机械毕业设计（论文）-JTP-1.6×1.2矿用提升绞车主轴装置设计【全套图纸】

第一章 矿井提升在煤矿生产中的地位及任务煤炭是我国的主要能源，又是重要的化工原料。煤炭工业作为我国的重要能源工业，建国40多年来，为推动和保证国民经济的发展，取得了举世瞩目的伟大成就。我国煤炭储量居世界前列，原煤年产量从1949年的3亿吨到1992年已突破11亿吨，跃居世界产煤大国之行列。根据我国的国情，在我国一次性能源结构中，煤炭所占的比重一直是70以上，而在今后相当长的时期内，煤炭仍然是我国的主要能源。随着我国经济的不断改革开放，煤炭工业必将高速持续地向前发展。全套图纸，加153893706矿山提升是煤炭生产过程中必不可少的重要生产环节。从井下采煤工作面采出的煤炭，只有通过矿井提升设备运到地面，才能加以利用。可以说，矿井提升是矿井生产的“咽喉”，其设备在工作中一旦发生故障，将直接影响生产，甚至造成人员伤亡。此外，矿井提升设备的耗电量很大，一般占矿井生产总耗电量的50-70。因此，合理选择维护使用这些设备，使之安全可靠、经济高效地运转，对保证矿井安全高效的生产，对提高煤炭企业的经济效益都具有重要的现实意义。这就要求矿山机电技术人员应该很好地掌握矿井提升设备的各种类型、结构、工作原理、工作性能、维护、运转等方面的知识。由于矿井运输与提升设备是在井下巷道内和井筒内工作，空间受到限制，故要求它们结构紧凑，外部尺寸尽量小；又因工作地经常变化，因而要求其中的许多设备应便于移动；因为井下有瓦斯、煤尘、淋水、潮湿等特殊工作条件，还要求设备应防爆、耐腐蚀等。井下运输线路和运输方式是否合理，对降低运输成本的影响甚大，而它们的合理性在很大程度上决定于开拓系统和开采方法。因此，在决定矿井开拓系统和开采方法时，不但要考虑运输的可能性和安全性，而且还应考虑它的合理性和经济性。由上可知，矿井运输与提升系统遍布各个环节，每一环节均布置有必须的设备。而环节越多，则使用的设备台数和转载点也越多，可能的故障也越多。因此，如条件许可，应尽可能使其环节减少、系统简化，以便安全生产，提高经济效益。第二章 矿井提升机的类型及其组成部分的特点提升机是矿井提升设备的主要组成部分，目前我国生产及使用的矿井提升机，按其滚筒的构造特点可分为三大类，即单绳缠绕式、多绳摩擦式及内装式提升机。单绳缠绕式提升机在我国矿井提升中占有很大的比重，目前在竖井、斜井、浅井、中小型矿井大量使用。其工作原理是把钢丝绳的一端固定缠绕在提升机的滚筒上，另一端绕过井架上的天轮悬挂提升器，利用滚筒转动方向的不同，将钢丝绳缠上或放松，完成提升或下放重物的任务。多绳摩擦式提升机其特点是靠钢丝绳与摩擦轮之间的摩擦力传动，这种提升机由于具有安全可靠、体积小、质量小，适用于深井提升等优点，在我国矿井提升中也已得到较广泛的应用。内装式提升机是世界上近年来研制成功的一种全新的新型提升机，从提升机的工作原理来看，它亦属于摩擦提升范畴，但它实现了“内装”。所谓内装，就是拖动电机直接装在摩擦轮内部，使电机转子与摩擦轮成为一体。内装式提升机摩擦轮的外观与一般的摩擦式提升机毫无区别，但它却把由电动机、减速器和摩擦轮组成的常规式，发展成为省去减速器，而使摩擦轮相当于电动机的转子，主轴相当于电动机定子的高度，结构新颖的提升机。同时为了使内部电动机冷却，主轴可以做成空心轴做为冷却风道，这样减少了设备结构重量又减少了提升系统的转动惯量。世界上第1台内装式提升机于1988年在德国豪斯阿登矿投入运行至今已达7年迄今设备使用良好。内装式提升机是提升机的机械与电气高度一体化的完美结合，由于它体积小、重量轻、基础设施简单、设备造价低、运行费用低，与传统的提升机相比，其各项技术、经济指标都显示出了很高的优越性，引起了国际提升界极大的关注。内装式提升机的问世，是提升机领域里的一个新的里程碑，它不但对提升机制造业产生巨大影响，还对矿井提升机的使用、维修也将引起变革，迫使人们用全新的概念去评价提升机性能的优劣。内装式提升机的研制，在我国尚属空白，应给予足够重视，以促进国内提升机的发展，赶超世界先进水平。2.1单绳缠绕式提升机的类型结构过去我国生产的单绳缠绕式提升机一直是仿前苏联30年代的老产品(如N型等)。70年代初我国自行设计和制造了新产品JKT型矿井提升机，近年来，又制造了具有先进水平的JK25m提升机及GK了12-2m改进型提升机和新系列瓜-A、瓜B型提升机，另外我国制造的JTP型提升机性能相当良好，主要产品国产单绳缠绕式提升机均是等直径的，按滚筒数目又可分为单滚筒和双筒两种。2.2 KJ型矿井提升机的结构KJ型矿井提升机是我国在19581966年生产的仿前苏联BM2A型和HKM3型矿井提升机的老产品，适用于矿山竖井和斜井提升。