矿井机械运输第九章_摩擦提升的传动原理.doc

第九章 摩擦提升传动原理2 课时第一节 多绳摩擦提升机及其结构特点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加大，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。为了解决这个问题，1877年法国人戈培提出将钢丝绳搭在摩擦轮上，利用摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来带动钢丝绳，以实现提升容器的升降，这种提升方式称之为摩擦提升。与单绳缠绕式提升机相比，摩擦轮的宽度明显减小，而且不会因井深的增加而增大。同时由于主轴跨度的减小而使得主轴的直径和长度均有所降低整机的质量大为下降，而且由于提升机回转力矩的减小，使得提升电动机容量降低，能耗减少。 但是，单绳摩擦式提升机只解决了提升机卷筒宽度过大的问题，而没有解决卷简直径过大的问题。因为全部终端载荷由一根钢丝绳承担，故钢丝绳直径很大。从而摩擦轮直径也很大(D80d)，因此就出现了用多根钢丝绳代替一根钢丝绳的多绳摩擦提升机。这样，由于终端载荷由n根钢丝绳共同承担，使得每根钢丝绳直径变小，从而摩擦轮直径也随之变小。图71所示为多绳摩擦提升系统示意图。采用多绳摩擦提升机，若钢丝绳数目为一根，其钢丝绳直径与单绳提升机钢丝绳直径之间有如下关系： 图7-1多绳摩擦提升系统示意图（a）塔式 （b）落地式1 主导轮；2天轮；3提升钢丝绳；4容器；2 5导向轮；6尾绳 (7-1)同理，摩擦轮直径之间的关系为： (7-2)多绳摩擦提升机可分为井塔式和落地式两种。井塔式的优点是：布置紧凑省面积，不需设置天轮I全部截荷垂直向下，井塔稳定性好；钢丝绳不裸露在雨雪之中，对摩擦系数和钢丝绳使用寿命不产生影响。其缺点是：井塔造价较高，施工周期较长，抗地震能力不如落地式；井塔式系统为了保证两提升容器的中心距离和增大钢丝绳在摩擦轮上的围抱角，可设置导向轮。但与此同时却增加了提升钢丝绳的反向弯曲，缩短了提升钢丝绳的使用寿命。 采用多绳摩擦提升，多根提升钢丝绳同时断裂的可能性很小，故安全性较好。而多绳摩擦提升的钢丝绳数，通常均取偶数(多采用210根)，其目的是利于选用左捻和右捻绳各半，以减少罐耳与罐道之间的摩擦阻力。同时，为了减少钢丝绳因物理机械性质上的差异而影响各提升钢丝绳的张力分配，故必须在同一批制造的钢丝绳中，选取左、右捻钢丝绳各一根，然后根据提升钢丝绳的绳数分别在已选取的左、右捻钢丝绳上截取。 国产多绳摩擦提升机系列主要有JKM及JKMD系列(洛阳矿山机械厂生产)和JKD及JKMD系列(上海冶金矿山机械厂生产)等。 多绳摩擦提升机的结构有如下特点： (1)主轴装置 图73所示是多绳摩擦提升机的一种主轴装置图。主轴法兰盘(或轮数)与摩擦轮辐采用高强度螺栓联接，借助螺栓压紧轮辐与夹板闻的摩擦力传递扭矩。这种结构便于拆装及运输，但制造要求较高，轴向两法兰盘间的尺寸与摩擦轮轮幅尺寸应吻合，以便于联接。(2)车槽装置 为使各钢丝绳绳槽直径不超过规定值，以保持各钢丝绳张力均衡，多绳摩擦提升机均设有车槽装置。(3)减速器 为了消除机器传给井塔的振动，有些井塔式摩擦提升机采用弹簧基础减速器，如图74所示。