。此为还可以用钢丝韧性来标志，分为特好、号和号三种，提升矿物用的钢丝绳可以选用特号或号钢丝来制造，提升人员用的钢丝绳只允许用特号钢丝来制造。在由钢丝捻成股时有一个股芯，在由股捻成绳 时有一个绳芯。股芯一般为钢丝，绳芯有金属绳芯和纤维绳芯两种，前者由钢丝组成，后者可用剑麻、黄麻或有机纤维制成。绳芯的作用是支持绳股，使绳富于弹性，并可储存润滑油，防止内部钢丝腐蚀生锈。3.2.2 钢丝绳的选择经常性作业中，以提矸作业载荷最重，故以此条件选择钢丝绳。一次提矸量QQ=4rq.V=413501.7=9180kg根据罐笼型号，决定选用六绳摩擦提升机，n=6；采用三根尾绳，n1=3。已知提人又提货的钢丝绳安全系数ma，按煤矿安全规程规定应用下式计算mac=7.77式中Hc为主绳，其值为Hc=Hs+Hj+Hh=800+30+25=855m式中：井塔高度Hj暂取30m；尾绳环高度Hh暂取25m。主绳单位重力p 式中：根据计算出的p值，选用6T（25股）钢丝绳。其主要参数数值为：钢丝绳直径d=28mm，每米重力p=29.19N/m,钢丝最大直径max=2.2mm,钢丝最小破断拉力总和Qq=489kN，钢丝绳公称抗拉强度1550Mpa。根据主绳情况，选用619钢丝绳作尾绳。其主要参数值为钢丝绳直径dw=40mm,每米重力q=59N/m。由于，可认为本系统为等重尾绳系统。下面验算安全系数ma所选钢丝绳符合要求。3.3 卷筒尺寸的确定3.3.1 卷筒结构卷筒结构形式多样，可按下述方法分类：按制造方式不同可分为铸造卷筒和焊接卷筒。铸造卷筒应用广泛。绞车卷筒大多为铸造卷筒，成本低，工艺性好，但质量大，适用于中小型绞车。大吨位绞车一般采用铸钢卷筒。铸钢卷筒虽然承受能力较大，但成本较高，若工艺允许，可采用钢板焊接结构。按照卷筒内部是否带有筋板，可分为带筋板卷筒和不带筋板卷筒。无论是卷筒内的环向筋还是纵向筋，均增加制造难度，同时在筋板和筒壁的连接处还会引起应力集中。按照结构的整体性，卷筒可分为整体式卷筒和分体式卷筒。绞车吨位比较小时，卷筒常采用整体结构。较大吨位的卷筒，常做成分体装配形式，这样可以简化工艺，减轻重量。按照转矩的传递方式来分，常采用端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮内啮合方式。这种卷筒的特点是卷筒轴只承受弯矩。暂取分体装配式铸钢卷筒，钢板焊接结构。3.3.2卷筒尺寸的确定计算卷筒直径我国煤矿安全规程规定，对于井下用的提升机，其直径与钢丝绳直径的关系如下D主导轮直径，mm；d钢丝绳直径，mm；max钢丝绳中最粗钢丝的直径，mm。故取D=2800mm钢丝绳与主导轮的围包角a180度时可增大摩擦力，故取a为190根据钢丝绳直径选TSG-2500-17导向轮即井上固定天轮，参数为直径为2500mm绳槽半径17mm导向轮变位质量3.69t取绳间距250mm提升机防滑验算静防滑系数为其中Fjs=Qg+Qzg+6pHcg+4qcg+xQg=400919NFjx= Qzg+6pHcg-xQg=247059N则有验算合格。动防滑系数为a1为提升机加速度按煤矿安全规程取a1=0.5m/s2ms=Q+Qz+4qc+6pHc/g=39910kgmx=Qz+6pHc/g+Gx/g=29900kg则有验算合格。4减速机构的设计4.1 减速机构总体设计方案组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。减速器是整个提升机机械系统中的一个重要组成部分，所以它的使用工况与提升机相同，矿井提升机多说是三班不停地运转着，提升机的负荷类型属于中等冲击、中等应力、正反向运转，启动频繁，启动时的负荷一般是正常工作负荷的1.5到2倍。在运转过程中，还会出现少量冲击。这种使用工矿确定了减速器的工作状况、负荷特性，以至于破坏形式。对于井塔式多绳摩擦提升机，多采用中心驱动ZG型渐开线齿轮减速器和双电机输入单出轴的平行轴ZD2R型渐开线齿轮减速器。图4-1双入轴平行轴齿轮减速器传动系统图经综合比较，本设计采用双电机输入单出轴的平行轴渐开线齿轮减速器，该类减速器除具备有渐开线平行轴齿轮减速器的优缺点外，由于是双输入轴，属多点啮合，故传动功率大。又由于一个输出大齿轮和两个小齿轮相啮合，省去一个大齿轮，重量比较轻。初步确定传动系统总体方案如图4-1所示，减速器内部选择一个渐开线圆柱大齿轮和两个渐开线圆柱小齿轮相啮合。传动系统的总效率22为联轴器的效率取0.99为轴承传动效率取0.98为齿轮传动的效率取0.97为卷筒传递的效率取0.96为油损取0.95则 0.9920.9820.970.960.95=0.834.2 电动机的选择和传动比的计算提升机经济速度H为矿井提升深度800米代入得提升机所需的功率为F为提升机提升的重力即提升机卷筒静张力差为则有电动机所需额定功率k为功率储备系数取1.2代入得由于采用的是双电机输入，所以每台电机所需的额定功率为取1250kw根据提升机特点选YR1250-8/1430三相交流绕线型异步电动机，其同步转速为750r/min，额定功率1250kw卷筒转速为则传动比4.3 计算运动和动力参数（1）各轴的转速750r/min/750/9.7377r/min(2)各轴输入功率=12500.991237.5kW2221237.50.980.972352.7kW(3)各轴输入转矩电动机轴的输出转矩=9550=95501250/750=15916.7 Nm所以: =15916.70.99=15757.5 Nm2=215757.50.980.97=29958.2 Nm运动和动力参数结果如下表轴名/参数输入功率 kw输入转矩 N.m转速 r/min电动机轴750轴1237.515757.5750轴2352.729958.277轴1237.515757.57504.4 齿轮的设计4.