矿井提升机的设计.docx
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矿井提升机的设计
《机械设计》课程研究型课题报告
报告提交人：
张威
专业：
热能与动力工程
班级：
机电1213班
学号：
12223084
2014年12月
矿井提升机的设计
本次机械设计研究性课题，老师给出了手动冰上自行车、齿轮齿条提升机、搅拌器的传动设计等，鉴于自己的兴趣及查阅资料的情况，我选择了自主选题——矿井提升机的设计作为自己的研究性课题。
矿井提升机的设计，包含了机械设计中连接、轴系、机械传动等大部分知识。
我主要从轴系设计、齿轮的设计、键的选择，通过校核计算来完成这次设计性实验。
在研究中，矿井提升机的设计中还包含了提升绳、箕斗、天轮等的设计，由于不涉及本次研究性学习的重点，这部分相关性不大的知识，简要选取说明书上的实际数据，不做具体内容作为研究。
本次研究性课题，主要考虑到使用功能要求、经济型要求、寿命可靠性、强度校核来设计该矿井提升机。
应用课本相关参数的查询，CAD,Solidworks制图软件来画出形象的示意图，便于计算分析。
一、研究背景
1、矿井提升机的基本介绍
（1）提升机是矿山大型固定设备之一，是联系井下与地面工作的主要运输工具，在矿山生产建设中起着重要的作用。
矿井提升机与压气、通风和排水设备组成矿井四大固定设备，是一套复杂的机械、电气排组。
（2）矿井提升机的结构可分为三个部分：
原动机部分（即电动机），与原动机相连的减速器部分，以及与减速器相连的滚筒（主轴装置）部分。
其中，矿井提升机的减速器部分和与减速器部分相连的滚筒（主轴装置）部分，对提升机的性能好坏起着决定性的作用。
图1图2
2、矿井提升机的研究意义
（1）本次选用机械设计自主选题来研究矿井提升机，可以有效的应用到机械设计上涉及传动的知识，相比较其他选题，能最大限度的覆盖本次机械设计课程所学内容，达到学以致用、加深理解的目的。
（2）由于矿井提升机的广泛应用及其技术的不断改善，现在矿井提升机已经发展成为由电子计算机全自动控制的大型机械，与自动控制原理、机械原理、机械设计等机电学院专业课程联系紧密，通过研究，也能对提升机的改进提出一定的建议。
二、研究内容
1、此次设计主要完成矿井提升机的减速器以及主轴装置部分的设计。
原动机部分（即电动机），与原动机相连的减速器部分，以及与减速器相连的滚筒（主轴装置）部分。
其中，矿井提升机的减速器部分和与减速器部分相连的滚筒（主轴装置）部分，对提升机的性能好坏起着决定性的作用。
2、相比以前实习中所见到的矿井提升机，本次设计中将提升机的年生产量为120吨，提升机所选电机转速范围约为700～700r/min，能够满足中小产量矿井的实用性和经济性要求。
此次设计所选部件均由计算后查阅相关资料而得，符合机械设计要求。
3、查阅相关资料，大致设计如下参考数
（1）矿井年生产量120万吨；
（2）提升机工作制度为年工作日300d，每天工作14h；
（3）单水平提升，井筒深度H1=320m；
（4）箕斗卸载高度为Hx=20m；
（5）箕斗装载深度为Hz=20m；
（6）松散煤的密度为0.9t/m3；
（7）采用双筒单绳缠绕式提升；
（8）两套箕斗提升设备；
三、设计过程
1、箕斗的设计
经过查阅相关知识，可知箕斗是单一用途的提升容器，仅用于提升煤炭或矿石。
其结构和工作示意图如图3-1所示。
它的优点是闸门结构简单、严密，闸门向上关闭冲击小，当煤仓已满，煤为卸载完毕时，箕斗产生断绳的可能性很小。
箕斗设计和选用主要应考虑其结构坚固，有足够的刚度，装卸载快，闸门工可靠
图3-1单绳缠绕式提升机箕斗提升系统
1-提升机；2-天轮；3-井架；4-箕斗；5-卸载曲轨；6-煤仓；7-钢丝绳；8-翻笼
9-煤仓；10-给煤机；11-装载设备
根据以上选择原则，进行箕斗基本参数的计算：
（1）提升高度H：
H=Hz+Hs+Hx=20+320+20=360m
（2）经济提升速度Vm:
Vm=0.6
=0.6
=11.38m/s
式中:
