請充值后下載本設計，，資源目錄下的文件，都可以點開預覽到，，資料完整，充值下載就能得到。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763
I 摘 要 提升機是礦山的大型固定設備之一 是聯(lián)系井下與地面的主要運輸工具 本次設計提升機主軸裝置 主要目的是改良他的主軸結(jié)構(gòu) 要求它的體積小 重量輕 適于惡劣環(huán)境 提升量大的工作場所 穩(wěn)定性能好 效率高 重點 進行設計提升機的主軸尺寸和卷筒結(jié)構(gòu) 并且對其參數(shù)進行了理論計算 對 其主要部件進行校核 最后 對所設計的提升機的使用與維護進行必要的說 明 使其能滿足客戶的要求 關(guān)鍵詞 提升機 主軸 卷筒 結(jié)構(gòu)設計 II Abstract Promotion machine is one of mining large scale regular equipment is to connect well to take off the major conveyance with ground The design installed with promotion machine main shaft major purpose is to improve his structure of main shaft ask it s volume little weight is bad environment and promotion light and is suitable for the working place of big quantity stability can be good efficiency is high It is key to design reel structure and the size of main shaft of promotion machine And for it parameter has carried out theoretical calculation For it major parts check nucleus The final use and maintenance for the promotion machine designed carry out necessary explanation Make it satisfy the requirement of customer Key words Promote machine Main shaft Reel Structure is designed III 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1 1 選題的意義 1 1 2 提升機的發(fā)展概況 1 1 3 提升機的主要用途和特點 2 第 2 章 主軸的強度計算 4 2 1 原始數(shù)據(jù) 4 2 2 固定載荷分配于主軸各輪轂的作用力 5 2 2 1 主軸自重 5 2 2 2 卷筒 輪轂 調(diào)繩裝置等自重 6 2 2 3 纏繞于卷筒上的鋼絲繩重量 6 2 2 4 合成的固定靜載荷 Ph 7 2 3 鋼絲繩張力分配于主軸個輪轂作用點上的力 8 2 3 1 鋼絲繩張力及其位置的計算 8 2 3 2 鋼絲繩張力在個輪轂上的分配 11 2 4 作用于軸上水平方向及垂直方向的合力 13 2 5 計算彎矩 15 2 5 1 計算支點反力 15 2 5 2 計算垂直彎距 水平彎距及合成彎距 16 2 5 3 合成彎距 17 2 6 計算扭距 18 2 7 計算危險斷面的安全系數(shù) 20 2 7 1 第 工況 3 斷面安全系數(shù)的計算 20 2 7 2 第 工況 4 斷面安全系數(shù)的計算 22 2 8 計算撓度 23 第 3 章 卷筒的結(jié)構(gòu)和強度計算 25 3 1 已知條件 25 3 2 計算鋼絲繩張力降低系數(shù) 25 3 3 計算雙層纏繞時的纏繞系數(shù) 27 3 4 計算筒殼強度 27 IV 3 4 1 自由筒殼區(qū) 27 3 4 2 在支撐處的鋼絲繩降低系數(shù) 27 3 5 計算支輪的強度 29 第 4 章 鍵銷的強度計算與校核 31 4 鍵銷的強度計算與校核 31 第 5 章 提升機使用說明書 32 5 1 提升機的結(jié)構(gòu) 32 5 2 安裝 33 5 3 潤滑 34 5 4 試運轉(zhuǎn) 34 5 5 操作與絞車的安全運轉(zhuǎn) 35 5 7 檢查 36 第 6 章 經(jīng)濟分析 38 結(jié)論 40 參考文獻 41 1 第 1 章 緒論 1 1 選題的意義 提升機是沿井筒提運礦石和廢石 升降人員 下放材料 工具和設備 提升容器有罐籠和箕斗 罐籠可用來提升礦石 人員 材料與設備等 但是 箕斗不能用來提升人員 所以提高它的安全性是最重要的 人的生命是最珍貴 的 其次要求它的體積小 重量輕 壽命長 適于惡劣環(huán)境 提升量大的工作 場所 穩(wěn)定性能好 效率高 1 2 提升機的發(fā)展概況 提升設備是沿井筒提升煤炭 矸石 升降人員和設備 下放材料的大型 機械設備 它是礦山井下生產(chǎn)系統(tǒng)和地面工業(yè)廣場相連接的樞紐 是礦山運 輸?shù)难屎?因此 提升設備在礦山生產(chǎn)的全過程中占有極其重要的地位 隨著科學技術(shù)的發(fā)展及生產(chǎn)的機械化和集中化 目前 世界上經(jīng)濟比較 發(fā)達的一些國家 提升機的運行速度已達 20 25m s 一次提升量達到 50t 電動機容量已超過 10000kW 我國的煤礦建設也是符合上述發(fā)展規(guī)律的 而且 目前我國最大井深也在 1000m 以上 最大年產(chǎn)量百萬噸甚至千萬噸的正在多 處興建 甚至能力更大的也在設計中 在發(fā)達國家 電力電子技術(shù)較早就用于提升機的傳動 并且發(fā)展迅速 從 60 年代的模擬控制 SCR D 直流提升機發(fā)展到目前最先進的同步機內(nèi)用交 流電機 沒有電刷問題 提升機容量可以大幅度增加 例如南非帕拉波內(nèi)裝 式提升機電機功率達 6300kW 目前 全數(shù)字電力電子器件構(gòu)成的國產(chǎn)直流 提升機已占領(lǐng)了國內(nèi)市場 并開始出口 但是由于我國的科技和生產(chǎn)水平的 限制 