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)难屎怼Ｒ虼说V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(guān)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(shù)經(jīng)濟比較，結(jié)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)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(shù)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(shù)參數(shù)如下： 型號：GLSY—1×2/2 G—罐籠 L---立井單繩 S---鋼絲繩罐道 Y—異側(cè)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 MG1.1—6 自重 qc=6000N 名義載煤量 1 t 有效容積 1.1m3 1.1.3提升剛絲繩的選型 選擇原則： 鋼絲繩在運轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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=2×1350×1.1＝2970 (kg) Rq ——— 矸石容量1350kg/m3 V ——— 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=2×r矸×V=2×1350×1.1=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：D—6×19+1直徑為31mm的鋼絲繩。 有關(guān)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(guān)系應滿足： D≥80d D′≥1200δ D′為提升機卷筒直徑 mm 小d 為提升鋼絲繩直徑 mm δ為提升鋼絲繩中最粗鋼絲的直徑 經(jīng)計算D=80×31=2480㎜ 因而選擇提升機的型號為：XKT2—2.5×1.2B—11.5 其技術(shù)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 η=0.85 1.1.5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+0.03383×190=66.12<70KN 最大靜張力差Fjc=Qg+△H =29.7+0.3383×190=36.12<40KN Fjm、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(zhuǎn)速： ne=60ivm/πD=r/min D——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(zhuǎn) 500 600 750 11．5 5．688 6．826 8．530 20 — 3．925 4．906 30 —— 2．618 3．270 電動機的同步轉(zhuǎn)速數(shù)為： nt=500r/min 則額定轉(zhuǎn)速 ne=480r/min 此時相應最大提升速度為 Vm=πDne/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(shù)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(zhuǎn)子電流： 355A 轉(zhuǎn)子電壓： 595V 額定轉(zhuǎn)數(shù)： 490轉(zhuǎn)/分 轉(zhuǎn)子飛輪轉(zhuǎn)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*ηi/Vm= N 1.1.8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(jié)構(gòu)形式的分類： （1）直徑為3500mm，采用模壓焊接結(jié)構(gòu) （2）直徑小于3000mm時，采用整體鑄鋼結(jié)構(gòu) （3）直徑為4000mm，采用模壓鉚接結(jié)構(gòu) 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。 Dt≥80d Dt≥1200 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： Dt≥80×30=2400㎜ 取 Dt=2500 ㎜整體鑄鋼結(jié)構(gòu)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Lx·min′≥ 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： Lx·min′≥ 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″≥ = =13.5m Lx.max″< Lx·min’,應該取弦長為20m. 2)計算井筒提升中心線至卷筒中心線的距離Ls·min Ls·min= 式中C0為卷筒中心線至井中水平的高度m,一般C0=1.5～2m.。Rt為天輪半徑。代入?yún)?shù)計算得： Ls·min= =16.86 m 3)仰角 =arctan 式中Hj— 井架高度; C0 — 提升機主軸高出井口水平的高C0=1.5m; 代入?yún)?shù) =arctan =34.50+7.180=41.680 >150 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. Vm≤0.5=0.5=6.9m/s 2)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=H－h(huán)1－h(huán)2－h(huán)3=190－22.4－22.23－3=142.37m t2=s 爬行階段: V4=0.5m/s t4=6s h4=3m 抱閘停車階段: t5一般取t5=1s h5= 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=47.71s 1. 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/m3 3.矸石密度 =1.5t/m3 4.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?；返膬?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 18～25m 取 Hz=20m Hx——卸煤高度 取Hx=13.5m H=350+2013.5=383.5 m 2) 經(jīng)濟提升速度: Vm=0.4=0.4×19.583=7.833m/s 3)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 s 4) 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1.10～1.15,取C=1.15 Cf——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=1.2 br——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/h 5)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(shù)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=0.9×17.6=15.6 t 1.2.4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+1.5×2.05=16.08 m 取Hn=20 m Hc=Hj+Hc+Hz+Hn=40+350+20+20=430 m 2) 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) ma≥7.2-0.0005Hc=7.2-0.0005×430=6.895 P′===41.06 N/m 據(jù)此選鋼絲繩6（36）股（13×2+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(192×31)8×4×10扁鋼絲繩.