H——为提升高度（m）；
Hs——为矿井深度；
Hx——卸载高度，箕斗提升可取15-25m；罐笼提升可取为20m；
HZ——装载高度，箕斗提升可取18-25m；罐笼提升可取为20m；
（3）一次提升循环估算时间Tx:
估算一次提升质量
式中:
An——矿井年产量（吨/年）；
af——提升能力富裕系数，对第一水平要求≥1.2；
c——提升工作不均衡系数；提升不均匀系数，有井底煤仓时，c=1.1～1.15，无井底煤仓时，c=1.2，当矿井有两套提升设备时，c=1.15，只有一套提升设备时，c=1.25；
t——日工作小时数，取14小时；
br——年工作日，取300天；
2、提升绳的设计
提升钢丝绳是提升系统的重要组成部分。
它直接关系到矿井的正常生产和人员的安全，还影响提升机的设计，又是提升系统中经常更换的易耗品。
无论从安全生产还是经济运行上考虑都要给予足够的重视。
在矿井提升系统中，应该根据不同的用途，选用合适的钢丝绳，扬长避短，充分发挥他们的效能，为此必须对其结构、性能及选择计算做详细的了解优先选择钢丝绳
（1）钢丝绳最大悬垂长度Hc
预估井架高度Hj=30m：
Hc=Hj+Hs+Hz=30+320+20=370m
Hc——钢丝绳最大悬垂长度，m；
Hj——井架高度，m；此值在计算钢丝绳时尚不能精确确定，可采用下列数值：
罐笼提升Hj=15～25m；箕斗提升Hj=30～35m；
Hs——矿井深度，m；
Hz——由井底车场水平到容器装载的距离（m），罐笼提升Hz=0m；箕斗提升Hz=18～25m；
（2）估算钢丝绳每米重量P，取钢丝绳抗拉强度σB=17000kg／cm2，安全系数ma=6.5;
式中:
Q——一次提升货载的重量，千克；
Qz——容器的自身重量，千克；
ma——安全系数《煤矿安全规程》规定，主井箕斗提升，ma
6.5，取ma=6.5；
P——钢丝绳每米重量，千克/米；
故选用普通圆形股
型钢丝绳，其技术特征为：
钢丝绳直径d=40mm；
钢丝直径δ=2.6mm；
钢丝绳全部钢丝断裂力总和Qq=102500Kg；
每米重P=5.717Kg／m；
钢丝钢丝绳极限抗拉强度为
（3）钢丝绳安全系数校核，
=
=
式中：
Qq——所选钢丝绳全部钢丝破断拉力总和，N；
Q+QZ+pHc——货载、容器、钢丝绳重量总和；
ma——安全系数《煤矿安全规程》规定，主井箕斗提升，ma大于等于6.5，ma取6.5；由于实际安全系数大于6.5,故所选钢丝绳满足安全要求，合格可用。
提升钢丝绳除合理选用外，还应正确使用，精心维护，定期试验，保证钢丝绳处于良好的工作状态，延长其使用寿命，保证提升工作的安全。
3、卷筒的设计
卷筒是矿井提升机的主要承载部件，卷筒外一般设有木衬，并在木衬上车出绳槽，目的是减少钢丝绳与卷筒直接接触而造成磨损，并使钢绳排列整齐。
通过试验证明，木衬能够提高卷筒的承载能力。
（1）提升机卷筒直径D：
D≥80d
≥80×40≥3200mm
D≥1200δ
≥1200×2.6
≥3120mm
选用卷筒直径D=3500mm。
（2）提升机卷筒宽度B：
式中:
d——钢丝绳直径，mm；
ε——钢丝绳绳圈之间的间距，一般取2～3mm；
由于所需滚筒宽度小于标准提升机的宽度1.7米。
所以提升时，滚筒宽度满足要求。
考虑误差等实际情况，取B=1655mm。
故卷筒选用单绳缠绕，卷筒直径D=3500mm,宽度B=1655mm。
为了保证提升机有足够的强度，还必须验算所选提升机最大静张力Fjmax（它关系到滚筒与主轴的强度）及最大静张力差Fc（它关系到主轴的强度）应满足下式：
（3）下面进行提升机强度验算。
Q+Qz+pH
Fjmax
8000+5500+5.717×360=15558.12kg≤17000kg
Q+pH≤Fc
8000+5.717×360=10058.12kg≤11500kg
式中:
Fjmax——所选提升机最大静张力；
Fc——所选提升机最大静张力差；
强度校验合格。
4、天轮的设计
根据《定型成套装备》中规定以及所计算的钢丝绳直径可以选用名义直径为3500毫米,绳槽直径为23.5毫米的天轮。