我國的提升機還有很大一部分需要依賴于進口發(fā)達國家的設備 2 1 3 提升機的主要用途和特點 提升機的主要用途 提升機是礦山的大型固定設備之一 是聯(lián)系井下與地面的主要運輸工具 提升工作是整個采礦過程中的重要環(huán)節(jié) 從地下采出的煤炭 礦石必須提升 至地面才有實際應用價值 廢石的提升 工作人員 材料及設備的升降等都 要靠提升工作來完成 提升設備就是完成上述工作的多種機電設備組成的大 型成套裝備 提升設備在工作中一旦發(fā)生機械或電氣事故 就會造成停產(chǎn) 甚至造成人身傷亡 提升機結(jié)構(gòu)的主要特點 結(jié)構(gòu)緊湊 啟動平穩(wěn) 具有工作制動器和電力液推桿制動器 安全可靠 設有機械無級速速機構(gòu) 操作方便 拉動操縱手柄 可在設定 范國內(nèi)選擇 任一速度提升或下放物料 節(jié)電 省力 安裝 維修方便 3 第 2 章 主軸的強度計算 2 1 原始數(shù)據(jù) 提升機各部件尺寸如圖所示 采用雙層纏繞無尾繩提升 卷筒直徑 D 5000mm 卷筒寬度 B 2300mm 鋼絲繩最大靜張力 230000NmaxjT 鋼絲繩最大靜張力差 160000Nj 主軸每米質(zhì)量 q 2240kg m 活滾筒左輪轂質(zhì)量 3800kghzG 活滾筒右輪轂質(zhì)量 2600kgy 調(diào)繩裝置質(zhì)量 6140kgts 游動卷筒質(zhì)量 18816kgh 固定卷筒質(zhì)量 20377kgs 固定卷筒左輪轂質(zhì)量 3000kgszG 固定卷筒右輪轂質(zhì)量 4200kgy 一個卷筒上木襯的質(zhì)量 2640kgm 三圈摩擦圈的鋼絲繩及供實驗移動的鋼絲繩質(zhì)量 1400kg0G 鋼絲繩纏滿一層時的質(zhì)量 5190kg1 鋼絲繩纏滿兩層時的質(zhì)量 包括 G1不包括 G0 10760kg2 活卷筒的變位質(zhì)量 19304kgih 固定卷筒的變位質(zhì)量 不包括卷筒及輪轂 18720kgis 天輪的變位質(zhì)量 3500kgit 鋼絲繩每米長質(zhì)量 P 9 45kg m 提升機加速度 1m s2a 箕斗自身質(zhì)量 8050kgrQ 一次提升量 Q 8500kg 4 鋼絲繩直徑 d 50mm 活固定卷筒出繩角 120 2 2 固定載荷分配于主軸各輪轂的作用力 2 2 1 主軸自重 主軸單位長度的質(zhì)量 q 為 q 2240kg m 主軸自重作為集中力分配于輪轂作用點上 這是因為集中載荷在計算上 較為方便 與其他各集中力也便于疊加 同時也偏于安全 其計算結(jié)果見表 2 1 表 2 1 分配于輪轂上的力 載 荷 名 稱 符 號 計 算 公 式 結(jié) 果 N 附加于 1 點上的力 1zP23 lqg 3128 6 附加于 2 點上的力 2z34 2l30897 44 附加于 3 點上的力 3zP45 lqg 33751 2 附加于 4 點上的力 4z56 2l32818 24 5 2 2 2 卷筒 輪轂 調(diào)繩裝置等自重 卷筒 輪轂 調(diào)繩裝置的自重 亦通過輪轂視為集中力作用于軸上 其 計算結(jié)果見表 2 2 表 2 2 卷筒 輪轂 調(diào)繩裝置的自重分配于軸上的力 載 荷 名 稱 符號 計算公式 結(jié)果 N 附加于 1 點上的力 1gP12 tshzmGg 202546 4 附加于 2 點上的力 2g12hy 130614 4 附加于 3 點上的力 3 szsm142183 3 附加于 4 點上的力 4gP12yg 153943 3 2 2 3 纏繞于卷筒上的鋼絲繩重量 纏繞于卷筒上的鋼絲繩亦通過輪轂各點作用于軸上 為簡化起見 僅按 以下幾種工況進行計算 1 死卷筒提升開始 2 死卷筒纏滿一層 3 死卷筒提升終了 4 活卷筒提升開始 5 活卷筒纏滿一層 6 活卷筒提升終了 計算公式及結(jié)果見表 2 3 6 表 2 3 鋼絲繩分配于卷筒上的力 工 況 力 計算公式 結(jié)果 N 死卷筒提升開 始 或 活卷筒提升終 了 或 1 sp 6 s 或 2 或 1 3s 6 s 或 4p 1022 Gg 1022 0G 0 59584 59584 13720 0 死卷筒纏滿一 層 或 活卷筒纏滿一 層 或 2 1sp 5 或 2 s 5 p 或 2 3s 5 或 2 4sp 5 112 g 0112 G0g 32291322913229132291 死卷筒提升終 了 或 活卷筒提升開 始 或 3 1s 4 p 或 3 2s 4 或 3 sp0G0122 g 1022 G1372005958459584 7 4 3sp 或 4 s 2 2 4 合成的固定靜載荷 Ph 在計算過程中 為方便起見 將上述三項靜載荷首先合成 計算公式為 hzgsP 由于鋼絲繩重量按六種工況計算的 故合成的固定靜載荷亦有六種工況 計算結(jié)果如表 2 4 表 2 4 合成固定靜載荷分配于軸上的力 工 況 Ph1 Ph2 Ph3 Ph4 死卷筒提 升開始 或 活卷筒提 升終了 293711 4 221321 448 189848 025 786952 113 死卷筒纏 滿一層 或 活卷筒纏 滿一層 266390 55 194000 598 208437 975 219276 663 8 死卷筒提 升終了 或 活卷筒提 升開始 247800 6 161676 648 235758 825 246596 913 2 3 鋼絲繩張力分配于主軸個輪轂作用點上的力 2 3 1 鋼絲繩張力及其位置的計算 鋼絲繩張力的計算包括下列兩重意義 一為計算它的大小 一為計算它 在卷筒上的位置 亦需按以前所述的幾種工況計算 為了簡化計算 略去井口到卷筒間鋼絲繩的慣性力 并近似地按三階段 梯形速度圖提升時計算 死卷筒提升開始 鋼絲繩最大靜張力 8500 8050 10760 g 267911 1 N rzTQG 死卷筒上提升鋼絲繩張力 1 2itKTga 576411 08 N 0 5273107389 5 8 它的位置在死卷筒的左側(cè) 但由于摩擦圈及實驗繩長 故距左端擋板有 一段距離 472 mm 130 7 5bd 307 5 14 活卷筒上下放鋼絲繩張力 9 11 2rritKaTQGg 61166 63 N 0 5188 053 9 8 死卷筒開始提升時 認為活卷筒上的鋼絲繩處于卷筒的左斷 亦即鋼絲 繩與卷筒左斷擋板的距離 0 1b 死卷筒纏滿一層 死卷筒上提升鋼絲繩的張力 21 2KTGgQ 210743 3 N 