图7-3 多绳摩擦提升机主轴装置结构(4)深度指示器 多绳摩擦提升机为了补偿钢丝绳蠕动和滑动对深度指示器位置的影响，设置了深度指示器自动回零装置。(5)尾绳悬挂装置 多绳摩擦提升设备一般均有尾绳，为了在使用圆尾绳时避免打结，在罐笼底部下方设有尾绳悬挂装置。图7-4 弹性基础共轴减速器1 高速轴； 2高速小齿轮；2 高速大齿轮；4高速轴套；5弹性轴；6减震器7弹簧机座；8低速小齿轮；9低速轴套；10输出轴；11刚性联轴节12低速大齿轮第二节摩擦提升传动原理及防滑一、传动原理多绳摩擦提升运动学与动力学计算基本上与单缠绕式提升相同，不同的是摩擦提升动力的传递是依靠摩擦衬垫与钢丝绳之间的摩擦力来实现的，其工作的可靠性取决于提升钢丝绳与摩擦衬垫之间是否有足够的摩擦力。根据柔索传动的欧拉公式可知。如图75所示，在极限状态下，摩擦轮两侧钢丝绳张力的比值为： (7-3)式中：F1为重载侧钢丝绳张力；F2为轻载侧钢丝绳张力；为钢丝绳与衬垫之间的摩擦系数，通常取=0.2；为钢丝绳在摩擦轮上的围抱角，rad。在式(93)两边各减去F2，则有： （7-4）式(74)的左边为摩擦轮两侧的张力差，它是产生滑动的力。等式右边是整个围抱弧上产生的极限摩擦力，它是阻止滑动的力，即摩擦提升的牵引力。图75 摩擦提升传动原理图 当式(74)左边的值大于右边的值时，钢丝绳与摩擦轮将产生相对滑动，这是不允许的。正如式(74)那样，提升工作的安全性也是很不可靠的。所以，为了提升工作的安全可靠在极限状态下，必须有F1-F2F2(e-1)，把此式改写成等式则有： （7-5）式中：为防滑安全系数。 防滑安全系数可分为静防滑安全系数和动防滑安全系数。煤炭工业设计规范规定，静防滑安全系数j1.75；动防滑安全系数dl.25。 式(95)中的F1和F2只考虑静载荷时，其防滑安全系数即为静防滑安全系数，可表示如下： （7-6）若式(75)中的F1和F2不仅考虑静载荷而且还考虑了动载荷(惯性力)，则其防滑安全系数即为动防滑安全系数，如下式表示： （7-7）在某些情况下，如下放载荷或进行紧急制动时，计算防滑安全系数的式(76)和式(79)应改写为： （7-8）以上各式中：Fjx为下放侧静张力；Fjs为上升侧静张力；ms为上升侧运动部分总质量；mx为下放侧运动部分总质量；a为加速度或减速度。二、防滑验算 多绳摩擦提升的主要矛盾就是防滑。因此，在选型设计中，必须进行防滑验算，以保证提升工作的安全可靠。而防滑验算就是采用式(76)，(77)或(78)，(79)来计算静、动防滑安全系数的大小，看是否符台煤炭工业设计规范的要求。但是，在计算之前，必须了解静防滑安全系数j和动防滑安全系数d在一个提升循环过程的变化规律，以便找出最容易发生滑动的危险点，仅验算各自危险点的静防滑安全系数和动防滑安全系数即可。 现以几种不同的情况来分析防滑安全系数的变化规律。 (一)提升载荷，等重尾绳系统 对于提升载荷，式(76)和式(77)所表示的函数关系可用图76表示。 为了简便，以三阶段速度图来表示。 （1）静防滑安全系数由图7-6可知，静防滑安全系数的变化规律为一平行于时间轴的直线abed，即在一个提升循环过程中，在任何阶段的值均相等。可用计算式表示如下： （7-10）式中：Q为一次提升载荷质量；Qz为提升容器质量；p为提升钢丝绳每米重力；Hc为提升钢丝绳最大垂悬长度；x，s为容器运行阻力系数， xs，箕斗提升取0.075，罐笼提升取0.1；n为提升钢丝绳根数；k为矿井阻力系数，k12（2）动防滑安全系数 在图76中，动防滑安全系数的变化规律为折线efbcgh，可见，动防滑安全系数的最小值在加速阶段。