【正文】 7　多繩摩擦式礦井提升機安全保護設(shè)計礦井提升機通常安裝在地面上，它通過鋼絲繩提升井筒內(nèi)的容器，溝通地面與井下，用于降送設(shè)備，材料，升降人員，提升礦物或矸石，任務(wù)十分繁重。并可用調(diào)節(jié)安全伐的節(jié)流桿位置，來改變二級制動特性。安全制動時，安全電磁鐵11斷電，電液調(diào)壓裝置中的滑閥處于最上面的位置，切斷了壓力油的通路，并使所有盤式制動器油缸中的壓力油分別金國“A”管和“B”管，與“A”管相連的制動器通過安全閥直接回油，很快的抱閘。 圖63液壓站液壓系統(tǒng)圖1——油箱；2——網(wǎng)式過濾器；4——油泵、電動機；5——壓力繼電器；6——紙質(zhì)過濾器；7——電磁調(diào)壓裝置；8——手動換向閥；9——電磁閥；10——可調(diào)節(jié)流閥；11——安全電磁閥；12——彈簧蓄力器；13——壓力表；14——制動器油缸多繩摩擦式礦井提升機的液壓站液壓系統(tǒng)如圖43，其功能及工作原理闡述如下：工作制動是通過電液調(diào)壓裝置7控制溢流閥的溢流壓力，改變盤式制動器的油缸內(nèi)油壓實現(xiàn)的。圖62 盤式制動器安裝示意圖 液壓站的主要用途是向盤式制動器供應(yīng)不同壓力的壓力油，以控制盤式制動器的工作制動力矩，進行工作制動，以滿足提升機的實際操作需要。 盤式制動器的選擇根據(jù)選擇的JKM—(Ⅱ)，可選擇盤式制動器圖號為B135的盤式制動器，其一個油缸產(chǎn)生的最大正壓力為N=63kN，制動器需要副數(shù)n=6副，提升機的最大制動靜力矩為 =37800kg/m，閘瓦對制動盤的摩擦系數(shù)μ=。圖61盤式制動器調(diào)節(jié)制動力原理圖1——活塞；2——碟形彈簧；3——閘瓦調(diào)節(jié)制動力矩的原理如圖41所示，當閘瓦與制動盤接觸時，活塞就同時受彈簧的作用力F2和制動油產(chǎn)生的壓力F1的作用，則一個制動器的閘瓦壓向制動盤的正壓力為：N=F2F1當油壓P=0時，即F1=0,N=Nmax=F2，此時為全制動狀態(tài)。盤式制動器的工作原理是用油壓松閘，以彈簧力制動，如圖52所示當向Y腔給入壓力油后，使活塞帶動筒體，襯板和閘瓦一起往左運動，壓縮碟行彈簧，形成松閘。并且盤式制動器機構(gòu)緊湊，安全可靠，閘的副數(shù)可按需要靈活增減。手動操作時，由司機進行，自動操作時，緊急制動由提升設(shè)備的保護裝置進行，工作制動由行程調(diào)節(jié)進行。制動系統(tǒng)的作用有：（1）、保證提升容器按給定的狀態(tài)運動，并在需要的位置制動——工作制動；（2）、在可能造成事故的不正常工作狀態(tài)下，緊急制動以保障人員和設(shè)備的安全——緊急制動；（3）、更換水平調(diào)節(jié)繩時，制動活卷筒。制動器由執(zhí)行機構(gòu)和傳動機構(gòu)兩部分組成，執(zhí)行機構(gòu)直接作用于制動輪或制動盤上產(chǎn)生制動力矩的部分，按其結(jié)構(gòu)可分為盤式制動器和塊式制動器等。4)軸上零件的周向定位。取l4=500mm。參照工作要求并根據(jù)d8=420mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的列圓錐滾子軸承328796型其尺寸為dDT=44065019，故d1=d6=440mm，而l1=196mm,l6=196mm=10mm，d2=d6=460mm并將2段和5段的長度設(shè)計為l2=l5=130mm。m2): 質(zhì)量 m/kg: 2062所以取d8=420mm，為了滿足半聯(lián)軸器和軸段6上滾動軸承的軸向定位要求，軸7應(yīng)作為軸肩，取l7=40mm圖51主軸結(jié)草圖半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=380mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故8段的長度應(yīng)比L1略短一些, 故取8段的長度l8=378mm。 dmin≥A03Pn=296~433mm (51)因為已選聯(lián)軸器型號為LZ18型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，軸孔直徑d=350mm，半聯(lián)軸器長度L=380mm，因此取軸的最小直徑①擬定主軸上零件的裝配方案主軸的設(shè)計草圖如圖51所示，軸1和軸6上安裝滾動軸承，軸2和軸5上軸肩的作用是定位軸承，軸3上安裝輪轂，軸4上焊接緊固螺栓，軸8上安裝套筒聯(lián)軸器。5 滾筒主軸設(shè)計計算、功率和轉(zhuǎn)矩已知減速器輸出軸的功率pII=，轉(zhuǎn)矩=滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。d)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=50mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.③軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，取l4=98mm。圖43 低速軸結(jié)構(gòu)草圖b),=360mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承2007972E型，其尺寸為dDT=360mm480mm76mm，故d2=d5=360mm，而l2=146mm。②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a)為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,1軸段右端需要制出一軸肩,故取2段的直徑d2=360mm。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T聯(lián)=k4TII，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較大，選k=，則 Tca=KATII=按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查聯(lián)軸器手冊，選用LZ18型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d=350mm，故取d1=350mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=380mm。 1)求作用在齒輪上的力圓周力Ft和徑向力Fr的大小分別為Ft=2T2d2= Fr=Fttanα=40967N (428)2)初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的直徑，選取州的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。