0 15679 59 8 9 812 此時鋼絲繩位置處于卷筒右端 距死卷筒右檔板的距離 b2 0 由于摩擦圈及實驗繩長的影響 活卷筒上的第二層繩并未完全松下 而 是還有一部分 當然鋼絲繩的張力及其所在位置也可以用較準確的方法來計 算 但習慣上往往按下述方法來確定 即在計算鋼絲繩張力時 認為活卷筒 上的第二層已全部松下 而在分配鋼絲繩張力在左右輪轂時 則需考慮到活 卷筒上下放鋼絲繩的實際位置 因為鋼絲繩位置對張力的影響較小 而對左 右輪轂力的分配影響則較大 據(jù)此 活卷筒上下放鋼絲繩的張力 221 rKTQGQg 127358 335 N 0 5 805769 89 12 此時鋼絲繩距右擋板 472 mm 2b1 死卷筒提升終了 10 提升終了時 認為鋼絲繩已達到死卷筒的左端擋板 即 0 死卷筒上3b 鋼絲繩的張力 3221 itKTTGgQGag 0 5731071069 89 8 6350 1 148559 4 N 活滾筒上鋼絲繩的張力 3221 r ritKaTQGQGg 0 51 805176 8 05176350 9 8 200582 12 N 此時活卷筒上所剩余的只有摩擦圈及實驗繩長 故鋼絲繩距左檔板 mm 3460b 活卷筒提升開始 根據(jù)與上面的分析 得出活卷筒上鋼絲繩張力 鋼絲繩距左檔板 41T mm 死卷筒上鋼絲繩張力 鋼絲繩距左端擋板 4372b 41 430b 活卷筒纏滿一層 活卷筒上鋼絲繩張力 鋼絲繩距右檔板 死卷筒上鋼絲 52T 520b 11 繩張力 鋼絲繩距左端擋板 mm 52T 5247b 活卷筒提升終 活卷筒上鋼絲繩張力 鋼絲繩距右檔板 死卷筒上鋼絲 63T 610b 繩張力 鋼絲繩距左端擋板 mm 63T 61472b 2 3 2 鋼絲繩張力在個輪轂上的分配 根據(jù)鋼絲繩在卷筒上的位置及卷筒的結(jié)構(gòu)尺寸 按杠桿比例關(guān)系 把鋼 絲繩張力分配于 1 2 3 4 各點 以第 種工況死卷筒提升開始為例 對于活卷筒 鋼絲繩張力 N 鋼絲繩距左檔板 由于 16 3T 10b 左檔板在輪轂 1 作用點左側(cè) mm 故作用于輪轂 1 及 2 點力的分配 可按跨7 距 mm 有一集中力距右支座為 的簡支梁來計算 支座8547902 78m 反力的大小即作用與輪轂上的力 方向與鋼絲繩張力作用于軸上之力相反 按上法求出作用于輪轂 1 上的作用力 N 作用于輪轂上的 1 596 F 力 N 1 25 48F 對于死卷筒 鋼絲繩張 N 鋼絲繩距坐端擋板15764 08T mm 由于左擋板在結(jié)構(gòu)上位于輪轂 3 的左側(cè) mm 因而可按跨距147b 98 mm 作用力距左支座為 mm 的簡支梁來計算輪轂 3 及 42529 上受力得出 N N 同理亦可計算出其他工況時 1 32067 58F 1 456 F 各點力 其結(jié)果見表 2 5 表 2 5 鋼絲繩張力在各輪轂上的分配 計 算 結(jié) 果 N 工況 活 卷 筒 死 卷 筒 12 1F2F3F4F 62716 40 1549 77 556243 51 20167 57 49550 06 122403 27 4683 19 206060 14 142299 77 58282 35 176515 26 27955 86 43393 68 17772 95 72676 95 11510 32 45216 09 255959 42 32456 80 94901 53 152323 44 3764 04 193564 12 7018 01 注 1 各力符號 為方向向上 為方向向下 由于出繩角的影響 必須將表 1 5 中所求出的力分為水平的和垂直的其 結(jié)果見表 2 6 表 2 6 鋼絲繩張力在各輪轂上的分配 帶角度 活 卷 筒工況 11sincF 11cospF 21sincF 21cospF 0 62716 40 0 1549 77 0 4955 06 0 122403 27 0 142299 77 0 58282 35 0 43393 68 0 17772 95 0 45216 09 0 255959 42 0 152323 44 0 3764 04 死 卷 筒工 況 32sincF 32cospF 42sincF 42cospF 0 556243 51 0 20167 57 0 4683 19 0 206060 14 0 176515 26 0 27955 86 0 72676 95 0 11510 32 13 0 32456 80 0 94901 53 0 193564 12 0 7018 01 注 1 表中下腳帶 c 的力為垂直分力 帶 p 的力為水平分力 2 垂直力中的 表示作用于軸上的力方向向上 2 4 作用于軸上水平方向及垂直方向的合力 將鋼絲繩張力的垂直分力與合成固定靜載荷相加 則得作用于軸上垂直 方向的合力 而作用于軸上水平方向的合力就等于鋼絲繩張力的水平分力 其計算結(jié)果見表 2 7 表 2 7 作用于軸上水平方向及垂直方向的合力 工況 作用點 垂直分離 N 水平分力 N 1 2 3 4 293711 41 1 1 chcPF 221321 45 22 189048 03 1 1 33chc 186952 11 44 62716 40 1 pPF 1549 77 2556243 51 1 3p20167 57 4 1 2 3 4 266390 55 2 2 11chcPF 194000 59 208437 98 2 2 33chc 219276 66 44 4955 06 2 1pPF 122403 27 4603 19 2 3p 206060 14 4 1 2 3 4 247800 61 3 3 11chcPF 161676 65 22 235758 83 3 3 chc 246596 91 44 142299 77 3 1pPF 58282 35 2 176515 26 3 p 27955 86 4 1 293711 41 11chcPF 43393 68 1pPF 14 2 3 4 221321 45 4 4 22chcPF 189048 03 33 186952 11 4 4 chc 17772 95 4 2pPF 72676 95 3 11510 32 4 p 1 2 3 4 266390 55 5 5 11 194000 59 22chcPF 208437 98 5 5 33 219276 66 44chc 45216 09 5 1 255959 02 2pPF32456 80 5 394901 53 4p 1 2 3 4 247800 