所以，对等重尾绳系统，提升载荷时，静防滑可在任何阶段中任何工况点验算动防滑可在加速阶段中任何工况点验算。计算式表示如下： （7-11）式中：ms为上升侧总质量；mx为下放侧总质量。在导向轮侧下放比在导向轮侧上提更容易产生动态滑动，故将导向轮放在下放侧计算。提升载荷加速阶段可能出现的滑动为反向滑动，如图77所示。 (二)提升载荷，重尾绳系统 （1）静防滑安全系数 由图78可知，静防滑安全系数的变化规律为折线abcd，且在d点，即提升终了点有最小值。其计算式表示如下图7-7 反向滑动提升加速过程（7-14）（2）动防滑安全系数由图78可知，动防滑安全系数的变化规律为折线efbcgh，且在f点有最小值。可按下式计算： （7-15）由图78可知，提升载荷，重尾绳系统静防滑安全系数只验算d点工况值，动防滑安全系数只验算f点工况值。但是在某些情况下，对于重尾绳系统，当整个系统的变位质量不很大时，防滑安全系数在f点的值大于其在d点的值，这样，当静防滑安全系数大于1.75时，动防滑安全系数一定能满足要求，不用再验算动防滑安全系数了。这表明了重尾绳系统改善了动防滑条件，这就说明了前面所述的，不采用等重尾绳而采用重尾绳系统的意义所在。图7-8 提升载荷防滑安全系数变化规律重尾绳系统 (三)下放载荷，等重尾绳系统 （1）静防滑安全系数 由图7一l0可知，静防滑安全系数的变化规律亦为一平行于时间轴的直线abcd，所以，在一个提升循环过程中任何阶段的静防滑安全系数值均相等，即为常数。可用下式计算： （7-16）（2）动防滑安全系数 由图710可知，动防滑安全系数的变化规律亦为折线efbcgh 。动防滑安全系数的最小值在减速阶段gh。所以，对等重尾绳系统,下放载荷时，静防滑在任何阶段中任何工况点验算，动防滑可在减速阶段中任何工况点验算。计算式表示如下： (7-17)图7-10 下放载荷等重尾绳系统防滑安全系数变化规律对于下放载荷等重尾绳系统静防滑安全系数为一常数，可在提升循环中任意工况点验算；动防滑安全系数可验算减速阶段任意工况点。 (四)下放载荷重尾绳系统（1）静防滑安全系数由图7一11可知，静防滑安全系数的变化规律为一向上倾斜的直线abcd ,在下放开始时的a点有最小值，故静防滑安全系数可以a点工况验算。其验算计算式如下： （7-20）图7-11 下放载荷等重尾绳系统防滑安全系数变化规律（2）动防滑安全系数由图7-11知动防滑安全系数的变化规律为一折线efbcgh，在减速开始时的点g有最小值，故防滑安全系数可以g点工况验算，其计算式如下： （7-21）下放载荷减速阶段可能出现的滑动为超前滑动，即提升钢丝绳的运动速度大于摩擦轮绳槽处的线速度，如图7一12所示。 如果按正常运行状态，取动防滑安全系数d=1.25，此时的最大减速度可据式(717)或式(721)计算，将Fjs,Fjx,ms,mx等代入相应的值，则可得： （7-22）对于下放载荷紧急制动状态的防滑验算，煤矿安全规程规定，下放额定载荷时，其减速度a31.5 ms2。，而且，其最大减速度不得超过钢丝绳的滑动极限。下放载荷紧急制动减速度应按最大减速度滑动极限状态验算。