5、提升机与井筒的相对位置
（1）井架高度Hj
Hj=HX+Hr+Hg+0.75Rt
=20+9.25+4+0.75×3.5/2
=34.56m
式中：
Hx——卸载高度，即由井口水平到卸载位置容器底部的高度，m．对于罐笼提升：
一般来说均在井口水平装、卸载，这时Hx＝0；对于箕斗提升；地面要装设煤仓，煤仓的高度与煤仓容积、生产环节自动化程度和箕斗卸载方式等因素有关，一般Hx＝18—25m；
Hr——容器全高，由容器底至连接装置最上面一个绳卡的距离，此值可由容器的规格表中查得；
Hg——过卷高度（容器从卸载时正常位置，自由的提升到容器连接装置上绳卡同天轮轮缘接触点的高度。
《煤矿安全规程》对立井提升过卷高度的取值规定是:
对于罐笼提升,当最大速度Vm<3米/秒时,Hg>4米；当最大速度Vm≥3米/秒时，Hg>6米；对于箕斗提升，Hg≥4m；
Rt——天轮半径（m）；
Lsmin≥0.6Hj+3.5+D
≥0.6×35+3.5+3.5
≥28m
式中：
Hj——井架高度，m.
D——提升机滚筒直径，m。
（3）钢丝绳弦长Lx
钢丝绳弦长是钢丝绳离开滚筒处至钢丝绳与天轮接触点的一段绳长。
参阅图3—1可看出，上下两条弦长不完全相等。
但近似地以滚筒中心至天轮中心的距离来计算弦长，误差不大，我国煤矿工程设计中都是如此处理。
当井架高度Hj和滚筒中心线至井筒中钢丝绳间水平距离Ls均已确定时，弦长Lx即为定值。
Lx经过简单计算可得LX=42.17m
6、提升电动机的选择
作为提升机的动力部分，提升电动机的选择关系到提升效率和工作性能。
因此在对提升电动机在选择过程中主要从电动机转数、额定功率和额定拖动力方面考虑，对其进行合理的计算与选择：
（1）由于箕斗容积较大，故预定同步转数nt=750r/min。
（2）预选电动机功率Pe,有nt可估定额定转数ne=742r/min;
实际最大提升速度
：
则电动机功率：
=1500.69KW
式中：
k——矿井阻力系数，取k=1.15；
ηj——减速器传动效率，二级减速器取ηj=0.85；
ρ——动力系数，取ρ=1.2；
根据以上计算选择YR2000-8/1730三相异步电动机，
其技术特征如下：
额定功率Pe=2000KW,转数ne=740r/min,效率ηd=0.93,飞轮转矩（GD2）d=36310N.m2
（3）电动机的额定拖动力Fe
7、计算传动装置的总传动比并分配传动比
（1）有前面初步预算减速器的传动比为740/64.35=11.5
（2）分配传动比（二级齿轮减速器）：
8、主轴输入功率及轴径的确定
主轴的输入功率与电动机输出功率和运动传递过程中各相连部件的传递效率密切相关，按式计算：
P主轴=Pe×η总
=Pe×η12×η24×η32
=2000×0.99×0.98×0.97
=1771KW
其中，η1、η、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮和卷筒的传递效率。
分别取η1=0.99,η2=0.98,η3=0.97,η4=0.99。
主轴输入转矩T主轴，计算：
按转矩法初步确定该轴最小直径dmin，
表3-2常用材料的许用扭转剪应力[τ]值和C值
轴的材料
Q235、20
35
45
40Cr、35SiMn
12——20
160——200
20——30
135——118
30——40
118——107
40——52
107——98
注：
当作用在轴上的弯矩比传递的转矩小或只传递转矩时，C值取较小值；否则取较大值。
最小直径在连轴器处，此外，主轴上有三键槽，应放大7%左右，dmin=672.63×（1+7%）故d=719.71mm,圆整为dmin=720mm，材料为40Cr钢。
式中：
P——为主轴轴传递的功率；
n——为主轴的转速；
c——为许用应力确定值，选用40Cr，取c=105。
9、根据轴径确定主轴部分的安装轴承
根据主轴轴径选用圆锥滚子轴承3506／720型，其技术参数如下：
表3-3所选轴承技术参数
国内旧型号