61 6 6 11 161676 65 22chcPF 235758 83 6 6 33 246596 91 44chc 152323 44 6 1 3764 04 2pPF 193564 12 6 3 7018 014p 2 5 計算彎矩 2 5 1 計算支點反力 以第 種工況死卷筒提升開始為例 垂直合理對主軸所造成的支點反力對于左軸承 1 1 1 1 34562456356460cccczPllPllPllR 297 80 3 98 02985 7 486478 10 N 15 對于右軸承 1 1 1 234pyppzRPPR 97 5890 316952 487 10 404554 89 N 水平合力對主軸所造成的支點反力 1 1 1 1 3456245635646 0ppppzPllPllPllR 627 08 9 7 2 9207 58 8 299816 45 N 1 1 1 234pyppzRPPR 67 4059 7623 50167 29816 45 319610 26 N 同理亦可計算出其它各種工況時的支點反力 其結(jié)果見表 2 8 表 2 8 支點反力 垂直面支點反力 N 水平面支點反力 N 工況 czRcypzRpy 486478 1 0 404554 8 9 299816 4 5 319610 2 6 459970 0 2 428135 7 7 103906 2 4 234195 4 2 440852 4 2 450980 5 7 229350 6 9 119790 8 3 478006 3 4 413826 6 5 77843 53 44489 73 459969 9 428135 2 136565 2 201536 0 16 4 5 1 5 440861 2 4 450971 7 5 213862 8 1 135278 7 2 2 5 2 計算垂直彎距 水平彎距及合成彎距 仍以第 種工況死卷筒提升開始為例 垂直力對主軸所造成的垂直彎距 在 1 2 3 4 各點分別為 867 1095480 71czMRl Nm A 1 2233 293 4185zcPl 841627 94 N m 1 1 1 32343424czccRlllPl 4867 097 853 096 814221 38 N m N m 1 4645 09 cyMRl 水平力對主軸所造成的水平彎距 在 1 2 3 4 各點分別為 N m 981 450298317 pzl 1 22336 56 40185zpRPl 738137 96 N m 1 1 1 32343424pzppMlllPl 986 576 0859 7 0 6 17 967241 79 N m N m 1 463910 287596 8pyMRl 2 5 3 合成彎距 N m22 1 1 444wcp 22805 71983 7568 3 N m22 2M6 4 194 N m22 1 1 333wcp2281 397 63 N m22 444 5 58 41 同理亦可計算出其它各種工況時的彎距其結(jié)果見表 2 9 和表 2 10 表 2 11 表 2 9 垂直彎距 垂 直 彎 距 N m 工況 4pM2c3cM4c 484045 7 1 841627 9 4 814221 3 8 353985 5 3 457670 1 7 816760 0 9 816355 8 1 374618 8 0 438648 1 6 796759 2 9 826879 4 5 394601 9 9 475616 3 1 817483 4 2 781937 9 7 362098 3 2 457670 1 0 810205 3 2 816355 4 9 374618 3 4 438656 9 3 796784 4 2 826913 0 5 394600 2 8 18 表 2 10 水平彎距 水 平 彎 距 N m 工況 1pM2p3pM4p 298317 3 7 738137 9 6 967241 7 9 279658 9 8 103386 7 1 286941 1 5 264253 7 1 204920 9 9 228203 9 4 389683 4 0 417301 2 2 104816 9 8 77544 31 216088 5 7 157368 6 1 38928 51 136018 9 5 473086 7 0 401876 0 8 176344 0 4 212793 5 0 326949 0 3 389671 0 2 118368 8 8 表 2 11 合成彎距 合 成 彎 距 N m 工況 1wM2w3wM4w 568588 5 3 1119457 5 6 1264323 1 9 451126 2 6 469202 3 0 865697 56 858059 92 427003 3 5 494458 5 4 886948 99 926212 68 408291 6 4 481881 7 7 845561 01 797616 37 364184 8 7 477454 7 9 938213 03 909912 45 414048 4 5 19 487545 8 7 861255 53 914127 29 411971 5 7 2 6 計算扭距 提升機上的扭距計算方法與一般軸相近 但由于它的卷筒及纏上的鋼絲 繩重量較大 故計算時應將其慣量計入 當死滾筒提升開始時 工況 在軸的 1 4 段上 軸的扭距由活卷筒下放鋼絲繩所造成 其值為 1 420 nihMTGaR 74256 58 N m 6 39417612 5 軸 4 5 段的扭距為 1 45120 nihisTaR 76 086 3 19487210640 12 5 N m14 2 因 大于 故 與 反向 而電動機作用于軸上的扭距與T 1 4nM 1 5n 同向 1 4nM 當活卷筒提升開始時 工況 4 10 nihTGaR N m 576 81934 12 5 4978 0 4 420 nihisMGa 20 57641 086 3 190487210640 12 5 N m 2 因 大于 故 與 同向 而電動機加于軸上的扭距與 4T 4 1nM 4 5n 反向 1nM 由此可見軸 1 4 段上的扭距不改變方向 但改變大小 而軸 4 5 段上的 扭距上的扭距在工況 與 時反向 因之主軸所受之扭轉(zhuǎn)應力是交變應力 前者為不對稱循環(huán) 后者為對稱循環(huán) 綜合分析彎距和扭距的計算結(jié)果可知 最危險的斷面是在第 種工況的 3 斷面和 4 端面 故以下校核此二斷面的安全系數(shù) 