这种提升机虽已停止生产，但我国许多老矿井仍然使用。图2-1所示为KJ型双滚筒提升机。图2-1KJ型双滚筒提升机1-主轴装置(包括2抽、滚筒、调绳离合器); 2-减速器；3-操纵合；4-深度指示器； 5-液压传动装置;6制动闸;7-制动缸；8-联轴器 图2-2K J型单筒提升机总体布置图KJ型单简提升机的总体布置如图所示，K J型双筒提升机的总体布置如图2-2所示，它们分别由主轴装置、减速器、联轴器、制动器等。图2-3单筒提升机主轴装置筒壳1用螺栓固定在法兰盘上。游动卷筒的法兰盘2经过铜轴套13活动地装在主轴4上，整个卷筒通过轴9、蜗杆7、蜗轮5被主轴带动，蜗轮5用切向键6固定在主轴4。在游动卷筒里面装有手动蜗轮蜗杆式调绳装置，它由蜗轮5、套在心轴8上的两个蜗杆7、轴9、螺母10、螺杆11和手轮12等组成。转动手轮12，心轴8绕轴9摆动，使蜗轮与两个蜗杆啮合或脱开。调绳装置可保证卷筒在任何位置时蜗杆与蜗轮相啮合。如果蜗杆的齿顶住7蜗轮的齿，则必须松开蜗杆心轴上的压紧螺母14，用小铁棒插入蜗杆上的孔15以转动蜗杆，使蜗杆的齿对准蜗轮的齿槽。KJ型提升机的结构有以下特点：1.滚筒直径为23m的N型提升机(仿前苏联BM2A型)，其制动系统为油压操纵，滚筒直径为46m的闭型提升机(仿前苏联EmM3型)其制动系统为气压操纵；2.在双滚筒提升机上，前者采用手动蜗轮蜗杆式离合装置，后者采用遥控式气压操纵的齿轮调绳离合装置；3.制动器的形式，前者为角移式的，后者为平移式的；2.3 KJ型双滚筒提升机的主要组成部件工作机构主要是指主轴装置和主轴承等，它的作用是：1.缠绕或搭放提升钢丝绳；2.承受各种正常载荷(包括固定静载荷和工作载荷)；3.承受在各种紧急事故情况下所造成的非常载荷，在非常载荷作用下，主轴装置的各部分应有残余变形；4.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)。因此，主轴装置应保证主轴、卷筒和其它部分有足够的强度和刚度。2.3.1主轴装置提升机上用来固定滚筒的轴，叫做主轴。主轴承受所有外部载荷。滚筒轮毅、离合器、联轴器等都用两个切向键固定在主轴上。KJ型矿井提升机上支承主轴用的轴承大多采用滑动轴承，它承受机械旋转部分的径向和轴向载荷。图2-1 KJ型双筒提升机主轴装置主轴装置包括滚筒、主轴、主轴承，在双滚筒提升机中还包括有调绳离合器。 如图所示，主轴的右端为死滚筒，死滚筒的右轮毂用切向键固定在主轴上，左轮毂滑装在主轴上，其上装有润滑油杯，定期向油杯内注入润滑油避免轮毂与主轴表面的过度磨损。活滚筒的右轮铜套或尼龙套滑装在主轴上，也装有专用润滑油杯，以保证润滑。轴套的作用是保护主轴和轮毅，防止调绳时轮毂和主轴的磨损，左轮毂用切向键固定在主轴上并经调绳离合器与滚筒连接。 图2-3主轴装配示意图图2-4 K2-5m矿井提升机示意图如图2-3所示，N型提升机的主轴承由轴承座1、轴承盖2及上下轴瓦三部分组成。轴瓦的轴衬3系铸钢件，轴衬内浇铸有巴氏合金衬层4。在轴衬的接合处，有瓦口垫5以便调整轴颈与巴氏合金衬层间的间隙。两半袖衬用稿峦的销钉连接，在轴承上面装有一个供油指示器6，润滑系统将润滑油经供油指示器压送到轴承中。轴承上部有两个回油孔7、8，润滑轴承后的油经此孔沿回油管流入减速器油箱中。 N型2-3m系列双滚筒提升机的主轴装置如图所示，其上装有两个滚筒。左边为固定滚筒(亦称死滚筒)，右边为游动滚筒。图2-4所示: 1-盘形制动器2-主轴装置；3-牌坊式深度指示器传动装置；4-牌坊式深度指示器；5-斜面操纵台；6-司机椅子；7-润滑油站；8-减速器；9-圆盘式深度指示器传动装置; 10-电动机；11-弹性联轴器；12-发电机装置;13-齿轮联轴器；14-圆盘式深度指示器；15-液压站 16-锁紧器；17-齿轮离合器。2.3.2 盘式制器盘式制动系统与老产品块闸制动系统比较，有以下优点；1安全可靠程度高。盘式制动系统的一个特点是多副制动器同时工作，少者2副，多者4别、6副、8副等； 2制动力矩可调性好。盘式制动系统制动力矩的调节是用液压站的电液调压装置来实现的，一般情况下，操纵省力，制动力还可以在较大范围内调节；3惯性小、动作快、灵敏度高。它的制动力的产生不是靠重锤，而是靠盘形弹簧而整个制动系统惯量小、摩擦损失少、动作快、灵敏度高，故适用于自动化或半自动化操纵；4重量轻、结构紧凑、外形尺寸小；5安装和使用维护比较方便；6. 通用性好。 2.4 圆柱形绞筒的构造矿井提升机构的圆柱形绞筒获得了广泛的应用,这种绞筒是万能的缠绕机构,对实际上遇见的深度,它许可任何提升容器进行提升工作. 由于卷筒是利用薄壁承载，故所受应力较复杂，如设计或使用不当，会造成变形、开裂甚至不能使用。