国内新型号
内径
外径
厚度
所属类型
3506/720
977/720
720
915
190
圆锥滚子
轴承
10、减速器的设计
减速器的设计主要从传动比和传动平稳性方面考虑，对其进行计算与设计，在考虑综合因素满足使用要求的情况下，经济性和传动效率也是减速器设计过程中需要特别注意的，它关系到能量利用程度，解决好以上问题，能在一定程度上节省资源，提高经济。
CADSolidworks
有预选电动机的功率Pe=2000KW,ne=742r/min,效率ηd=0.93查得手册电动机轴径为d=170mm。
（1）计算减速器各轴运动和动力参数
①各轴的转速
高速轴n1=ne=742r/min（即为电机的转速）
中间轴n2=n1/i1=742/2.87=185r/min
低速轴n3=n2/iII=185/2.87=64.5r/min
②各轴的输入功率
高速轴PΙ=Pe×η1=2000×0.99=1980KW
中间轴PΠ=PΙ×η2×η3=1980×0.98×0.97=1882KW
低速轴PⅢ=PΠ×η2×η3=1882×0.98×0.97=1789KW
按转矩法对减速器各个轴直径进行确定：
即要求
其中，c与材料有关，当轴材料为45钢时，c=115；当轴材料为40Cr时，c=105；为输入功率，n为该轴转速。
（2）计算减速器各轴最小直径
由机械设计课堂上的方法，如下图，可求得到：
①高速轴直径的确定：
高速轴最小直径
其中c为受材料影响的参数，查得轴为45钢时c=115。
由于二级减速器的高速轴上有一个键槽，故将计算值加大3%，即
dmin=160.05×（1+3%）=164.85mm，圆整后dmin=170mm。
②中间轴直径的确定：
中间轴最小直径
由于该轴上有两个键槽，所以dmin=253.43×（1+7%）=271.17mm，圆整后取dmin=300mm。
③低速轴直径的确定：
低速轴最小直径
由于该轴上设有一个键槽故dmin=354.04×（1+3%）=364.66mm,圆整为
dmin=390mm。
（3）各轴轴承的选择
①高速轴轴承的选择：
根据轴直径选择深沟球轴承中16034型。
内旧型号
国内新型号
内径
外径
厚度
所属类型
16034
7000134
170
260
28
深沟球轴承
②中间轴轴承的选择：
选用深沟球轴承中16060型。
其技术参数如下：
表3-5所选轴承技术参数
国内旧型号
国内新型号
内径
外径
厚度
所属类型
16060
7000160
300
460
50
深沟球轴承
③低速轴轴承的选择：
选用深沟球轴承RNA4872型。
其技术参数如下：
表3-6所选轴承技术参数
国内旧型号
国内新型号
内径
外径
厚度
所属类型
RNA4872
4644872
390
440
80
滚针轴承
（4）齿轮参数的确定
根据GB/T1357-87选用标准模数系列，取齿轮模数m=16mm。
对于第一对齿轮：
取z1=16，则z2=4.01×16≈64。
压力角由GB/T1356-88取α=20。
则分度圆直径:
d1=mz1=16×16=256mm
d2=mz2=16×64=1024mm
齿顶高:
ha1=ha2=ha∗×m=1×16=16mm
齿根高:
hf1=hf2=ha∗+c∗×m=1.25×16=20mm
其中hax=1，cx=0.25为我国规定标准化数值。
Hax称为齿顶高系数，c∗称为顶隙系数。
齿全高:
h1=h2=（2ha∗+c∗）×m=（2×1+0.25）×16=36mm
齿顶圆直径:
da1=（z1+2ha∗）×m=（16+2×1）×16=288mm
da2=（z2+2ha∗）×m=（64+2×1）×16=1056mm
齿根圆直径:
df1=（z1−2ha∗−2c∗）×m=（16−2×1−2×0.25）×16=216mm
df2=（z2−2hax−2c）×m=（64−2×1−2×0.25）×16=984mm
基圆直径:
db1=d1×cosα=256×cos20°=240.56mm
db2=d2×cosα=1024×cos20°=962.24mm