2 7 計算危險斷面的安全系數(shù) 軸的材料為 45 號鋼 經(jīng)熱處理正火 回火 HB 156 201 Mpa Mpa Mpa Mpa 540b 270s 125 125 斷面 1 為 有切向鍵 斷面 2 和 3 為 斷面 4 為 有69Hr 8960Hf 760Hr 切向鍵 略去鍵的影響 抗彎斷面模數(shù)為 33310 590 21mWd 33340 1 20 mWd 23 6 7 扭轉(zhuǎn)斷面模數(shù)為 310 21 4nw 3420 2 46nw 23 70 5mW 21 2 7 1 第 工況 3 斷面安全系數(shù)的計算 最大彎應力和扭應力 4 23max7961 2954137 0N m0wMW 4 21ax38 6 n 最小彎應力和扭應力 2minax29547 0N m 1 24in36 813 5 MW 故應力輻 2max2957 04N 2in613751 83457 1N m 平均應力 2maxin274 2 096 抗彎安全系數(shù) 611504 37297 4amk 式中 彎曲時的應力集中系數(shù) 1 37 k 表面粗糙度系數(shù) 0 94 22 尺寸系數(shù) 由于材料的強度由大尺寸給出 故 1 抗扭安全系數(shù) 611250 96 8347 19amrnk 式中 彎曲時的應力集中系數(shù) 1 285 k 抗扭等效系數(shù) 0 合成安全系數(shù) 226 94 05 n 2 7 2 第 工況 4 斷面安全系數(shù)的計算 4 2max3618 75341 78N m02wMW 610 5158342 7 9amnk 式中 切向鍵處的應力集中系數(shù) 對彎曲取 3 k 在計算 4 斷面的抗扭安全系數(shù)時 由于它位于軸 1 4 段與 4 5 段的臨界 處 故應分別按軸 1 4 段與 4 5 段的扭應力計算安全系數(shù) 取其中較小者 經(jīng)分析按軸 4 5 段計算的安全系數(shù)較小 故以下按此計算 23 4 25max170 23859 1N m6nMW 06112501 938 94amrnk 式中 切向鍵處的應力集中系數(shù) 對扭轉(zhuǎn)取 2 k 合成安全系數(shù) 224 519 74 n 2 8 計算撓度 計算撓度時 為了簡化 作以下兩點假設 1 以軸的中點撓度代替軸的最大撓度 2 計算時以該力作用下的直徑作為全軸的直徑 即在計算 1 4 點力著作用下的撓度時以 計算 在計算 2 3590 62 點作用下的撓度時以 計算 650 根據(jù)材料力學 簡支梁受集中力時 中點撓度公式為 當 a b 時 20 34 8PaflEJ 當 a b 時 b 式中 力作用點距左支座的距離 a 力作用點距右支座的距離 B 24 軸的跨距 0l 主軸的彈性模數(shù) E72 10EPa 主軸的慣性距 J 364dJ 計算結(jié)果見表 2 12 和表 2 13 表 2 12 垂直力產(chǎn)生之撓度 垂直力產(chǎn)生之撓度 cm 工況 1cf2cf3cf4cfcf總 0 023 0 044 0 066 0 008 0 141 0 021 0 039 0 073 0 009 0 142 0 020 0 032 0 083 0 010 0 145 0 023 0 044 0 066 0 008 0 141 0 021 0 039 0 073 0 009 0 142 0 020 0 032 0 083 0 010 0 145 表 2 13 水平力產(chǎn)生之撓度 水平力產(chǎn)生之撓度 合成總撓度 mm 工況 1pf2pf3pf4pfpf總 f 0 005 0 0003 0 01 9 0 001 0 025 3 0 1432 0 003 0 024 0 00 2 0 009 0 038 0 1470 0 011 0 012 0 06 0 085 0 1681 25 3 0 001 0 003 0 004 0 02 6 0 001 0 032 0 1446 0 004 0 051 0 01 1 0 003 0 075 0 1606 0 012 0 001 0 06 9 0 000 2 0 069 2 0 1607 主軸許用的撓度為 故剛度符合要求 068 73lcm 26 第 3 章 卷筒的結(jié)構(gòu)和強度計算 3 1 已知條件 鋼絲繩最大靜張力 N 3201F 鋼絲繩直徑 mm 5d 鋼絲繩彈性模量 Mpa 5 sE 鋼絲繩金屬斷面面積 29cmA 卷筒殼半徑 cm 20r 輪轂半徑 cm 01 纏繞節(jié)距 mm 53t 纏繞層數(shù) n 卷筒殼厚 mm 4 圓盤厚 mm 120 鋼的彈性模量 Mpa 5 1E 筒殼及圓盤材料 Mpa 6 82Mn 3 2 計算鋼絲繩張力降低系數(shù) 集中力的影響區(qū)長 cm1 83 25047 8yxr 在影響區(qū)內(nèi)的鋼絲繩圈數(shù) 取7 1 9yiti 1 cm1 285 0 46r 27 的計算如表 3 11 iFx 表 3 1 鋼絲繩張力降低系數(shù) 距第一圈的距離 x mm 5 30 10 6 15 9 21 2 26 3ix 0 22 0 43 0 65 0 86 1 071iF 0 958 3 0 862 5 0 731 5 0 596 8 0 465 6 距第一圈的距離 x mm 31 8 37 1 42 4 47 7 53 0ix 1 29 1 50 1 72 1 94 2 151iF 0 340 8 0 238 4 0 150 5 0 082 2 0 033 7 0 9583 0 8625 0 7315 0 5968 0 4656 0 3408 0 2384 0 1505 0 01 iFx 822 0 0337 4 46 自由筒殼區(qū)鋼絲繩張力降低系數(shù) 1310 64 sicEAFxr 28 310 89 09644 625c 3 3 計算雙層纏繞時的纏繞系數(shù) 1 09 2382sEA 5 34cmtd2 1 10 a 3 4 計算筒殼強度 3 4 1 自由筒殼區(qū) 22301 834 N cm5Faqrt 筒殼壓縮應力 Mpa4 950176 MPayC 182 3 4 2 在支撐處的鋼絲繩降低系數(shù) 10 89 42 彎曲應力 12 QbMwqCra 29 3121 8234 095 0 84610 5MPa 式中 12QbaGA 10 844 2560 33 32 86104 1 