其單位每米重為132.44N/m.考慮到=4-2q=4×66.84-2×132.44=2.48N/m.而且=0.9%<3% 因而可以認為是等重尾繩. 3) 主繩安全系數(shù)校驗 ma==9.618>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: D≥100d=100×39.5=3950㎜ 由此選擇 JKM—4/4(I)型多繩摩擦式提升機,其技術(shù)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 57t·m(559KN·m) 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+4×66.84×680 = 509.458 KN <588 KN 最大靜張力差Fjc=Q+H=15.6×9810+2.48×680 = 154.72 KN<177 KN Fjm \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(cè)靜張力 Fs=Ffm=509.458 KN 下降側(cè)靜張力 Fx=Fjm-Q=509.458-15.6×9810=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JKM—4/4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(zhuǎn)數(shù) n=392.892 r/min 取電動機同步轉(zhuǎn)數(shù) nt=500r/min，則額定轉(zhuǎn)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YR2500—121215 三相繞線式異步電動機.其技術(shù)特征參數(shù)如下: 額定功率 Pe=2500 KW 額定轉(zhuǎn)數(shù) ne=495 r/min 過負荷系數(shù) =2.38 轉(zhuǎn)子飛輪轉(zhuǎn)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 N 1.2.8提升系統(tǒng)總變位質(zhì)量 其中 GD=GD2·()2=97860×()2=674316.6 N 因而 =[8×66.84×430+192400+674316.6]+15600+2×17800 =162988.6 kg =162.9886 t 1.2.9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(jié)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 m a0==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=H－h(huán)x－h(huán)1－h(huán)3－h(huán)4 =390－3－52－44.436－4=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5—1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 =1.15×15600×9.81+162988.6×0.375 =237.112 KN 主加速階段 F1 = F0+m(a1－a0) =237.112+162988.6×(0.9－0.375)/1000 =322.681 KN 等速階段 F2=KQ=1.15×15600×9.81=175.991 KN 減速階段 F3=0 爬行階段 F4=KQ=175.991 KN 1.2.12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 S 2) 等效力 =237.1122××4＋322.6812×9.2＋175.9912(29.21+8) =2.335319×1012 N2/S Fd = N 3) 等效功率 Pd = =2455.45 KW< 2500 KW 因而電機富裕系數(shù)為1.02可用. 4）過負荷校驗 最大拖動力為 Fm=322.681 KN 電動機額定拖動力 Fe= 216.615 KN 0.75=0.75×2.38=1.785 因而 校驗合格。 1.2.13防滑校驗. 1)靜防滑校驗 要求靜防滑系數(shù)數(shù)為≥1.75 e=1.87 式中,—— 摩擦襯墊摩擦系數(shù) 取m=0.2 —— 摩擦圍包角 當提升時,上升側(cè)靜張力 Fs=509.458 KN 下降側(cè)靜張力 Fx=356.422 KN ==2.026 >1.75 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(cè)靜張力 Fs=509.458 KN 上升側(cè)變位質(zhì)量 Ms=53 t 下降側(cè)靜張力 Fx =356.422 KN 下降側(cè)變位質(zhì)量 Mx=37.4 t = =1.24 <1.25 動防滑系數(shù)不合格,可采用增大圍包角a到1900,則e=1.94 = =1.34 >1.25 動防滑系數(shù)合格. 3)緊急制動防滑校 Mz≥ NM az==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,m<17.825t.選配重.m=15t 則 Fx′=356.422+15×9.81=503.572 KN mx′=15+37.4=52.4 t Fs′=509.458+15×9.81=656.608 KN Ms′= 15+53=68 t m′=162988.6+2×15×1000=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 237.112×4+322.681×9.2+175.991×3721 =104.6573 KN·S W = = =37.1989 KW·h/次 2) 噸煤電耗Wt Wt= W/Q=37.11089/15.6 =2.385 KW·h/ t 3)一次提升有益電耗 Wy Wy= KW·h 4)提升效率 = = 至此提升機的選型結(jié)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(guān)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(gòu)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。 箕斗逆止器一般裝于卸載位置以上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(shù)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 2300×1300 mm 相應剛性罐道斷面 180×180 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Ⅰ： 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Ⅱ： 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Ⅲ： 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。箕斗斷繩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Ⅳ： 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(cè)，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(jié)構(gòu) 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(zhuǎn)軸中心190㎜處，如圖示托爪受力圖。 