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图4-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 提升机工作载荷较大，工作时间较长，故选7级精度。 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数Z1=15，大齿轮齿数Z2=159.73=145.5，取Z2=1464.4.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.5 计算小齿轮传递的转矩。 由表10-7选取齿宽系数。 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。 由式10-13计算应力循环次数。取使用寿命Lh=50000h，则有N1=60n1jLh=60750150000=2.250109N2=2.250109/9.7=2.319108 由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.91，K=0.96 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1.由式（10-12）得=0.91600=546=0.96550=528计算试算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小的值=计算圆周速度计算齿宽b和模数m计算齿宽bb=1.3319.72=415.64mm计算摸数mm=计算齿宽与高之比齿高h=2.25m=2.2521.31=47.96计算载荷系数K。根据,7级精度,由图10-8查得动载系数K=1.2；直齿轮，K=1；由表10-2查得使用系数KA=1.25；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时，K=1.379；由，K=1.379查图10-13得K=1.4；故载荷系数:KKAKKK=1.251.211.379=2.069按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得计算模数=4.4.3 按齿根弯曲强度设计由（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限， 大齿轮的弯曲强度极限。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.86 ， K=0.91计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得=计算载荷系数K查取齿形系数由表10-5查得查取应力校正系数由表10-5查得计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数15.3并就近圆整为标准值m=16mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=387mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数 几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取B2=460mm，B1=480mm齿轮其他尺寸计算与结构设计1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 4.5 传动轴的设计计算4.5.1 高速轴的设计计算求作用在齿轮上的力圆周力Ft和径向力Fr的大小分别为初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的直径，选取州的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=115，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径d1，为了使所选的州的直径d1与联轴器的轴径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩T联=k4T3，查表14-1，考虑到转矩变化较大，选k4=1.9，则T联=k4T3=1.91.576107=3107N.mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查联轴器手册，选用LZ10型弹性柱销联轴器，其公称转矩为31500N.m，半联轴器的孔径d=140mm，故取，半联轴器长度L=252mm，半联轴器与与轴配合的毂孔长度L1=202mm。轴的结构设计图4-1轴设计草图 拟定轴上零件的装配方案如上图所示，轴1上安装联轴器，轴2上安装挡圈，轴3和轴5上安装联轴器，轴4做成齿轮轴。