齿距:
P1=P2=P=π×m=3.14×16=50.24mm
基圆齿距:
Pb1=Pb2=P×cosα=50.24×cos20°=47.22mm
齿厚:
S1=S2=S=π×m=3.14×16=25.12mm
齿槽宽:
e1=e2=e=π×m=3.14×16=25.12mm
顶隙:
C1=C2=C=c×m=0.25×16=4mm
标准中心距:
a1=a2=m×（z1+z2）/2=16×（16+64）/2=640mm
节圆直径:
d1/=d1=256mm
d2/=d2=1024mm
传动比:
i=Z1/Z2=64/16=4mm
则齿宽:
B2=φd×d=1×256=256mm
一般情况下，小齿轮要比大齿轮宽3～10mm，故
B1=B2+8=264mm
由表3-3取圆柱齿轮齿宽系数φd=1。
表3-3圆柱齿轮的齿宽系数φd=1
装置情况
两支撑相对小齿轮作对称布置
两支撑相对小齿轮作不对称布置
小齿轮作悬臂布置
0.9~1.14（1.2~1.9）
0.7~1.15（1.1~1.65）
0.4~0.6
齿轮具体结构参数的设计：
高速大齿轮da=1056mm,可以做成腹板式结构。
由前知道da2=1056mm
D0=da2−12×m=1056−12×16=864mm
C=0.25B=0.25×256=64mm
D3=1.6D4=1.6×320=512mm
D1=（D0+D3）/2=（864+512）/2=864mm
D2=0.3×（D0−D3）=0.3×（864−512）=106mm
同理，对于第二对齿轮：
由于低速级齿轮传动比i=2.87，取模数m=16，Z3=24。
那么Z4=Z3×i=24×2.87≈70。
压力角由GB/T1356-88取α=20°则
分度圆直径:
d3=mZ3=16×24=384mm
d4=mZ4=8×70=1120mm
齿顶高:
ha3=ha4=ha*×m=1×16=16mm
齿根高:
hf3=hf4=（ha*+c*）×m=1.25×16=20mm
其中hax=1，cx=0.25为我国规定标准化数值。
Hax称为齿顶高系数，cx称为顶隙系数。
齿全高:
h3=h4=2ha*+c*×m=（2×1+0.25）×16=36mm
齿顶圆直径:
da3=z3+2ha*×m=（24+2×1）×16=506mm
da4=z4+2ha*×m=（70+2×1）×16=1152mm
齿根圆直径:
df3=（Z3−2ha*2c*）×m=（24−2×1−2×0.25）×16=354mm
df4=（z−2ha*2c*）×m=（70−2×1−2×0.25）×16=1080mm
基圆直径:
db3=d3×cosα=384×cos20°=360.84mm
db4=d4×cosα=1120×cos20°=1052.46mm
齿距:
P3=P4=P=π×m=3.14×16=50.24mm
基圆齿距:
Pb3=Pb4=P×cosα=50.24×cos20°=47.22mm
齿厚:
S3=S4=S=π×m=3.14×16=25.12mm
齿槽宽:
e3=e4=e=π×m=3.14×16=25.12mm
顶隙:
C3=C4=C=c*×m=0.25×16=4mm
标准中心距:
a3=a4=m×（Z+Z4）/2=16×（24+70）/2=752mm
节圆直径：
d3′=d3=384mm
d4′=d4=1120mm
传动比：
i=Z4/Z3=70/24=2.92
取圆柱齿轮齿宽系数φd=1，则齿宽
B4=φd×d=1×384≈400mm
B3=B4+8=400+8=408mm
具体结构（低速大齿轮）数值为：
由前知道
=1152mm，则
D0=da4−12×m=1152−12×16=960mm
C=0.25B=0.25×400=100mm
D3=1.6D4=1.6×420=672mm
D1=D0+D3=60+672=816mm
D2=0.3×（D0−D3）=0.3×（960−672）=8
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