筒壳、支轮和加强筋所用的钢材大都为Aa及AsFP为了提高强度也有用16Mn的，因为这些材料的货源较广，工艺性能也较好。一般而言，筒壳、支轮和加强筋都用焊接的。除盘式支轮外，轮辐还有焊成工字形、十字形或丁字形的。对于小型提升机，支轮也有用铸造的。由于工艺或安装、搬运方面的原因，支轮有整体的，也有两瓣或三瓣的。较大的提升机则很少用铸造支轮，因为大直径的铸造支轮过于笨重。对于双卷筒提升机的活卷筒，由于它与主轴有相对运动，因此往往在轮毅与主轴之间加有衬套。衬套通常用减磨金属，如果压力许可，也可用尼龙衬套。卷筒外面一般均敷有木衬。木衬的作用是防止钢绳与筒壳直接接触造成磨损，此外还能使钢绳沿着木衬上的沟槽缠绕，排列整齐，避免叠压现象。矿井提升机圆柱形绞筒为薄板外毂1,其外面附有木衬2, 单绳缠绕式提升机主轴装置的卷筒外面没有木衬。木衬的作用是作为钢丝绳的软垫，在其上钢丝绳不会发生过度变形。木衬应由柞木、水曲柳或榆木等制作。松木不适于作木衬，因为它在横过纤维的压力作用下，经常开裂，使用寿命仅为几个星期。每块木衬的长度与不少于钢丝绳直径的两倍，一般为100毫米左右(对于直径大于50毫米的钢丝绳，以采用150毫米为宜)，每块的宽度在150-200毫米之间，断面成扇形，固定卷筒木衬的螺钉头，应沉入木衬厚度三分之一以上；当全部木衬固定完以后，应用木衬沾胶水将螺钉孔定位，并使用木楔将木衬夹缝填满。在木条上面切有为钢丝绳用的螺旋槽.外毂是借助于铸造轮毂3固定在提升机轴上,它或许直接固定在轮毂上。2-5木衬与轮毂装配图2.4.1焊接滚筒铸铁的轮毂可以扩展到整个绞筒直径, 绞筒的制动轮在这种情况下与轮辐成为一个整体.木条是沿着筒的轴向安装的并用几个金属螺栓固定在外毂上.螺栓被拧入木板厚度的三分之一,并用涂有胶水的木塞封闭.木板的厚度不应小于钢绳直径的二分之一.木板的厚度通常采用100毫米.每个木条的宽度,为适合制造起见不超过150-200毫米.固定每个木条的螺栓数目应不少于三个(每端一个,中间一个).由于木衬需要更换,增加维修的工作量,现在的可以直接切削出绳槽.卷筒由两部分组成,即卷筒壳和支轮,有的为了增强卷筒的刚度在壳内加有横向或纵向的肋,支轮也曾有铸造或焊接成丁字形或十字形的轮辐.卷筒壳和支轮的材料多采用A3或Mn,其货源容易,工艺性能良好。材料的许用应力分别为:A3=140MPa;16Mn=180MPa.支轮与主轴用高强度螺栓连接,装卸比较方便. 滚筒的焊缝和连接螺栓的许用应力至今尚无统一认识，设计中可以参照滚筒材料的许用应力或参照结构设计规范选取，在滚筒上的螺孔及焊缝截面的变化处均有应力集中，焊接处如不经退火也会有残余应力存在，未经处理的焊缝的残余应力是拉应力，其值可达到屈服极限，当它与工作应力叠加时，造成平均应力增加。这样就大大降低许用疲劳强度，使寿命降低。消除的方法可以用退火、振动与锤击，以及火焰烘烤等，另外也可以用预热法。2.4.2 滚筒的失效形式及原因1.滚筒的失效形式主要有：(1)裂纹：裂纹出现于筒壳、支轮及支环上。筒壳上的裂纹多出现于圆周方向和螺钉孔处，如图312所示。支轮的裂纹多出现于孔周边，呈放射状；支环的裂纹多出现于焊缝处，或支环断裂。(2)局部变形过大多。此种情况多数是筒壳中部塌陷。(3)连接螺栓被剪断或弯曲变形过大。2.造成上述失效的原因是复杂的，一般来说可能有以下几种：(1)0理论计算有误。如某矿使用的2x 4x17仿苏型提升机，根据正确计算应有34个支环，而实际只有两个，故造成滚筒强度不足。(2)结构设计不良，造成该筒各部分刚度相差过大。如果加支轮和支环的结构不合理，形成局部刚性过高，从而导致局部应力过高，不符合弹性均匀化设计原则。(3)加工安装不当。如滚筒不圆或支环与筒壳贴合不好等。(4)使用维修不当。如过载以及加速度过大等。(5)原材料有缺陷。如内部裂纹等。(6)焊接工艺不当。如焊条或焊接参数选用不当，焊接处清洗不净，以及焊后不进行热处理或热处理不当造成焊接残余应力过高等。(7)原设计许用应力选取过大。如苏制或仿苏的2x 4x17和2x 4X18型提升机。第三章 国内外提升机的发展概况矿井提升机在矿井中担负着升降人员、提升矿物、运输材料以及升降设备、工具等项任务，它是沟通矿井地面和井下的运输设备，是矿井的重要设备之一，就其耗电量来说，大约占全矿井用电量的15%左右。世界许多国家的工业发展表明：随着采掘工业的发展，开采的深度将会日益增加，矿山生产也将日益走向集中化、大型化。而矿井提升机也随着相应的发展：由单绳缠绕式提升机发展到多绳摩擦式提升机，提升速度加快，一次提升量也日益增大。能够反应出当前矿井提升机界先进技术水平的参数是：1.提升机直径已达9m；2.一次提升有效负荷为50t；3.