礦井提升設備的選型設計

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歷了170多年的發(fā)展歷史，它是礦山井下生產系統(tǒng)和地面工業(yè)廣場相連接的樞紐，被喻為礦山運輸的咽喉。因此礦山提升設備在礦山生產的全過程占有重要的地位。 一個現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，直接關系到礦井的安全和經濟性，因此確定合理的提升系統(tǒng)時，必須經過多方面的技術經濟比較，結合礦井的具體條件選擇合適的設備。 根據礦井提升機工作原理和結構的不同，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的一種，它工作可靠，結構簡單，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、煤層等情況，進行綜合計算分析后，本著安全、經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：根據國家現有的設備生產狀況，結合某些使用中的具體情況，以及經濟角度出發(fā)盡量選用國產設備并力求在條件基本相當的情況下進行技術的方案比較，選擇即經濟又合理的設備。 由于本人水平有限，設計中難免出現錯誤和不足之處，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 臥牛山煤礦位于徐州市西郊九里山大彭鎮(zhèn)境內，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。，其具體的數據為: 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: 260人 7)坑木消耗: 9 米/千噸煤 根據以上情況,假如先進行第一水平的開采年產量定為40萬t,現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)層數的選擇： 層數的選擇應根據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。其具體的技術參數如下： 型號：GLSY—1×2/2 G—罐籠 L---立井單繩 S---鋼絲繩罐道 Y—異側進出車 1—煤車噸位 2—煤車數 2—層數 自重：3000 Kg 允許乘人數：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來進行計算的。在經常性作業(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) 代入數字計算得： P′== N/m 根據上述計算值，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。 有關數據為：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.。這里依據卷筒直徑D為依據選擇提升機的型號，其它三個參數為校核參數。 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生的彎曲應力不要過大，根據《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 500 600 750 11．5 5．688 6．826 8．530 20 — 3．925 4．906 30 —— 2．618 3．270 電動機的同步轉速數為： nt=500r/min 則額定轉速 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 K=1.15 P——動負荷影響系數取 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，其技術特征參數如下： 額定功率： Pe=330 KW 額定電壓： 6000 KV 額定電流： 44.2 A 頻率： 50 HZ 轉子電流： 355A 轉子電壓： 595V 額定轉數： 490轉/分 轉子飛輪轉距 [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 結構形式的分類： （1）直徑為3500mm，采用模壓焊接結構 （2）直徑小于3000mm時，采用整體鑄鋼結構 （3）直徑為4000mm，采用模壓鉚接結構 根據《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，㎜ 根據以上計算，選擇天輪為： Dt≥80×30=2400㎜ 取 Dt=2500 ㎜整體鑄鋼結構的天輪 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。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，若內偏角過大會發(fā)生“咬繩”現象。咬繩現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。 代入參數計算得： Lx·min′≥ 再根據內偏角的允許角度曲線圖查得D=2.5m,d=0.002m的不“咬繩”允許內偏角為10 求出內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。代入參數計算得： 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; 代入參數 =arctan =34.50+7.180=41.680 >150 符合要求。 1.1.10運動學參數計算: 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《煤礦安全規(guī)程》的現定，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； 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。 代入參數計算得： 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 臥牛礦擬開采第二水平,假如產量大幅提升年產量為180萬t, 其具體數據如下: 1．礦井年產量 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 現根據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：質量大，所需井筒斷面積大，裝卸不能實現自動化，而且時間較長，生產效率較低。由于現在井的深度比較深，年產量大，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，《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，《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，取Cf=1.2 br——年工作日，取br=300天 t—— 是工作小時數，取t=14 小時 AN—— 年產量，噸 A==591.428 t/h 5)一小時提升次數: 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，其主要技術規(guī)格參數如下： 自重 Qz=17.8t 全高 Hr=15600㎜ 有效容積 V=17.6m3 提升鋼絲繩數 n1=4 繩間距 =300㎜ 尾繩數 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 ma≥7.2-0.0005Hc=7.2-0.0005×430=6.895 P′===41.06 N/m 據此選鋼絲繩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 ?n2=2根. q==133.68 N/m 據此選擇(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,其技術參數如下: 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 上升側靜張力 Fs=Ffm=509.458 KN 下降側靜張力 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）電動機轉數 n=392.892 r/min 取電動機同步轉數 nt=500r/min，則額定轉數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，取K=1.15 ——動負荷影響系數 取=1.2 因而 Pe=×1.2=2435.867 KW 根據ne,Pe選電動機YR2500—121215 三相繞線式異步電動機.其技術特征參數如下: 額定功率 Pe=2500 KW 額定轉數 ne=495 r/min 過負荷系數 =2.38 轉子飛輪轉距 [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 根據以上結論,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 要求靜防滑系數數為≥1.75 e=1.87 式中,—— 摩擦襯墊摩擦系數 取m=0.2 —— 摩擦圍包角 當提升時,上升側靜張力 Fs=509.458 KN 下降側靜張力 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 ≥1.25 提升時, 上升側靜張力 Fs=509.458 KN 上升側變位質量 Ms=53 t 下降側靜張力 Fx =356.422 KN 下降側變位質量 Mx=37.4 t = =1.24 <1.25 動防滑系數不合格,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,據鋼絲繩安全系數,經計算配重,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 根據以上數據算出: az′= =1.744 m/s2 ′= = 增加配重后,動靜防滑系數更大,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,的提升機構內，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據: 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技術數據： 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?；窋嗬K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，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托爪的結構 初步根據井筒布置尺寸，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，由于托爪受到很大的沖擊載荷，因此取用較大的安全系數。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 據以上結果,查《機械設計手冊》確定： h=200 mm b=135 mm 2.2.6驗算安全系數 抗壓安全系數： ma=δs/δ=δs/(my/Iz) =×0.135×0.22=25.21 抗剪安全系數: 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確定轉軸尺寸 轉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.由于結構關系,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 托爪結構圖 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)根據實際需要,查《液壓系統(tǒng)設計手冊》選擇內徑 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 ---- 液壓缸內徑內徑 [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)收爪油缸結構圖: 圖示如下: 2.5 緩沖油缸設計 2.5.1估取油缸的內徑 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 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 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 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㎜ 根椐以上計算結果,查《機械設計手冊》取h=126㎜. 3 提升機信號聯鎖系統(tǒng)的改造 3．1原信號聯鎖系統(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鎖系統(tǒng)，是早期天津電器設備廠生產的，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很多的問題，其觸點開關存在著一些固有的缺點，如機械磨損，觸點的電蝕損耗，易