毕业设计-关于2jk-20xx单绳缠绕式矿井提升机的设计

毕业设计-关于2jk-20xx单绳缠绕式矿井提升机的设计内容摘要：

石一次提升重量： 废石一次提升重量： 一次提升矿车总重： 钢丝绳设计及选择 选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。 我国单绳缠绕式提升机多为右螺旋缠绕，故应选右捻绳，目的是防止钢丝绳松捻。 1） 最大悬垂长度： 2）钢丝绳的选择 考虑井不太深，根据货源情况，选用 6x19 右捻镀锌钢丝绳。 2kgQ 14001 kgQ 1300kgq 500mHhH jja 3 6 53 5 0150 井架高度jah矿井最大深度jH mH j 3 5 03 3 515 mkgHmNqpm/ 5002020200001  16 m安全系数，罐笼类取 按表选择 6x19 钢丝绳，其技术规格如下： 绳径 d= 每米绳重 p=钢丝破断力总和 N 钢丝绳公称抗拉强度 提升机的选用 1 卷筒直径 D=1000mm 2 卷筒宽度 B=1000mm 3 钢丝绳的最大静张力 4钢丝绳的最大静张力差 5合理的提升速度 按照《矿井运输提升》附表 12 选择 2JK2/20 型提升机，其技术规格如下：卷筒直径 D=1000mm 宽度 = B=1000mm 钢丝绳最大静张力 最大静张力差：. 配 套 的 二 级 减 速 器 比 i= 机 器 旋 转 部 分 变 位 重 量 38900dQ2/170 mmkgm kgphqQ r gQTj4593m a xkgP H oQTj1 9 3 33 5 3 0 0/米 HVkgTj 6000max kgTj 400017 （不包括天轮和电动机） 提升机的运动学计算 选择加减速度 根据煤矿安全规程规定，升降人员时加、减速度应不大于 米 /秒 选取加速度 减速度 速度各参数的计算 提升中段 由 305 到 245 由 245 到地面 由 305 到地面 提升高度 H 60m 260m 320m 加速时间 7s 7s 7s 加速距离 减速时间 7s 7s 7s 减速距离 等速距离 25m 225m 285m 等速时间 5s 45s 57s 一次提升时间 19s 59s 71s 提升动力学计算 预选电动机 电动机的近似容量 kgGjcGjj 60802/ sma  2/ sma 1t1h3t3h2h2t1T18 选择 JRQ1478型电动机 其技术规格 N=200 千瓦 额定转速 735 转 /分 额定电压 =6000 伏 转子飞轮力矩 125kg. 提升系统的变位质量 (1)矿石重量： Q=1400kg (2)罐笼重量： =2020kg (3)矿车重量： q=500kg (4)钢丝绳重量： （ 5)机器旋转部位变位质量 (6)天轮的变位质量： （ 7） 电动机转子变位质量： （ 8） 总变位质量： 千瓦185   T jV mKN2mrgQkgDlldHppl stp1689)()321(22 0kgGjcGjj 6080kgGit 72 0 49022  kgiD dGDGi di9 0 02041 8 0)( 22219 力图的计算 动力方程式 (1)提升开始时， t=0,拖动力为 =++ = （ 2)加速阶段阶段终了时， 拖动力 ，动力方程为 (1)在等速开始时， t=0 拖动力方程为 （ 2） 等速终了时， 拖动力为 kgG i dG i cG i zG i tplQcqQ r gQgMq pni2 1 8 6)3 6 0 06 0 8 07201 7 3 92 8 8 05004 5 0 01 4 0 0(1)22(111aa 2121 tax 1211 )( mataHpKQF 139。 1 MaPHKQF.21, 211 htaxtt kgMahHPKQF 7 7 4 1 8 6)( 4 0 )2( 11 )22( 12 tVhHPKQF mkghHPKQF 2 3 3 8) 5 4 0 )2( 12 .2tt 211 hhtVhx m kghhHPKQF)()22( 213aa 2321 tatVhhx m 20 拖动力方程式为： （ 1） 减速阶段开始时， t=0, 拖动力为： （ 2） 减速终了时 t= ,拖动力为：  323213 )222( MatatVhhHpKQF mkgMatatVhhHPKQF m283)()222( 323213 3t HxkgMaPHKQF33 21 3 提升机减速器的设计 减速器的作用 1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。 2） 降速同時降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。 减速器的国内外现状 1） 国外减速器现状 ： 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。 当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。 但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。 