提升机单台的功率已达14573KW；4.最多绳数为10。我国的煤矿建设也是符合上述发展规律的。在第一个五年计划期间建设的矿井，开采深度一般都在300m以内；矿井的最大年产量为120-150万吨；矿井提升机的一次提升量最大为9t（采用单绳缠绕式矿井提升机）。而目前我国矿井井深最大以达1000m；最大年产量300-400万吨的矿井正在多处兴建，甚至能力更大的矿井也在设计中；有些矿井以按两套一次提升量为20t的双箕斗装备（在一个井筒内布置四个箕斗、由两台提升机提升）。更大容量的箕斗，如：25、32、40t等都已经编制出系列，并正在设计中。 就多绳提升机来说，过去生产的是在井塔上安装的，现在考虑到矿井建在地震区或者某些冲积层较厚的地区的需要，已将落地式多绳提升机纳入系列，与井塔式并列同时发展，可以按用户要求供货。矿井提升机的生产厂很多，规模较大，品种较齐全的有：洛阳中信重型机械公司，鹤壁市巨兴矿山设备有限责任公司等。第四章 提升机的外载荷的确定提升机械的容绳量与卷筒直径、宽度及缠绕层数有关。根据安全规程，缠绕层数因不同的提升条件而有具体规定。因而，容绳量这一参数就有着固定的、可以计算的关系。卷筒直径与钢绳最大静张力之间也有着大致固定的关系。因为根据安全规程规定，卷筒直径与钢绳直径之比为60-80，只要钢丝绳的型式、规格和使用条件一旦确定，卷筒直径和钢丝绳最大静张力这两个参数间的关系就可以确定。提升最大速度这一参数与提升工作的经济性及安全性有关。当卷筒直径确定后，最大提升速度就确定了卷筒的转数，或者说，当卷筒转数在某一范围时，最大提升速度为卷筒直径的面数。至于卷筒的宽度，看来似乎与卷筒直径没有什么关系。但是，考虑到实际情况，例如卷筒过宽时容易造成钢丝绳偏角超限，也容易造成主轴挠度超限等问题，而这些问题又都与卷筒直径及钢丝绳直径有关，从而卷筒宽度与卷筒直径两参数间也就有了一定的关系，而并不相互独立。至于多绳摩擦轮提升机，它的主导轮直径与钢丝绳直径之比为0.80-1，它的绳间距约为2-3倍，其他的参数分析与缠绕式提升机相似。从以上分析可以看出，卷筒(主导轮)直径或钢丝绳最大静张力是提升机械的主要参数，其他参数都可以根据这参数去制定。主参数的范围(即L1下限)，则是根据实际调查统计来确定。提升机械钢丝绳的最大静张力(或卷筒直径)可根据以下情况确定：1.现有矿井的深度范围；2.一次提升量的大小；3.现有提升容器的质量；4.现有钢丝绳的型式及规格。根据对上述情况的调查统计，并参照国外先进标准筒直径的范围。就可以初步确定最大静张力，主参数的分档可以根据不同的原则，但应尽量做到满足用户不同的要求，又有利于降低生产成本。人们不难理解，分档宽则产品品种简化，单位产品成本低，标准化效果好。但用户选择余地少，用户有时还要多付出一定的费用；分档密则不利于制造。4.1 正常工作时作用于筒壳上的外载荷缠绕式提升机滚筒要受绳的拉力，缠绕到滚筒上的绳是在具有一定的绳张力的条件下缠绕到滚筒上的。所以提升绳对滚筒的作用力主要有两个：一方面是没有缠到筒上的绳对滚筒的作用力，对这个力来讲滚筒像一般的空心轴要受到这个力的弯曲和扭转；另一个是缠绕到滚筒上的绳的张力对滚筒的作用，这个作用可看作是在筒壳外有一个均匀的压力压到筒壳上，好像一个密闭的圆筒在海底其四周受到均布水压一样，只是筒壳的两端在提升机处并不受侧面的压力。钢绳的最大静拉力： (4-1) Q额定负载，N；容器自重N；-绳每米重，Nm；绳的悬重高度，m：另外钢绳上还承受动拉力，如加减速时、紧急制动时、层间过渡时，但是就缠绕到滚筒的绳来讲，其绝大多数的因数上受的动拉力都近似等于其缠绕到滚筒上时的静拉力。显然，对于没有等重尾绳的提升系统来讲，这个静拉力会随钢绳长度(没有缠绕到滚筒上的绳)的变化而变化；对于具有等重尾绳的缠绕提升系统，该静拉力才可以被认为是不变的。由于提升机滚筒的直径很大，尽管筒壳很薄，但其截面的惯性矩和极惯矩都很大，因此，没有缠绕到滚筒上的钢绳拉力在筒壳上所引起的剪应力和弯曲应力都很小。一般来讲，此拉力在筒壳所引起的弯曲应力和剪应力在2帕左右或更小一些；例如，一个直径D=2m，筒壳厚度60mm；当静拉力等于12t时。其在筒壳上所引起的弯曲应力最大值为50MP左右，故此项在应力分析中忽略不计。同样是上面所讲的条件，假设钢绳的直径为37mm，绳间隙为3mm，此时在滚筒上自由区段的圆周向压缩应力为由此可见，对于筒壳的受力，我们只考虑已缠到滚筒上的绳对筒壳的作用即可。一般按等重尾绳的缠绕提升系统来考虑静力值。钢绳张力和自重,使筒壳像空心轴一样被弯曲：1.钢绳张力作用与缠绕半径上, 使筒壳像空心轴一样被扭转.由于卷筒的直径很大,因而惯性矩很大,而有上面所述的两种载荷所产生的应力都不大,计算时省去。