1）將高速軸簡化為簡支梁。選用平鍵為45mm25mm250mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。 c）3段做成齒輪軸，已知齒輪寬度B1= 取l3=。半聯(lián)軸器與 L1=202mm， 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故1段的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取l1=200mm。②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a)為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,1軸段左端需要制出一軸肩,故取2段的直徑d2=138mm。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T聯(lián)=k4 TI，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較大，選k=，則 Tca=kAT1= （425）按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩、電動機輸出軸直徑D=140mm的條件，查聯(lián)軸器手冊，選用LH10型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d1=130mm，d2=140mm，半聯(lián)軸器長度L=252mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=202mm。查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得YSa1=,YSa2=⑦計算大小齒輪的并加以比較YFa1σF1YSa1=YFa2σF2YSa2=.設(shè)計計算① 計算模數(shù) ≥32KT1?dz12YSaYFaσF= （418） 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)m=,并就近圓整為標準值m=12mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1m≈27 （419）大齒輪齒數(shù) Z2= 取Z2=284②幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 d1=z1m=324mm （420） d2=z2m=3408mm計算中心距 a=d1+d22=1866mm （421）計算齒輪寬度 b=?dd1= 取B2= , B1= . （422） 小齒輪的相關(guān)尺寸 齒根圓直徑d,=294mm 齒頂圓直徑d‘’=348mm 大齒輪相關(guān)尺寸 齒根圓直徑d2‘=3378mm 齒頂圓直徑d2’‘=3432mm1）求作用在齒輪上的力圓周力Ft和徑向力Fr的大小分別為 Ft=2T1d1= Fr=Fttanα=21587N （423）2）初步確定軸的最小直徑先按《機械設(shè)計》式（152）初步估算軸的直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。計算載荷系數(shù)K K=kAKVKFαKFβ= （417）⑤計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得 σF1=KFN1SσFE1=307MPa σF2=KFN2SσFE2=247MPa （416）④由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)ZE——材料的彈性影響系數(shù), 由表106查得ZE=[σH]——接觸疲勞強度許用應(yīng)力計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由《機械設(shè)計》圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極σHlim2=550Mpa，則由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1Lη=6049250000=109 N2=N1i=108 （46）由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=，KHN2=，選取失效概率為1%，安全系數(shù)s=（1012）得： σH1=KHN1σHlim1s=546MPa σH2=KHN2σHlim2s= （47） 設(shè)計計算①試算小齒輪的分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小的值. d1t≥=287mm②計算圓周速度 V=πd1tn1601000=（48）③計算齒寬b和模數(shù)m 計算齒寬b b=?dd1t= （49）計算模數(shù) m=d1tz1= （410） ④ 計算齒寬與齒高比bh 齒高h== bh== （411）⑤ 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=,7級精度,由圖108查得動載系數(shù)KV=；直齒輪，KHа=KFа=1；由表102查得使用系數(shù)KA=；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，KHβ=；由bh==，KHβ==；故載荷系數(shù): k=kAKVKHαKHβ= （412） ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由式（1010a）得 d1=d1t3KKt= （413） ⑧計算模數(shù)m. m=d1z1= （414） 3）按齒根彎曲強度設(shè)計由（105）得彎曲強度的設(shè)計公式為≥32KT1?dz12YSaYFaσF （415）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值①由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，σFE1=550MPa 大齒輪的彎曲強度極限σFE2=380MPa。④選小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)Z2=17=，取Z2=1792）按齒面接觸強度設(shè)計 由《機械設(shè)計》計算公式（109a）進行試算，即 d1≥?dμ177。③材料選擇。 圖41 減速器傳動圖 傳動系統(tǒng)總效率 ＝η12η22η3η4η5則 η== （41） 1）各軸的轉(zhuǎn)速 nI＝nIII＝492r/min nII=nIi=（42）2) 各軸輸入功率 PI=PIII=50