畢業(yè)設計--電機車氣制動改造設計

1、<p><b>　　1 緒言</b></p><p>　　煤炭是我國最主要的能源。目前在我國的一次能源（水電、石油、天然氣、煤炭）的構成比例中，煤炭仍占70％左右，隨著我國工業(yè)、農業(yè)、交通運輸業(yè)的飛速發(fā)展，要求供給更多的煤炭。因此，在今后相當長的一段時間內，煤炭作為最主要能源的地位不會改變。科學技術是第一生產力，為了適應迅速發(fā)展煤炭生產建設的需要，對特定的礦井選擇一套合理可行的提升

2、、排水、通風壓氣設備十分重要。</p><p>　　本部分要求在礦山固定機械設備選型計算中做到選型合理、計算簡便、方案可行。經濟運行，借以提高自己的選型設計能力，加深自己對礦山設備有關知識的了解。為此，在本部分選型設計計算中將力圖遵循以下設計原則：</p><p><b>　　系統(tǒng)運行安全可靠。</b></p><p>　　技術上可行，經濟上合

3、理。</p><p>　　盡可能采用先進技術，選擇新型設備。</p><p>　　符合《煤礦安全規(guī)范》、《煤礦設計規(guī)范》的各項要求和規(guī)定。</p><p>　　遵守國家有關的現(xiàn)行技術政策。</p><p>　　礦井設計原始基本數(shù)據(jù)如下：</p><p>　　2 通風設備的選擇計算</p><p>

4、;<b>　　2.1概 述</b></p><p>　　為了沖淡和排出井下的有害氣體，保證井下工作人員有足夠數(shù)量、符合要求的空氣供呼吸，在煤礦生產中必須不間斷地向井下供給大量的新鮮空氣。通風設備就是向井下輸送空氣的設備。通風設備的好壞，不僅關系著電力消耗、生產成本，而且關系著煤礦的生產安全，因此它是礦井的關鍵設備，所以在通風設備的選擇設計中，對于技術經濟合理性，必須予以充分考慮。如果通風機停

5、止運轉到一定時間，井下人員就要撤出，生產就要停頓，所以在通風設備的選擇計算時，對其可靠性必須予以足夠的重視。</p><p><b>　　2.2主扇的計算</b></p><p>　　2.2.1主扇的計算條件</p><p>　　2.2.2主扇選型方案</p><p>　　礦井通風選型設計的主要任務是合理選擇通風機的型式

6、、型號（葉輪直徑），確定電動機的容量、型號及傳動方式，確定通風機的運轉工況點。礦井通風設備能否連續(xù)正常運轉，關系著煤礦的安全生產方式，運轉效率的高低影響著礦井的電力消耗及生產成本。因此礦井通風機選擇設計中的基本原則就是：保證通風機運轉的可靠性及技術合理性。</p><p>　　根據(jù)主扇選型條件，大型礦井條件以及有關通風機的技術資料，擬采用兩種選擇方案即：</p><p>　　(1)、2K5

7、8型軸流式通風機</p><p>　　(2)、2K60型軸流式通風機</p><p>　　(1)2K58型軸流式通風機</p><p>　　1.確定通風機必須的風量Q(m3/s)</p><p><b>　　Q=KLQK</b></p><p>　　式中：KL——設備漏風系數(shù)，依據(jù)《規(guī)范》第2－1

8、33條，當風井不作提升作用時，KL＝1.1～1.15，這里取KL＝1.15；</p><p>　　QK——礦井所需要的風量，從原始數(shù)據(jù)中查得QK＝70 m3/s</p><p>　　∴Q=KLQK=70×1.15=80.5 m3/s</p><p>　　2.確定通風機所需得靜壓Hst（mmH2O）</p><p>　　H′st=Hm

9、in+△h （Pa）</p><p>　　H″st=Hmax+△h （Pa）</p><p>　　式中：H′st—通風容易時期必須產生的靜壓。（Pa）</p><p>　　H″st—通風困難時期必須產生的靜壓。（Pa）</p><p>　　Hmin、Hmax—通風困難時期和容易時期的礦井負壓。（Pa）</p>&

10、lt;p>　　△h—通風設備阻力，即除風機以外的風道和輔助裝置中的風壓損失，一般取100～200Pa；若設有消聲器，應將風壓值增加50～80Pa。</p><p>　　∴ △h=250Pa</p><p>　　∴H′st=1450+250=1700Pa=173.5 mmH2O</p><p>　　H″st=2670+250=2920Pa=298.0 mmH2O

11、</p><p><b>　　3.預選通風機</b></p><p>　　根據(jù)通風機必須產生的風量和風壓，分析2K58型軸流式風機的特性曲線圖，依據(jù)2K58系列產品初步選型圖，從s≧80％為標準，最后可以確選2K58No.24型軸流式風機較為合適，同步轉速為750r/min。</p><p><b>　　4.工況點的確定</b&