2.钢绳缠绕在卷筒上,当绳有张力时,会产生一个沿圆周分布的力,压缩筒壳使其有缩小的趋势,这是筒壳产生的主要载荷.为了简化可以将螺旋缠绕看成是环形缠绕,由于螺距很小,可以将其看成是若干环状载荷的叠加,也就是说只要分析出一个绳的作用就可以了.一个绳圈对筒壳的作用：如下图所示:自筒壳上分出一个单位(1厘米)弧长,夹角为,如果认为钢绳的张力F为定值,则钢绳的张力的合力(当夹角足够小时)为: （42）由于=1,故上式可成: ,其中r为筒壳平均半径.此力是作用在单位弧长筒壳上的外载荷,方向为径向,指向圆心.如令此载荷为P,则,当筒壳受此力时,显然有沿径向缩小的趋势,即沿径向产生变形.如径向变形为y,它在筒壳中必然会引起压缩应力: .E为材料的弹性系数。如果认为此应力在径向沿筒壳径向厚度,在轴向沿绳圈间距均匀分布,则由此产生的侧向压缩力为: （43）式中:t代表钢绳缠绕节距 为筒壳厚度。仿照上面的推导法,可以求出单位弧度筒壳的单位长度上二侧向压缩力的合力为: 上述公式可看成为线性的,由于这种在结构和载荷上极为对称的筒壳,可不按照一般的方程来计算,而可以把它当成一个从筒壳上面分割出来的,沿弧长为单位长度的反力与挠度成线性的”梁”来计算,这种办法简单概念容易建立。“梁的变形和内力分析”分析梁的变形和内力的方法很多,我们采用性线方程的方法.齐次方程的解为:此时梁的变形方程的通解是该齐次方程的通解与一个特解的和。y= 特解方程是 y= + 通解中的At、A 2、A3、A d为积分常数，这四个积分常数由筒壳具体的边界条件来确定，也就是说由支轮和支环的具体条件来定。确定了这四个积分常数，也就确定了该滚筒在支轮和支环附近处的y(x)，求组合y(x)，从而可以确定附近区域内任一处的弯短、剪力和圆周向压缩应力，即然后，按第三强度理论，找出最大合成应力点，对筒壳强度进行校核。离支轮与支环较远的区域支轮与支环对其不产生影响。滚筒(筒壳)上的这些区域称为自由段，可认为只受周向压缩应力。 为了系统起见，首先找出各种边界条件下单元梁变形方程的解，从而得到在各种边界条件下的M(f)和Q(x)，并且导出圆环、圆板的有关计算公式；然后考虑钢绳拉力的降低系数和多层缠绕时的钢绳缠绕系数；最后再对筒壳进行强度校核。4.2 筒壳的强度计算理论如图4-1所示，单元梁上所受的力总的可看作一个向下的均布线荷力和在支轮(支环)处对单元梁的一个集中载荷和一个力偶。对支环来讲只认为其作用于单元梁的是一个向上集中力。一般来讲，支轮处对单元梁的作用是一个集中力和一个力偶，视为绞接时，认为支轮此处力偶为零。已知集中力的影响区为，非影响区的筒壳段可视力只受均布载荷g的无限长梁。故在自由段内，单元梁只受周向压缩应力：在刚性支轮处，C等于零，单元梁只受弯曲应力其压缩应力等于零。在影响区内，如图336所示单元梁截面上，x方向有弯曲应力6J，在截面内有剪应力r，在2y平面内作用有周向压缩应力图 4-1单元梁受力图单元梁受力示意图由前面可知道：，只和该处的挠度有关，是均布的。由材料力学的知识可以知道，在出的最大，并且只有和且为主应力。由于上面应力的特性可以将其转化为平面应力状态，由弹性力学可知由大标题中的内容可知 在此为 代入式得 在某一个截面上，x0时，其非自由段认为所以，对单元梁的强度校核，也就是对筒壳的强度校核，按第三强度理论。在单元梁上处处成立。即所以，筒壳的强度校核就归为求y、M，然后寻找在x0处的强度校核自由筒壳段的周向压缩应力对单层缠绕可用以下公式计算，多层缠绕则把下面的C再乘上即可 （44）4.3刚性支轮筒壳的强度计算目前4米以上提升机的焊接滚筒及铸造支轮，当0.9/A时，可视为刚性支撑，其力学模型可归结为一端固接的半无限长弹性基础梁受均布载荷g的作用，如图41所示。如图41单元梁受力图刚性支轮筒壳强度计算在支轮附近，单层绳 ，多层绳其中n为绳缠在滚筒上的层数。所以可得查表可知，x=0处，有最大值，。故用x0处的最大弯曲应力作为筒壳强度校核依据。此时筒壳强度校核计算的公式为 对单层缠绕对多层缠绕4.4 绞支支轮筒壳的强度计算当铸造支轮0.9/时，滚筒的支轮可视为绞支，其力学模型可归为一端绞支的半无限长弹性基础梁。由式支轮筒壳强度计算查表可知：在时，与有不为零的相应值；在时，分别验算此两处的值。