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,1轴段右端需要制出一轴肩,故取2段的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与 L1=202mm， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故1段的长度应比L1略短一些,现取。2） 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32030 X2型，其尺寸为，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得32030 X2型轴承定位轴肩高度。 3）4段做成齿轮轴，已知齿轮宽度B1=390mm，齿轮端面与内机壁距离取70，因此4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。选用平键为50mm28mm180mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册，对于32030 X2型的圆锥滚子轴承,a=47mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩的截面的强度，根据轴的受力条件，取，则轴的计算应力=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP ，故安全4.5.2 低速轴的设计计算求作用在齿轮上的力圆周力Ft和径向力Fr的大小分别为初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的直径，选取州的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=108，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径d1，为了使所选的轴的直径d1与联轴器的轴径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩T联=k4T3，查表14-1，考虑到转矩变化较大，选k4=1.9，则T联=k4T3=1.92.996107=5.7107N.mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查联轴器手册，选用LZ17型弹性柱销齿式联轴器，其公称转矩为355000N.m，半联轴器的孔径d=340mm，故取，半联轴器长度L=450mm，半联轴器与与轴配合的毂孔长度L1=360mm。轴的结构设计图4-2轴设计草图 拟定轴上零件的装配方案如上图所示，轴1上安装联轴器，轴2上安装挡圈，轴3和轴6安装轴承，轴4用于定位轴承，轴5安装齿轮。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,1轴段右端需要制出一轴肩,故取2段的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与 L1=360mm， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故1段的长度应比L1略短一些,现取。3） 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32972型，其尺寸为，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得32972型轴承定位轴肩高度， 3）5段安装齿轮，齿轮右端与右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为380mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮端面与内机壁距离取70，因此，同时套筒宽度取75mm，则有4） 轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。选用平键为80mm40mm350mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册对于32030 X2型的圆锥滚子轴承,a=84mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩的截面的强度，根据轴的受力条件，取，则轴的计算应力=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP ，故安全4.5.3 联轴器和轴承的选择联轴器的选择电动机与减速器输入轴的联轴器选用LZ10型弹性柱销联轴器，其具体参数为：型号: LZ10公称转矩Tn /(Nm): 31500许用转矩n /(r/min): 2100轴孔直径 d1、d2: 110轴孔长度L|Y型: 212轴孔长度L|J1型: 167D: 335D1: 245B: 152s: 8转动惯量 I/(kgm2): 2.236质量 m/kg: 165.5其结构形式如图4-3所示。 图4-3由于主轴的各段直径还未确定，暂时按输出轴端的直径选择减速器和主轴之间的联轴器，暂选用LZ16型弹性柱销齿式联轴器，其具体参数为：型号: LZ17公称转矩Tn /(Nm): 355000许用转矩n /(r/min): 950轴孔直径 d1、d2: 340轴孔长度L|Y型: 550轴孔长度L|J1型: 450D: 770D1: 550B: 285s: 10转动惯量 I/(kgm2): 106.0质量 m/kg: 1535其结构形式如图4-3所示。