12、gt;</p><p><b>　　后期工況點</b></p><p>　　通風機網路阻力系數(shù)：</p><p>　　R″= H″st/Q2=2920/80.52=0.451(N·S2/m8)</p><p><b>　　通風網路曲線方程：</b></p><p>

13、　　Hzst＝R″Q2=0.451 Q2</p><p>　　計算數(shù)據(jù)如下表所示：</p><p><b>　　表2-1</b></p><p><b>　　2) 前期工況點</b></p><p>　　通風機網路阻力系數(shù)：</p><p>　　R′= H′st/Q2=170

14、0/80.52=0.262(N·S2/m8)</p><p><b>　　通風網路曲線方程：</b></p><p>　　Hzst＝R′Q2=0.262Q2</p><p>　　計算數(shù)據(jù)如下表所示：</p><p><b>　　表2-2</b></p><p>　　

15、圖2-1 2K58No.24礦井軸流通風機性能曲線</p><p>　　根據(jù)上面兩表格中相關計算數(shù)據(jù)，在2K58No.24，同步轉速為750r/min的風機特性曲線上分別做出前后期的通風網路特性曲線，如2K58風機裝置特性曲線圖上所示，K′、K″即為礦井通風網路特性曲線與通風機性能曲線的交點，即為通風機前后期運行工況點。</p><p>　　前期K′ Q ′=80.5 m3/s H

16、′st=1720Pa</p><p>　　葉片安裝角 a′＝32.5°η′＝81.34％</p><p>　　后期K″ Q ″=80.5 m3/s H′st=2905Pa</p><p>　　葉片安裝角a″＝37.5°η″＝80％</p><p>　　5.電動機功率計算及選型</p><p>

17、;　　電動機軸功率N 單位KW</p><p>　　N=QHs/(102ηηc)</p><p>　　式中：Hs取Hsmax的值時，N稱為“N′”,取Hsmin值時N 稱為“N″”；</p><p>　　ηc——傳遞系數(shù)ηc＝0.95～0.98 這里取ηc＝0.98</p><p>　　N′==173.60KW</p>&l

18、t;p>　　N″==298.10KW</p><p>　　2）前后期所需功率比</p><p>　　Nmin/Nmax＝173.60/298.10=0.58﹤0.6</p><p>　　所以在整個服務年限范圍內礦井負壓在前期和后期變化較大，因而要分期選擇兩臺不同功率的電動機，且每臺電機使用年限一般不小于10年。</p><p>　　前期

19、功率=（1.1～1.2）</p><p>　　=（1.1～1.2）</p><p>　　=250.24～272.98KW</p><p>　　后期功率=（1.1～1.2）N′</p><p>　　=（1.1～1.2）×298.10</p><p>　　=327.91～357.72KW</p>&

20、lt;p><b>　　3）選擇電動機</b></p><p>　　考慮到主扇所用電壓等級為6KV,所以據(jù)上已知條件，前期可選用JR1410-8型電動機兩臺，（額定功率280KW，同步轉速n＝740rpm）。后期可選用JR158-8型電動機兩臺（額定功率360KW,轉速735rpm），前者效率90.0％，后者效率91.5%。每臺主扇各配一臺電動機。</p><p>

21、;<b>　　4）計算年電耗</b></p><p><b>　　Wa=</b></p><p>　　式中：η1＝81.34％ ηc＝0.98 η2＝80％ </p><p>　　ηa1＝90.0％ ηa2＝91.5％ ηas＝0.95</p><p><b>

22、　　則有：前期年電耗：</b></p><p>　　Wa′＝1.78×106（kwh）</p><p><b>　　后期年電耗：</b></p><p>　　Wa″＝3.00×106（kwh）</p><p>　　5）計算百萬立方米·帕電耗</p><p>

23、;　　W=(Wa×1000000)/(365×24×3600×Q×Hzst)</p><p>　　=(80.5×2905×365×24/9.81)/102×24×3600×Q×Hzst</p><p>　　=3.00×106(kwh)</p>&l

24、t;p>　　查有關國家政策規(guī)定，易知軸流式通風機百萬立方米·帕電耗值應小于0.44kwh/106m3Pa,則有：</p><p>　　前期：W′=(Wa′×1000000)/(365×24×3600×Q×H′zst)</p><p>　　=（1.78×1000000）/（365×24×3600&

25、#215;80.5×1720）</p><p>　　= 0.408﹤0.44（kwh/106m3Pa）</p><p>　　前期：W″=(Wa″×1000000)/(365×24×3600×Q×H″zst)</p><p>　　=（3.00×106×1000000）/（365×

26、24×3600×80.5×2905）</p><p>　　=0.407﹤0.44（kwh/106m3Pa）</p><p>　　(2)2K60型軸流式通風機</p><p>　　1.確定通風機必須的風量Q（m3/s） (同2K58)</p><p>　　Q=KLQK=1.15×70=80.5（m3/s）

27、</p><p>　　2.確定通風機所需的靜壓Hzst單位（Pa）</p><p>　　H′st＝Hmin+△h </p><p>　　＝1450＋250＝1700Pa＝173.5 mmH2O</p><p>　　H″st＝Hmax+△h </p><p>　?。?670＋250＝2920Pa＝298.0 m

28、mH2O</p><p><b>　　3.預選通風機</b></p><p>　　根據(jù)通風機必須產生的風量Q和風壓H′st、H″st，分析2K60型軸流式通風機特性曲線圖，依據(jù)2K60系列產品初步選型圖，以s≧80％為標準，最后可以確定選用2K60No28型軸流式風機較為合適，同步轉速＝600rpm。</p><p><b>　　4.