在时 采用求极值的办法可精确地求出的值：对x求导，并令其值为零，得在=0.462处：所以，在绞支时筒壳的危险点出现在约处，筒壳强度的校核计算公式为：对单层缠绕 对多层缠绕 第五章 JTP-1.61.2型绞车筒壳强度计算5.1已知条件：（JTP-1.61.2型绞车）钢绳最大静张力F=45KN，钢绳的直径d=24.5mm钢绳的弹性模量钢绳最大静张力F=45KN，钢绳直径d=24.5mm钢绳弹性模量MPa钢绳金属断面积卷筒壳半径r=73.6cm缠绕层数n=3；轮毂半径缠绕节距t=24.5+2=26.5mm卷筒壳厚度mm；圆盘厚=22mm钢的弹性模量MPa筒壳及圆盘材料16Mn, =182MPa5.2计算及校验： 取i=8cm的计算如下：查表6-1矿山提升运输机械（冶金工业出版社）距第一圈的距离x(mm)2.655.30 7.9510.6013.2515.918.5521.20.28060.56130.84201.12261.40331.6841.96462.24530.93530.78740.60960.4360.28150.16340.07540.01653.3051自由筒壳区钢绳张力降低系数：计算三层缠绕时的缠绕系数：5.2.1计算筒壳强度1.自由筒壳区筒壳均布载荷：2.在支撑处：如认为此处钢绳张力降低系数弯曲应力压缩应力各应力值均在极限应力值内，满足强度要求。5.3 筒壳损坏的一般情况卷筒筒壳的损坏是K J型矿井提升机普遍存在的问题。卷筒筒壳的损坏是指筒壳在工作过程中产生较大的变形，导致不能正常工作。卷筒筒壳的开裂形式有以下几种。沿筒壳圆周方向局部开裂(占多数)；沿卷筒的法兰盘或支环处局部开裂(占多数沿焊缝开裂或开焊；沿筒壳上螺钉孔周围开裂；沿筒壳轴线方向局部开裂(人少数)等等。造成筒完全变形和开裂的主要原因：理论计算1：的误差过大；结构设计上的某些不合理，加工装配上的缺陷；使用和维护上的不合理，钢板材质上的缺陷等，对于处理一个具体的筒壳开裂问题，应对下列情况进行分析：图 5-1卷筒筒壳的开裂形式a)沿筒壳圆周方向局部开裂 b)沿焊缝和支环处局部开裂产品的技术性能、结构形式和有关的设计计算资料；加工装配质量和安装质量， 产品使用的历史情况和现状，特别是使用过程中的负荷变化情况，如未满负荷使用的时间，满负荷使用的时间，是否有超负荷使用的现象，超负荷程度和使用时间的长短，非常载荷出现的次数； 设备在使用过程中的维护情况；筒壳在开裂前的征兆(如变形和发响等)和开裂过程。 在根据上述具体情况进行分析时，首先应当找出其中的主要原因。例如，使用初期，在未满负荷的情况下，如果筒壳产生较严重的变形和局部开裂，则多属于理论计算、结构设计、加工装配和安装质量等方面的原因；使用过程中(包括使用初期和后期)，在满负荷甚至超负荷的情况下，筒壳产生较严重的变形和开裂，则多属于使用不合理、维修不及时以及钢板材质上的缺陷等方面的原因。而就筒壳变形和开裂现象的大多数来说；是发生在使用活期，尤以长期超负荷使用最为严至。查明造成筒壳损坏的原因，特别是主要原因之后，应结合产品已经使用的时间、筒壳的损坏情况和对今后的使用要求，研究处理方案和相应的措施，例如，焊补开裂处，在卷筒内部增设加强支环，或根据具体情况，更换同样厚度或适当加厚的筒壳并同时更换木衬等等。筒壳的损坏究竟是静压破坏还是疲劳破坏，目前还缺乏足够的理论分析和试验研究，但根据观察得到；1.不少筒壳的损坏是由于筒壳局部地方首先出现裂缝，而后裂缝又逐渐扩展，直到筒壳局部地方失去设计规定的承载能力招致整个筒壳的损坏。而在筒壳损坏前后，并没有发现筒壳局部地方有非常明显的残余变形，2.筒壳的外载荷来自负载的钢丝绳。由于钢丝绳在卷筒上不断地缠绕和筒壳上每一点的载荷随缠绕过程而不断地改变其数值。因而可以认为筒壳上每一点的载荷具有脉动变化的特点，虽然这种脉动变化的周期比较长；3.随着载荷的脉动变化筒壳上各点的应力是有规律变化的。根据一般的强度理论，材料受变应力的作用；与受静应力的破坏有本质上的区别。在静应力下材料的破坏是由于产生过大的残余变形或最后断裂，而在变应力下材料的破坏是出于材料在变应力下产生裂缝，这裂缝随应力循环次数的增加而发展，使材料破坏。这种现象称为疲劳破坏。 所以，筒壳的损坏实质上具有疲劳破坏的性质。但在某些情况下，如严重过负荷，频繁的安全制动以及拉断钢丝绳等非常事故时，筒壳会由于过大的临时载荷而在局部地方出现较明显的残余变形，并招致筒壳的损坏。影响筒壳强度的其它因素： 加工、装配和安装质量对筒壳能否良好的工作也有很大的影响。例如筒壳与法兰盘的结合处沿圆周方向接触不严密，局部地方间隙过大(超过0. 5毫米)；两半卷筒的对口处间隙过大，连接不牢。法兰盘或轮毅与主轴连接处的切向银松动，游动卷筒的法兰盘或轮毂处的钢套与主轴之间的间隙过大，或在轮毂与主轴为过盈配合的情况下过盈量过小等，造成法兰盘或轮联在主轴上晃动或轴向串动，从而给筒壳带来附加扭曲。焊接结构的卷筒中，主要是焊缝的强度不够或焊接内应力过大。 筒壳外形不规则，椭圆度过大，等等。上述缺陷均会使卷筒筒壳失去稳定的上作状态，使用一段时间后，出现连接螺钉折断、卷筒发响、等不止常现象。