考虑到紧急制动是偶发性的故我国设计部门把动防滑安全系数取l来计算下放载荷，紧急制动时的最大减速度值为： （7-23）通过上述摩擦提升防滑验算可知，与防滑条件有关的参数主要有容器的质量、加速度和减速度。 现将容器的质量、提升加速度和减速度的确定方法简述如下： (1)容器质量的确定 防滑条件有静防滑和动防滑两个条件，利用静防滑条件求出的容器质量称为容器静防滑质量；利用动防滑条件求出的容器质量称为容器动防滑质量。下面仅以等重尾绳双容器提升系统为例。 容器静防滑质量的计算据式(910)可计算容器静防滑质量Qzj如下： （7-24）容器动防滑质量的计算式(911)可计算容器动防滑质量Qzd如下： （7-25）式中： （7-26） （7-27） （7-28）式(725)对于某一确定的系统，A，B和C均为常数，故式(725)表示在动防滑条件下，容器动防滑质量与提升加速度之间的关系，加速度a1越大，容器动防滑质量越大。因此，在利用式(725)来确定容器动防滑质量时，必须先确定一个加速度a1。注意，加速度a1除了符合前述三个条件外，还要受容器动防滑质量的约束。当计算Qzj和Qzd。之后，比较两值之大小，然后选取其中较大值者确定为容器防滑质量Qzr，若提升容器自身质量小于容器防滑质量，则必须加配重。配重Q可如下计算： （7-29）(2)加速度a1的确定如果按前述三个条件确定的加速度a1来计算容器动防滑质量的值过大(比容器自身质量大很多)时，也可以先确定一个较合理的容器防滑质量值，然后反算加速度a1的值，计算如下： （7-30）应该注意，用式(7-30)计算的加速度a1值必须符合前述关于加速度的三个条件。 (3)减速度a3的确定 可据式(722)和式(733)计算确定。第三节 多绳摩擦提升的若干问题一、钢丝绳与衬垫间的摩擦系数近代摩擦理论与实践表明, 库伦定律只是在一定条件下才是合适的，在某些特定场合，例如对于矿井摩擦提升机的衬垫与钢丝绳之间的摩擦，它不一定都成立(采用榆木或铝合金衬垫时)，或者全部不成立而正好相反。图713和714表明摩擦系数与比压和相对滑速之间的关系。随着比压增加，摩擦系数降低，证明对于有油的钢丝绳摩擦系数与接触面的大小有关。而相对滑速与摩擦系数的关系曲线则说明对于橡胶类衬垫，静摩擦系数小于动摩擦系数，但在一定范围内摩擦系数随着相对滑速的增加而增加。 由于摩擦系数的这些特性，因而在给出摩擦系数时必须说明其测试条件。二、衬垫比压 当钢丝绳与衬垫间的比压超过一定数值时，由于存在着蠕动的缘故，衬垫将很快磨损。摩擦村垫的比压按下式计算： （7-31） 一般对于聚胺酯衬垫取比压的允许值为2106MPa，PVC衬垫则取为1.4106MPa。 三、钢丝绳张力的平衡 多绳提升中各钢丝绳的张力往往难以保持一致，其原因是；各绳的物理性质不一致，弹性模量不等；各绳槽的深度不等；钢丝绳的长短不一；各钢丝绳的滑动不等；钢丝绳的蠕动。 为了消除因钢丝绳物理性质不同而引起的张力差，最好使用连续生产的钢丝绳。 为了改善各钢丝绳张力的不平衡状况，通常设置平衡装置，表示在图715中。图715 各种平衡装置示意图图7-16所示是螺旋液压调绳器。螺旋液压调绳装置，在张力平衡方面由于没有解决密封问题，故只能实现提升钢丝绳的静平衡。在运行维护及安全可靠性方面也存在着一些问题。图7-17所示为目前已在国内100多个矿井使用的XSZ型多绳摩擦提升机钢丝绳张