1 9065MbbIr 210 2 5 cmA 0220 rrG 221 351 350 0 25 2301201 brI 3225 10 351 1 39 壓縮應力 314 2095 10 84 2yQbqCra 30 14 9MPa 3 5 計算支輪的強度 由 引起的支輪外表面徑向壓縮應力為AR 169 530 82AyrR 式中 4 4619 5N cmAQbqCa 支輪內(nèi)表面徑向壓縮應力為 0 201 1 AyRr 23 850 5MPa1 07 由 引起的支輪在輪轂處的應力 AM 徑向應力 0 2011 ArMr 31 2156 8410 6MPa 307 式中 32214 9 86105 84N cmAMbqCa 環(huán)向應力 0 30 Palr 在與筒殼連接處的應力 徑向應力 221656 847 MAr 環(huán)向應力 20201 1Al rr 226 3756 8410 5 11MPa 各應力值均較小 無須再用合成應力校核 筒殼的強度符合要求 32 第 4 章 鍵銷的強度計算與校核 4 鍵銷的強度計算與校核 切向鍵聯(lián)接的主要失效形式是工作面被壓潰 下面校核鍵的擠壓強度 切向鍵的擠壓強度為 310 5 4 pTtcdlf 39278 016 5012 4 70 03 MPap 所以切向鍵的強度符合要求 式中 傳遞的轉(zhuǎn)矩T 軸的直徑d 鍵的工作長度l 鍵的倒角C 摩擦系數(shù) 一般取 0 12 0 17 取 0 12f ff 鍵 軸 輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力 100 120p p MPa 33 34 第 5 章 提升機使用說明書 5 1 提升機的結(jié)構(gòu) 提升機由機座 主軸裝置 深度指示器 減速調(diào)速器 工作制動器 電動 機 電力液壓推桿制動器 帶制動輪柱銷 氣控制等部分組成 各主要部分的結(jié)構(gòu)特征如下 機座 由槽鋼 角鋼和鋼扳等焊接而成 便于搬運時 移動 備部件焊接成 整體 安裝時 用地腳螺栓固定在基礎(chǔ)上 主軸裝置 由大齒輪 制動支輪 卷筒 主軸和軸承座等組成 卷簡上設有木襯 可減少鋼絲繩的磨損 深度指示器 由角鋼架子 絲桿 指針 傘齒輪等組成 絲桿下部的傘齒輪與主 軸上的傘齒輪嚙合 可沒限位開關(guān)和齒輪離合乎柄 深度指示器指示提 升 高度和防山過卷事故 減速調(diào)速器 行星齒輪傳動調(diào)速器 減速與調(diào)速結(jié)合為一體 內(nèi)有斜齒圓柱齒輪和行星齒輪 密封嚴密 潤油良好 更換潤滑油方便 調(diào)速操作器 由調(diào)速輪 調(diào)速帶 架 杠桿和調(diào)速手柄等組成 調(diào)速帶 調(diào)速架 內(nèi)的閘瓦 內(nèi)襯石棉剎車帶 調(diào)速帶 架 的一端裝有調(diào)節(jié)螺母 保證 調(diào)速帶 架 與調(diào)速輪之間的一定間隙 調(diào)速帶 架 全部松開時 調(diào) 速輪全速旋轉(zhuǎn) 調(diào)速器輸出速度為零 調(diào)速帶 架 全部拉緊時 調(diào) 速 輪靜止不動 其輸出速度最大 調(diào)速帶 架 部分拉緊時 則輸出部 分 速度 工作制動器 采用的盤式制動裝置 電動機 非防爆絞車配用非隔爆三相異步電動機 防爆絞車配用三相隔爆異 步 電動機 35 電力液壓推桿制動器 緊急制動器 是緊急制動裝置 非防爆絞車配用非隔爆電力液壓推桿制動器 防爆 絞車配用隔爆電力液壓推桿制動器 裝配于帶制動輪柱銷聯(lián)軸器位置 當電 力液壓推桿制動器通電時 制動閘瓦松開制動輪 絞車處于正常工作狀況 當突然停電或需緊急停車而切斷電源時 電力液壓推桿制動器 依靠彈簧作 用力使制動閘瓦自動抱緊制動輪而停止工作 帶制動輪柱銷聯(lián)軸器 由半聯(lián)軸器 I 帶制動輪半聯(lián)軸器 Il 和柱銷等組成 連接電動機軸 與減速調(diào)速器輸入軸 其柱鋼為尼龍材料制成 電氣控制 根據(jù)絞車防爆與否 電氣控制為相應的配套設施 5 2 安裝 絞車安裝的混凝土基礎(chǔ)施工 檢查項目如下 1 地腳蟓栓孔是否移位 2 標高是否符合要求 3 基礎(chǔ)外形尺寸 4 基礎(chǔ)水平度 上述項目經(jīng)檢查確認無誤后 在基礎(chǔ)上布置墊鐵 墊鐵與基礎(chǔ)面要 緊密 貼合 基礎(chǔ)面不平時 則要黹平 墊鐵離開地腳螺栓的距離以不影 響二次灌 漿為宜 在機座沒有地腳螺栓的部位也要布置墊鐵 其間距約 500 700 毫 米 墊鐵要成組使用 每組不超過三塊 墊鐵布置好后 將絞車就位 縱橫兩個方向找平 其誤差控制在 1 毫米 之內(nèi) 絞車找平后將地腳螺栓稍加擰緊 進行二次澆灌 絞車因井下巷道 窄不能成含運送時 可拆成幾個主要部件 在安裝 地點重新裝配后安裝 如用戶自拆 自裝而沒有達到本設備裝配技術(shù)要 求和違規(guī)使用所出現(xiàn)的設 備故障及其它經(jīng)濟損失 由違規(guī)方負責 36 5 3 潤滑 絞車的各運動部位應及時充分地潤滑 潤滑劑不得混入灰塵 污垢 及 水分等雜質(zhì) 減速調(diào)速器齒輪用 N32 或 N46 機械油 各操作件 運動件的軸承和關(guān)節(jié)處用 N46 機械油 開式齒輪用 ZG 3 鈣基潤滑脂 減速調(diào)速器內(nèi)油面高度約浸沒大齒輪的三分之一 新的或大修的絞 車 運轉(zhuǎn) 5 6 天后 放掉減速調(diào)速器內(nèi)的潤滑油 用煤油清洗內(nèi)腔 清除 金屬微 粒細屑 更換新油 以后 1 3 個月?lián)Q油一次 滾動軸承的油量不超過軸承空積的 Ji 分之二 主軸裝置滾動軸承三 個 月?lián)Q油脂一次 減速調(diào)速器滾動軸承檢修時換油脂 電動機滾動軸承 2 3 個月加油脂一次 開式齒輪每隔 6 8 天 擦去齒面臟物 調(diào)整兩齒輪之間的間隙 加 油 脂一次 使齒面經(jīng)常保持一層薄的油膜 電力液壓推桿制動器 3 個月?lián)Q油一次 5 4 試運轉(zhuǎn) 試運轉(zhuǎn)前的檢查 試運轉(zhuǎn)前仔細檢查各部分連接是否緊固 操縱手柄是否靈活可靠 1 深 度指示器的限位開關(guān)是否能準確地起作用 各部位潤滑是否良好 并 有足夠 的油蚩 空運轉(zhuǎn) 各部分檢查后進行空運轉(zhuǎn)試驗 并應變換卷筒旋轉(zhuǎn)方向 進行多次工作 