以致在正常负荷下筒壳变形和开裂，为此，应提高加工、装配和安装质量，使用时应经常检查各连接处的情况，发现异常现象时应及时检查处理，筒壳不要使用有缺陷的钢板制作，而必须用检查质量合格的钢板制作。目前，像强度低合金15Mn钢板已得到普遍的应用，此种钢板的强度较A3F提高30。第六章 缠绕式提升机主轴的设计计算6.1主轴的结构主轴是提升机承载的主要部件，提升机的主要工作构件如滚筒、轴承、离合器以及联轴器等均安装在主轴上。有些小型提升机的主轴还装有减速的末级大齿轮。电动机通过主轴驱动滚筒主轴也是传动的主要部件。提升机主轴应能承受工作过程中的外负荷而不发生残余变形和过量的弹性变形，同时要保证一定的使用寿命。主轴往往是提升机中重量最大的一个零件，其尺寸和传递的力矩也较大。因此在结构上除应满足强度和刚度要求外，还应重视工艺和安装方面的问题。1.主轴的结构设计应考虑如下几点： (1)要便于起吊、拆装和加工。零件在轴上要求定位准确，工作中不发生移动。例如，为了便于安装、找正，提升机主轴目前一般做成两支点。为了便于加工，主轴轴向尺寸不宜过长以免需要大型工装及需要大型炉进行热处理等，现代提升机上已普遍采用滚动轴承代替原来的滑动轴承，这样可减小主轴轴向尺寸：为便于安装，主轴结构应作相应考虑。 (2)滚筒在轴上的固定方法可用切向键也可用静配合，但不论用何种方法都应使连接可靠，不允许在运转中出现松动现象。对键连接应有防迟装置。双滚筒提升机每个滚筒仅在一个支轮轮毅处固定就可以了。对于活滚筒，为了避免因多次调绳操作后轴上磨出构槽，所以在其右轮毅与主轴间加设衬套。 (3)轴的结构应尽量使轴受力合理，避免或减轻应力集中，以保证轴的疲劳强度。轴径变化处过渡园角半径不应过小。根据需要和可能对主轴进行表面强化处理(如喷九、滚压等)以提高其疲劳强度。 (4)主轴是主要承载部件且受交变应力，故对其工艺要求较高。主轴锻造后必须进行探伤试验及机械性能试验，当有裂纹及其他缺陷存在时，此轴的寿命会受到影响。主轴加工后要进行热处理，热处理方法有用正火也有用调质的。(5)主轴材料一般采用优质碳钢，最常用的是45碳素结构钢。这种材料价廉、对应力集中敏感性小、加工性能好，通过调质热处理，可获得强度、耐磨性和冲击韧性都比较好的综合机械性能。一般不采用合金钢，因为碳钠合金钢的弹性模量相差很小，用合金钢虽可提高主轴强度，但对提高主轴刚度意义不大。 2.提升机主轴的强度计算步骤如下：(1)根据结构及工艺要求，绘制出主轴结构草图，并初定主轴的尺寸。主轴的直径可以根据它们传递的扭矩进行初算，也可以根据经验估计。(2)计算主轴的正常载荷。根据最大正常载荷，计算主轴危险断面的安全系数，对于对称循环应力，一般取疲劳安全系数n1.5；对于非对称循环应力，疲劳安全系数n2。 (3)按正常载荷校核主轴的刚度，主轴的最大挠度应满足式中L为规定的跨度。 (4)计算主轴的非常载荷(按卡罐、断绳情况)。根据非常载荷计算主轴危险断面的应力，此应力应小于材料的屈服极限，以保证主轴在非常载荷下不产生残余变形。 提升机主轴强度计算，可按机械零件中轴的计算方法进行，只是主轴的外载荷应根据提升机具体工作特点确定。6.2主轴的力学模型和受力分析把主轴简化成受几个集中载荷的无重轴，以单层缠绕为例来说明，并且只有活滚筒的左轮处、死滚筒的右轮处和联轴器处传递扭矩。6.2.1作用在主轴上的集中力1.安装在主轴上的各零、部件及主轴的自重；主要有滚筒、调绳离合器和齿轮联轴器。它们的重量可认为集中加于各自轮毂的中心；主轴可认为是均布载荷，用加在各轮毂中心及支座的集中力来代替。因此，把主轴分成6段7点。 比如活滚筒的重量可以认为是加在1、2两点上的两个集中力“，其力的大小各自等于该筒自重的一半。其两轮毂之间的轴重也认为是加在两轮毅处，而各自等于此段轴重的一半： 此项载荷在提升过程中，对于各点来说大、小不变且方向垂直向下，对轴产生垂直方向的弯矩。2.缠绕在滚筒上的钢丝绳重量s由于缠在滚筒上的钢绳因数随提升过程而发生变化，所以此项载荷在提升过程中大小是变化的，绳圈重量认为是作用在1、2、3、4点上的集中力，方向向下，对主轴产生垂直方向的弯矩。3.钢绳的拉力在主轴上产生的集中力。钢绳的拉力是作用在滚筒半径上的，它对主轴的作用可视为一个集中力和一个力偶矩合成。一般集中力的方向与水平面成一个角度，故在计算过程中，应把它分解成水平力和垂直力!在提升过程中，该集中力的作用点和大小是随提升过程而变化的，使轴产生水平和垂直两个方向的弯矩。 