滚动轴承的选择 低速轴选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32030 X2型，其具体参数为：轴承代号|30000型: 32030 X2基本尺寸/mm|d: 150基本尺寸/mm| D: 225基本尺寸/mm|T: 48基本尺寸/mm|B: 45基本尺寸/mm|C: 38安装尺寸/mm|a1(min): 7安装尺寸/mm|a2(min): 12安装尺寸/mm|ra(max): 2.5安装尺寸/mm|rb(max): 2.1其他尺寸/mm|a: 47.0其他尺寸/mm|r(min): 3其他尺寸/mm|r1(min): 2.5基本额定载荷/kN|Cr: 292基本额定载荷/kN|C0r: 525极限转速/(r/min)|油: 1700重量/kg|W: 6.2其结构形式如图4-4所示。图4-4 高速轴轴承选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32972型，其具体参数为：轴承代号|30000型: 32972基本尺寸/mm|d: 360基本尺寸/mm| D: 480基本尺寸/mm|T: 76基本尺寸/mm|B: 76基本尺寸/mm|C: 57安装尺寸/mm|da(min): 375安装尺寸/mm|db(max): 381安装尺寸/mm| Da(min): 436安装尺寸/mm|Da(max): 466安装尺寸/mm|Db(min): 466安装尺寸/mm|a1(min): 13安装尺寸/mm|a2(min): 19安装尺寸/mm|ra(max): 3安装尺寸/mm|rb(max): 2.5其他尺寸/mm|a: 96.2其他尺寸/mm|r(min): 4其他尺寸/mm|r1(min): 3基本额定载荷/kN|Cr: 1060基本额定载荷/kN|C0r: 2430极限转速/(r/min)|油: 630重量/kg|W: 36.34.6 轴系部件的结构设计4.6.1 轴承盖的结构设计轴承盖用以固定轴承、调整轴承间隙及承受轴向载荷，轴承盖有嵌入式和凸缘式两种。嵌入式轴承盖结构简单，为增强其密封性能，常与O形密封圈配合使用。由于调整轴承间隙时，需打开箱盖，放置调整垫片，比较麻烦，故多用于不调整间隙的轴承处。凸缘式轴承盖，调整轴承间隙比较方便，密封性能好，应用较多。凸缘式轴承盖多用铸铁铸造，应使其具有良好的铸造工艺性。对穿通式轴承盖，由于安装密封件要求轴承盖与轴配合处有较大厚度，设计时应使其厚度均匀。当轴承采用箱体内的润滑油润滑时，为了将传动件飞溅的油经箱体剖分面上的油沟引入轴承，应在轴承盖上开槽，并将轴承盖的端部直径做小些，以保证油路畅通，见图4-5图 4-5 轴承端盖的结构尺寸表4-1轴承外径螺钉直径螺钉数45658470100104110140126150230166(1)1、3轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定(2)2轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定4.6.2 轴外伸处的密封设计在输入轴或输出轴的外伸处，为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其它杂质浸入，造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。旋转轴唇形密封圈适用于转速不高的稀油润滑，其结构形式见图4-6。图4-6 唇形密封圈密封4.6.3 套筒的设计套筒选用材料为：；其结构如图4-7所示：图4-7 套筒的结构尺寸4.7 减速器箱体的设计4.7.1 减速器箱体结构尺寸减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。 铸铁减速器箱体结构尺寸如下表所示：名称符号二级减速器尺寸关系箱体壁厚，取箱盖壁厚，取箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径取地脚螺钉的数目时，轴承旁联接螺栓直径，取箱盖与箱座联接螺栓直径，取联接螺栓直径的间距之间轴承端盖螺钉直径，取窥视孔盖螺钉直径，取定位销直径，取、至外箱壁的距离取、至凸缘边缘距离取轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离，取齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座筋板，取轴承端盖外径轴承座孔直径轴承旁联接螺栓距离尽量靠近，以互不干涉为准，一般取4.7.2 油面位置及箱座高度的确定当传动零件采用浸油润滑时，浸油深度应根据传动零件的类型而定。对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高。为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于。所以取大齿轮齿顶距油池底面的距离为。4.7.3 油沟的结构形式及尺寸(1)输油沟当轴承利用传动零件飞溅起来的润滑油润滑时，应在箱座的剖分面上开设输油沟，使溅起的油沿箱盖内壁经斜面流入输油沟内，在经轴承盖上的导油槽流入轴承，其结构尺寸见图4-8。图4-8 油沟的结构(2)回油沟