制動和安全制動 檢查各部件的運轉(zhuǎn)情況 調(diào)整各緊固件使之正常 各軸承 溫升不超過 30 各密封處不得有漏油璣象 無負荷運轉(zhuǎn) 經(jīng)空運轉(zhuǎn)合格后 將鋼絲繩和煤斗掛上 同時調(diào)整深度指示器和各開關(guān) 首先作過卷試驗 檢查過卷保護的可靠性 再天負荷運轉(zhuǎn)不小于 4 小時 并檢查機械和電氣的安全 可靠性 帶負荷運轉(zhuǎn) 37 經(jīng)無負荷運轉(zhuǎn)證明各部件能正常工作后 進行帶負荷運轉(zhuǎn) 負荷按 0 25F 0 5F 0 7SF 滿載 F 逐漸增加 F 最大靜張力 滿載試 驗連 續(xù)進行 24 小時 全面檢查并測量主要零部件的變形情況和軸承的溫升 使絞車在額定負荷時能正常工作 5 5 操作與絞車的安全運轉(zhuǎn) 本絞車設有兩個操縱手柄 右邊一個是卷簡制動用的 左邊一個是 卷筒 啟動用的 開機時 先右手操縱右邊手柄 剎住制動支輪 同時左手操縱 左邊 手柄松開調(diào)逑輪 再啟動電動機 調(diào)速輪空轉(zhuǎn) 然后左手慢慢剎住 調(diào)速輪 同時右手饅慢松開制動支輪 使調(diào)速輪的轉(zhuǎn)速由高慢慢降至零 而卷筒的轉(zhuǎn) 速由零慢慢升至工作轉(zhuǎn)速 實現(xiàn)絞車慢速啟動 平穩(wěn)工作 停機時 先左手慢慢松開調(diào)速輪 同時右手慢慢剎住制動支輪 實現(xiàn) 絞車慢速停機 使煤斗到位前減速 平穩(wěn)就位 最后關(guān)閉電動機 短 時停機 可不關(guān)閉電動機 中途調(diào)速 兩個手柄交替松開與剎緊即可 絞車的安全運轉(zhuǎn) 定期檢查安全保護裝置的可靠性 防止失效 絞車運轉(zhuǎn)時 嚴禁將兩個操縱手柄同時剎住 開啟電動機前 制動支輪剎住 調(diào)速輪松開 放車時 應使電動機通電 利用操作制動控制放車速度 嚴禁放飛車 緊急制動只有在下列特殊情況下需停機時才使用 A 絞車在運轉(zhuǎn)過程中出現(xiàn)振動或電流表上電流超過額定允許值 B 絞車機枸部分發(fā)生突發(fā)性損壞 C 電氣部分非正常動作時 司機未獲得工作信號 不得開動絞車 上下班時 要作好交接班工作 5 6 維護保養(yǎng) 工作時 注意各運動部分溫升 聲響 振動是否正常 當溫升超 38 過 65 時 應立即停機檢查 經(jīng)常保持絞車的清潔 在一般情況下 維修人員不得隨意或任意 打 開減速箱蓋 非維修人員更不得更改各配件的嚙合位置 合理使用 嚴禁超負荷運行 定期檢查和預防性檢修 及時加注潤滑油 5 7 檢查 絞車的檢查工作分為日襝 周檢 月檢 要求以 煤礦機電設備完好 標準 為標準 5 7 1 日檢 日檢主要由司機和值班檢修人員進行 以司機為主 按下述內(nèi)容檢 查 檢查制動系統(tǒng)是否正常 調(diào)速帶 架 制動帶間隙調(diào)整是否 合適 檢查搡作制動和電動機搡縱開關(guān) 杠桿及拉桿的全部連接部分 是否 靈活可靠 檢查減速調(diào)速器的潤滑油是否足量 是否漏油及軸承溫升倩況 各部分連接零件是否松動 如螺栓 銷子 鉚釘和聯(lián)軸器等 運轉(zhuǎn)過程中的溫升 聲響 振動是否正常 提升容器及附屬機構(gòu)情沉是否完好 提升綱絲繩的斷絲 變形 撞傷 伸長和潤滑情況 天輪轉(zhuǎn)動及其軸承 襯墊 繩槽等情況 電氣設備按其說明書規(guī)定進行檢查 設備及其周圍的清潔衛(wèi)生和工具備件的保管情況 對上述檢查的情況完整地填入運轉(zhuǎn)工作日記中 供維修時參考 5 7 2 月檢和周檢 月檢和周檢以專職維修人員 和司機聯(lián)含進行 除日檢內(nèi)容外 還須檢 查以下幾項 制動系統(tǒng)的準確動作惰況 調(diào)速帶 閘瓦 制動帶磨損情況 并 適當調(diào)整間隙 詳細檢查全部連接零件 并適當調(diào)整與緊固 機械與電氣倮護裝置的動作可靠程度 并進行適當調(diào)整 如過 卷 過負荷等 39 檢查所有磨損表面 發(fā)現(xiàn)疑象時 應揭開軸承蓋檢查軸承情況 更 換易損件 檢查減速調(diào)速器內(nèi)齒輪磨損及接觸情況 鋼絲繩在卷簡與提升容器兩端的牢固固定情況 并對鋼絲繩進 行除 垢 涂抹新油 安全是在礦用機械最重要的 一旦出事就是人命關(guān)天啊 所以我的設計 一定會做到安全和技術(shù)共存 不能只關(guān)心先進性也的注意安全性 40 第 6 章 經(jīng)濟分析 1 市場需求研究 1 市場需求程度 隨著我國經(jīng)濟的迅速發(fā)展 對能源的需求量將會日益增加 作為三大傳 統(tǒng)能源的煤將是推動我國經(jīng)濟持續(xù)健康發(fā)展的重要能源保障 而我國目前煤 礦大部分都已經(jīng)經(jīng)過了多年的開采 由于技術(shù)的原因我們一直以來對煤的提 升能力不夠 還是有很大的潛力的 對大功率提升機的需求量會增加 所以 說開發(fā)大功率提升機有著長遠的社會效益和良好的經(jīng)濟效益 而我國目前礦用提升機雖然有一些種類的產(chǎn)品 但遠未成形系列化 而 且目前的提升機不能滿足實際工況的需要 其中一個主要的原因是由于運輸 能力不能滿足需要 而該設計正是在這樣一個背景下進行設計的 所以說是 完全應社會需要而進行設計的 2 開展的基本條件 由于我校的本身是黑龍江科技學院 而我系的前身則是礦山機械系 在 礦山機械的研究領(lǐng)域有著得天獨厚的優(yōu)勢 并且經(jīng)過多年的研究開發(fā) 對于 采煤機有著比較全面地了解 并且擁有大量的礦山機械的資料及雄厚的技術(shù) 資源 所以完全有技術(shù)能力完成該項目 2 初步可行性研究 1 投資機會是否有希望 根據(jù)對雞西煤機廠的實際考察 以及在網(wǎng)絡上對同類產(chǎn)品的調(diào)查研究發(fā) 現(xiàn) 該產(chǎn)品的技術(shù)及經(jīng)濟優(yōu)勢很明顯 投資機會很大 2 是否需要作詳細可行性分析 由于本人能力及接觸范圍的有限 未能對該方案在投資的具體數(shù)額上有 詳細的知悉 尚存在諸多問題有待詳細可行性分析中解決 3 有待解決的關(guān)鍵性問題 由原品開發(fā)以前 同類型的產(chǎn)品研究處于空白階段 無任何類似產(chǎn)品可 進行對比 在應用實際工況時必然會產(chǎn)生新的問題 有待制造樣機進行檢測 后反饋進行優(yōu)化 41 4 初步經(jīng)濟效益預測 