电机采用YRJ315M1-10，95KW滚筒周长 （61）转速rmin最大扭矩根据材料力学公式： （62）80计算得 d169.13mm由于固定滚筒处采用切向键连接，且主轴上断面变化不应太剧烈，根据机械零件，对于直径d100mm的轴，有一个键槽时轴径应增大3%，即安排四个轮毂处轴径分别为（从游动到固定） ；两个轴承座处轴径均为根据机械设计手册（后面使用到的公式都可以在附表参考资料中查取）要求，键长是轴径的1.5倍，故键长取；根据键长L是比轮毂宽10%15%，所以取轮毂宽；活卷筒与死卷筒之间加工出轴肩，轴肩高h0.07d=0.07210=14.7故轴肩直径取轴肩=230计算一些必要的数据主轴全长：L=2365mm；左右轴承中心线之间的距离：=2085mm；轴的重量：；根据提升机设计的经验确定出挡绳板厚度为15mm ,制动盘厚度为20mm，支撑板厚为20mm，一个滚筒上的木衬重量为300kg；由于轮毂外径是内径的1.6倍，可以计算出轮毂的重量；6.3主轴的校核6.3.1综合所有JTP-1.61.2型矿用提升绞车已知条件为：卷筒直径D=1600mm；卷筒宽度：B=1200mm；钢丝绳最大静张力：；钢丝绳最大静张力差：；主轴全重：=660kg；卷筒左轮毂重：=330kg；卷筒左轮毂重：=350kg；卷筒筒壳重：=1203kg；一个卷筒上的木衬重：=300kg；钢丝绳直径d=24.5mm；一次提升总量（包括钢绳的重量）：F=45KN；提升加减速度a=0.5；略去联轴器重及周边不平衡力。6.3.2 固定载荷分配于主轴各轮毂作用点上的力1.主轴自重作用于轮毂的力主轴单位长度重q为：主轴自重作为集中力分配于轮毂作用点上，计算如下:附加于 点1 点2 2.卷筒、轮毂等自重作用于轮毂上的力，计算如下：附加于 点1 点2 3.合成的固定静载荷 四种工况下的值为：6.3.3钢绳张力分配于主轴各轮毂作用点上的力1.钢绳张力及其位置的计算分两种工况计算卷筒提升开始 得出卷筒上的钢绳张力距右挡板的距离卷筒提升终了 得出卷筒上的纲绳张力距左挡板距离2.钢绳张力在各轮毂上的分配根据钢绳在卷筒上的位置及卷筒的结构尺寸，按杠杆比例关系（即简支梁求反力的关系），把钢绳张力分配于1、2点，计算结构如下：工况I： 计算结果 ，工况II： 计算结果 ，两种工况下的计算简图如下：注：图中所示箭头方向为轮毂反力方向，与钢绳张力作用于轴上的力方向相反。由于出绳角为水平方向（最危险方向），所以上述的、都是水平方向的力。6.3.4作用于轴上水平方向及垂直方向的合力将钢绳张力的垂直分力（实际上各分力均为零）与合成固定静载荷相加，则得作用于轴上垂直方向的合力；而作用于轴上的水平方向的合力就等于钢绳张力的水平分力。其计算如下：角标代表作用点1处的垂直力，头标（1）表示工况I工况I ，；，；工况II ，； ，；6.3.5 计算支点反力下标表示左支轮的垂直反力，表示右支轮垂直反力，表示右支轮水平反力，表示左支轮水平反力，上标表示工况I工况I 垂直合力对主轴所造成的支点反力对于左轴承对于右轴承水平合力对主轴所造成的支点反力 同理亦可计算出其它各种工况时的支点反力，计算如下：工况II =21986N，=23420N=16328N，=21172N6.3.6 计算弯矩工况I 1. 垂直力对主轴所造成的垂直弯矩在1、2各点分别为：2. 水平力对主轴所造成的弯矩 3. 合成弯矩 同理亦可计算出其它各种工况时的弯矩，计算如下：工况II 6.3.7 计算扭矩及扭转强度在计算扭矩时，由于支撑活卷筒右轮毂到左轴承中心线处的轴都不受扭矩，即（1-2这段轴不受扭矩）1. 扭矩死卷筒提升开始扭转切应力45号钢许用扭转切应力=2545故满足强度要求卷筒提升终了时，卸掉煤块后：按扭转强度校核，主轴满足强度要求。6.3.8 计算危险断面的安全系数轴的材料为45号钢调质， 断面2：，有切向键抗弯断面系数为最大弯应力最大扭应力最小弯应力和扭应力分别为：应力：平均应力：抗弯安全系数： 合成安全系数：第七章 其它辅助装置、部件设计7.1减速器提升机减速器的结构形式及优缺点根据矿井提刀机的应用特点，单绳缠绕式矿井提升机的速比要求一般从10到35；多绳摩擦式矿井提升机减速器的速比要求 一般从7到15。减速器传递转矩一般从30kNm到800kNm。不同的矿井提升机对减速器有不同的要求，而且不同时期的减速器设计制造技术是不同的，在我国矿井提升机的发展过程中就设计了多种类型和多种技术水平的减速器。下面分别予以介绍：单入轴平行轴齿轮减速器单入轴平行轴齿轮减速器主要用于单绳缠绕式矿井提升机，般为两级平行轴齿轮传动，单电动机驱动c随着齿轮的设计制造技术的进步，齿轮齿面硬度、齿轮的承载能力不断提高，单人轴平行轴减速器的体积、重量逐渐降低，制造成本也随之降低。单人铀平行轴齿轮减速器由软齿面渐开线齿轮减速器发展为软齿面圆弧齿轮减速器、中硬齿面渐开线齿轮减速器、硬齿面浙开线齿轮减速器。双入铀平行铀齿轮减速器双入铀平行铀齿轮减速器主要用于多绳摩擦式矿井提