圖2-3 托爪受力圖 F RB RA 初步確定托爪轉(zhuǎn)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=6×104 N 由托爪受力圖知： ∵　　　 ∴　　　RB×190 = F(190+160+50) RB= 因為∑Y=0 因而 RA+F-RB=0 RA=RB-F=12.63×104-6×104 =6.63×104 N 畫剪力圖 6×104 Q圖 6.63×104 圖2-4 剪力圖 畫彎矩圖 M圖 圖2-5 彎矩圖 其中Mmax=(12.63×104×0.19×0.21)÷0.4=1.2588×104Nm 2.2.3托爪截面面積 由于τmax=N/A<=[δ] 式中 A--------材料橫截面積 [δ]----材料許用應力,托爪選材為45#鋼, δs=353---460mPa [δ]= δs/ma。 ma------材料安全系數(shù)，由于托爪受到很大的沖擊載荷，因此取用較大的安全系數(shù)。取ma=18 所以： [δ]=353/18=19.6 Mpa A>=6.63×1042/19.6×106=6.75×10-3m3 2.2.4彎曲應力 由　δ=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 δ=(M×h/2)/(bh3/12)=9M/h3=9×1.26104/h3< [δ]=19.6Mpa ∴ h>=179.5 mm 在剪切應力計算中,A=bh=h2>=6.6765×10-3m2 ∴ h≥100.73mm 2.2.5確定托爪截面尺寸 據(jù)以上結(jié)果,查《機械設計手冊》確定： h=200 mm b=135 mm 2.2.6驗算安全系數(shù) 抗壓安全系數(shù)： ma=δs/δ=δs/(my/Iz) =×0.135×0.22=25.21 抗剪安全系數(shù): ma== =×0.135×0.8=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(zhuǎn)軸尺寸 轉(zhuǎn)軸主要受到剪切應力 N==6.63×104/2=3.315×104N 選擇材料為45#鋼，安全系數(shù)取MA=15 []===23.53 Mpa []===11.76 Mpa 由 =≤ [] ∴A≥==2.81887×10-3 m2 　 ∴D≥59.9 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=53 L1=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 N λmax= 式中Fmax------彈簧受到最大拉力 λmax----彈簧終端位置時變形量 λmax=L2-L1305-252=53㎜ ∴Fmax=+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 N 2.4 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(jié)構(gòu)關(guān)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)軸中心力臂 G-----托爪重力,估算為G=ρgv V=()×135 =12.399×103kg/m3 因而 G=944.2 N Z----油缸到轉(zhuǎn)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 N 2.4.3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=30㎜ 2)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 [δ] ---- 材料許用應力 選擇鑄鋼材料 [δ]=105 MP 工作壓力P===4.511 Mpa ∴ ≥1.3×4.511×0.03/105=0.00167m=1.67㎜ 取 =3㎜ 3)缸蓋厚度確定 前端蓋: t≥0.433D 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=6.5㎜ 4)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=（0.6—1.0）D=(0.6---1.0)×30=18---30㎜ 取出B=20㎜ 缸蓋滑動支撐面寬度L1 L1=(0.6---1.0)D=18---30㎜ 取出L1=20㎜ 隔套長度C C=H-10㎜ 6)收爪油缸結(jié)構(gòu)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=140㎜ 2.5.2活塞桿直徑確定 工作壓力 P==8.21 Mpa>7 MPa 查《液壓系統(tǒng)設計手冊》則 d/D=0.7 ∴　d=0.7×140=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 ≥ =15×8.21×0.14×106/2×105×106=8.21 取 =14㎜ 查《機械設計手冊》得液壓缸外徑 D1=D+2=140+2×14=168㎜ 2.5.4缸蓋厚度確定 t≥0.433D16.95㎜ 取t=20㎜ 2.5.5 最小導向長度確定 H≥=75㎜ 取H=80㎜ 2.5.6活塞寬度B確定 由于 D>80㎜ 所以 B=(0.6～1.0)d=(0.61.～0)×100=(60～100)㎜ 取 B=80㎜ 2.5.7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NXQ—0.6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) 1.1×0.6=(1.1+0.5)×V′ V′=0.425L 1.1×0.6=(1.1+8.21)×V″V″=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=2×2025=4050㎜2 由以前計算知轉(zhuǎn)軸處受力為: Ra=6.63×104 N 所以 F/A =6.63×104/4050×10-6=16.37 Mpa 底座選擇鑄鋼 45# 鋼 則: []=320 Mpa 安全系數(shù) Ma=[]/==19.5479>15 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 N1 N2 F1 N1” 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: N2’ N1 275 275 圖2-12 受力簡化圖 已知力F1=F2=6×104 N 由m=0 F1×(2750-575)=N2×2750 得 N2′==4.7×104 N 由Y=0 N1+N2′-F1=0 N1=6×104-4.7×104=1.25×104 N 所以N1=N1′=1.25×104 N F1=F2=6×104N N2=2N2′=9.49×104 N 2.7.2托梁的Q圖及M圖 Q圖: M圖： 2.728×104N·m 2.728×104Nm Mmax=2.728×104N·m 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=9.5×104N 面積為 A=210×h 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) M≥10 F/A=9.4909×104N/210·h ∵ ma=≥10 ∴ 9.4908×104/210·h≤16 MPa ∴ h≥ 0.0282m=28.2㎜ 2)彎曲應力校核 W= M=2.728×104 Nm = ma=≥10 ∴ 32 MPa≥ ∴ h≥715.5㎜ 根椐以上計算結(jié)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 3．1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?？諝馐綍r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(guān)存在著一些固有的缺點，如機械磨損，觸點的電蝕損耗，易