由于很多零部件都可以由雞西煤機廠獨立完成 可以節(jié)約不少成本 其 次 由于采用了二級行星減速器在增大傳動比的同時減少了齒輪的數(shù)量 一 年一臺可節(jié)省 2 萬元 我相信 5 10 5 型提升機機在不遠的將來一定 能夠成為礦用提升機的首選 42 結(jié)論 在老師的精心指導下 經(jīng)過幾個月的學習和研究 我終于完成了礦用提 升機主軸裝置的設計和專題的書寫 在本次設計中我運用了液壓傳動 材料力學和機械原理里的部分知識 查閱了有關(guān)于礦用提升機主軸裝置機構(gòu)設計的相關(guān)材料 認真分析了主軸的 運動規(guī)律 從而提高提升機的使用性和安全性 在設計結(jié)束之前 我再結(jié)合實際談談本次設計的優(yōu) 缺點 優(yōu)點 對運輸物體而言 裝載量變大 可充分滿足工作要求 結(jié)構(gòu)簡化 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 提高了提升機的使用可靠性和無故障工作時間 提高了提升機的使用壽命和易損零件的更換率 降低了成本 缺點 提升機的工作噪音仍然很大 在本次設計中 我的收獲很大 使自己的實際動手操作能力得以提高 并把學過的知識又一次作了鞏固 從中也發(fā)現(xiàn)自己的不足 知識體系不連貫 基礎(chǔ)知識不扎實 不能在解決問題時作到游刃有余 在盡了最大努力后 我 的設計雖然已經(jīng)完成 但是畢竟知識有限 經(jīng)驗不足 難免會有錯漏之處 希望各位領(lǐng)導老師 專家教授及時提出批評指正 我會認真改正 盡量避免 以后出現(xiàn)同類錯誤 在此 我對各位老師的指導表示衷心的感謝 43 參考文獻 1 成大先 機械設計手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2004 2 成居山 礦山機械 徐州 中國礦業(yè)大學出版社 1987 3 方慎權(quán) 煤礦機械 徐州 中國礦業(yè)大學出版社 1987 4 劉大山 提升機理論設計基礎(chǔ) 徐州 中國礦業(yè)大學出版社 2000 5 李貴軒 李曉豁編著 采煤機械設計 沈陽 遼寧大學出版社 1994 6 芮冰 皇欽宗 我國采煤機械 30 年發(fā)展回顧和展望 煤礦機電 2000 4 23 42 7 李占權(quán) 滾筒結(jié)構(gòu)的設計 煤礦機械 2000 8 王蓓 行星機構(gòu)在提升機中的應用 煤礦機械 2000 9 孫忠義 提升機的研制 使用及發(fā)展前景 煤礦機械 2000 10 花國梁 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ) 北京 北京理工大學出版社 1990 11 保晉 王慶康 門迎春譯 提升機結(jié)構(gòu)理論 北京 煤炭工業(yè)出版社 1992 12 李貴軒 提升機工作機構(gòu)的運動學分析及應用 1980 年煤礦機械化學術(shù) 交流學術(shù)報告選編 1980 2 78 92 13 張仕紅 何敬德 管亞平 提升機的技術(shù)現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 煤礦機電 14 劉大山 提升機卷筒結(jié)構(gòu)的最佳確定 煤炭技術(shù) 1995 15 Theory of Hydrodynamic Lubrication O Pinkus B Sternlicht Mc gray Hill 1961 16 SKF General Catalogue 1970 17 Design of Machine Elements M F Spotts 1971 18 Mechanical Engineering Design Second Edition G D Redford 1973 19 Principles for the Calulation of Tooth Strength of Spur and Helical Gears ISO TC 60 WG 6 Secr 87 89 199E 201E 1978 20 FAG Kugellager Rollenlager Katalog 41000 1966 44 專題部分 空氣壓縮機事故分析 摘要 空氣壓縮機是煤礦重要動力設備之一 其能否安全供氣 不僅僅是保 證生產(chǎn)正常進行的問題 而且是關(guān)系到整個安全的大問題 總結(jié)煤礦已經(jīng)發(fā) 生的空氣壓縮機供氣系統(tǒng)的事故 應用可靠性設計中的故障樹分析的方法分 析原因 提出預防措施 是非常必要的 將有助于提高運輸系統(tǒng)的安全性 方法簡潔適用 關(guān)鍵詞 空氣壓縮機 事故分析 故障樹 預防 Abstract Air compressor is the one of important power plant of coal mine it whether safe air feed is not only to guarantee to produce the problem that goes on normally and is to concern the big problem of entire pit safety Summarize the accident of the air compressor system of air feed that coal mine has occured apply the method analysis reason of the analysis of fault tree in design for reliability put forward precautionary measures is very necessary Will be helpful to raise the safety of pit transportation system method is succinct and suitable Keyword Air compressor Accident is analysed Fault tree Prevent 45 概述 空氣壓縮機是煤礦重要動力設備之一 近年來煤礦推廣錨噴工藝 對壓 縮空氣的需求進一步增多 隨著一些老向深部發(fā)展 地面空氣壓縮機站向井 下供氣的管路過長 壓力損失過大 因此空氣壓縮機站移到井下的已越來越 多 空氣