最近报导，日本住友重工研制的 FA 型高精度减速器，美国 AlanNewton 公司研制的 XY 式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。 当今的减速器是向着大功率、大传动比 、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。 减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。 2）国内减速器现状：国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。 另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。 国内使用的大型减速器（ 500kw 以上），多从国外（如丹 麦、德国等）进口，花去不少的外汇。 60 年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点 ?。 但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于 40kw。 由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 22 90 年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。 它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦 高。 由于该减速器的三轴平行结构，故使功率 /体积（或重量）比值仍小。 且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。 我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益。 减速器的总体设计 拟定传动方案 矿井提升机机是低速重载机械，工作条件较差，载荷有一定的冲击，且有粉尘等。 与其它传动方式相比，齿轮传动有效率高，尺寸小，适应性强等优点，所以设计矿井提升机机采用齿轮传动。 设计球磨机工作二十年，每年工作 340 天，每天连续工作 13h。 根据齿轮传动的特点，拟定采用两级传动，均采用闭式斜齿轮传动，如下图所示： 23 电机选型 工业上一般用三相交流电源，无特殊要求，一般采用三相异步交流电机。 由上章所知，选择的是 JRQ1478 型电动机，其技术规格 N=200 千瓦，额定转速 735转 /分，额定电压为 6000 伏。 传动装置的总传动比及其分配 由上章所知，选择的是 2JK2/20 型矿井提升机，其相配套的减速器的传动比为,20,30 三种，本次设计采用传动比为 的二级斜齿圆柱减速器。 分配传动比 12i ii 选 1  ，则 ,则 计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速 n 各轴标号如图 24 各轴功率 矿井提升机机是专用机械，应用电机的输入功率来计算各轴的输入功率，电机的额定功率为 200kw，电动机的效率为0  ，所以电动机的输出功率为 185kw 各轴的输入功率为： 各轴输入转矩 将以上结果，整理列入下表 项 目 电动机轴 轴 1 轴 2 轴 3 转速（ r/min） 735 735 功率（ kW） 185 转矩（ N m） 传动比 1 25 齿轮设计 高速级齿轮设计 斜齿轮传动比较平稳，冲击、震动、噪声小，适用于高速重载传动，所以提升机磨传动装置高速级选择斜齿轮传动。 高速级传动位于减速器内，属闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度计算，然后校核齿根弯曲疲劳强度。 齿轮材料、精度等级、齿数及螺旋角选择 小斜齿轮选择 40Cr，调质处理， HB=241～ 286强度极限为 700Mpa,屈服极限为 50Mpa,齿面硬度为 260HBS。 大齿轮材料选用 45 号钢，调质处理， HB=217～ 255，选取硬度为：225 HBS 二者硬度差为： 35 HBS，精度等级为 7。 齿数选择：小齿轮齿数1 22Z，2 22   ，取 75 初选螺旋角 15  2.、按齿面接触疲劳强度计算  131 2 1 ()t HEt dHKT ZZd      （ 1） 确定公式内各计算量 1）选择 tK =。 2）查图 1030选择区域系数 HZ =。 3）计算小齿轮转矩 4）齿宽系数，选 1d 26 5）弹性影响系数， MPa 6）按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 lim 1 520 MPa  ，大齿轮接触疲劳强度极限 lim 2 480 MPa  7）计算应力循环次数 8）查疲劳强度寿命系数 1  ； 2  9）计算接触疲劳许用应力 10）端面重合度，查得 1   ， 2   ，于是 12        取失效概率为 1%，安全系数 S=1 得   1 l i m 11 0 . 8 8 5 2 0 4 5 7 . 61HNK M P a M P aS      2 l i m 22 0 .9 2 4 8 0 4 4 1 .61HNK M P a M P aS         12 4 5 7 . 6。