29、工況點的確定</b></p><p>　　后期：Hzst＝R″Q2=0.451 Q2</p><p><b>　　表2-3</b></p><p>　　前期：Hzst＝R′Q2=0.262Q2</p><p><b>　　表2-4</b></p><p>　　圖2

30、-2 2K60No.28性能曲線圖</p><p>　　根據(jù)上面兩表格中相關計算數(shù)據(jù)，在2K60No.28特性曲線上分別做出前后期的通風網路特性曲線，如2K60No.28風機裝置特性曲線圖上所示，K′、K″即為礦井通風網路特性曲線與通風機性能曲線的交點，即為通風機前后期運行工況點。</p><p>　　前期K′ Q ′=80.5 m3/s H′st=1700Pa</p>

31、<p>　　葉片安裝角 a′＝15°η′＝77.8％</p><p>　　后期K″ Q ″=80.5 m3/s H′st=2910Pa</p><p>　　葉片安裝角 a″＝22.5°η″＝79.8％</p><p>　　5.電動機功率計算及選型</p><p>　　1）電動機軸功率N 單位KW&

32、lt;/p><p>　　N=QHs/102ηηc</p><p>　　N′==179.38KW</p><p>　　N″==299.36KW</p><p>　　2）前后期所需功率比：</p><p>　　Nmin/Nmax=179.38/299.36=0.599＜0.6</p><p>　　所以在

33、整個服務年限范圍內礦井負壓在前期和后期變化較大，因而要分期選擇兩臺不同功率的電動機，且每臺電機使用年限一般不小于10年，以適應前后期負壓的變化。</p><p>　　∴前期功率=（1.1～1.2）</p><p>　　=254.90～278.08KW</p><p>　　后期功率=（1.1～1.2）N′</p><p>　　=（1.1～1.2

34、）×298.10</p><p>　　=329.30～359.23KW</p><p><b>　　3）選擇電動機</b></p><p>　　考慮到主扇所用電壓等級為6KV,所以據(jù)上已知條件，前期可選用JR157-10型電動機兩臺，（額定功率260KW，同步轉速n＝590rpm，ηa＝89.5％）。后期可選用JR1510-10型電動

35、機兩臺（額定功率400KW,轉速590rpm，ηd＝90.5％）。每臺主扇在前后期各配一臺合適電動機。</p><p><b>　　4）計算年電耗</b></p><p><b>　　則有：前期年電耗：</b></p><p>　　Wa′＝1.85×106（kwh）</p><p><

36、;b>　　后期年電耗：</b></p><p>　　Wa″＝3.05×106（kwh）</p><p>　　5）計算百萬立方米·帕電耗</p><p>　　前期：W′=(Wa′×1000000)/(365×24×3600×Q′×H′zst)</p><p>

37、;　?。剑?.85×1000000）/（365×24×3600×80.5×1700）</p><p>　?。?.429﹤0.44（kwh/106m3Pa）</p><p>　　前期：W″=(Wa″×1000000)/(365×24×3600×Q″×H″zst)</p><

38、p>　?。剑?.05×106×1000000）/（365×24×3600×80.5×2910）</p><p>　　＝0.413﹤0.44（kwh/106m3Pa）</p><p><b>　　(3)方案比較</b></p><p>　　因無主扇價格等具體資料，故以下僅以電耗及有

39、關技術性能方面進行比較。</p><p>　　1.由以上計算易知，方案一中采用的2K58No.24型軸流式通風機年電耗稍低于方案二中采用的2K60No.28型軸流式通風機，以地區(qū)電量單價0.3元/度計算，兩者比較如下，前期內：方案二每年要多支付電費（1.85－1.78）×106×0.3＝2.1萬元，后期內：方案二每年要多支付電費（3.05－3）×106×0.3＝1.5萬元。

40、</p><p>　　2.方案比較表格如下：</p><p><b>　　表2-5</b></p><p><b>　　3.比較結果</b></p><p>　　經方案比較分析可以看出，采用2K58No.24型軸流式通風機較好于使用2K60No.28型軸流風機，它們都需要在前后期選用不同的電機，但是

41、2K58No.24的同步轉速較高，因而電動機的價格相比之下便宜一些，且在風量和靜壓都能滿足要求的情況下，2K58No.24風機在效率、年電耗（年電費）以及百萬立方米.帕電耗方面均優(yōu)于2K60No.28型軸流風機。故最后確定本礦主扇采用6K58No.24型軸流式風機，同步轉速為750r/min。</p><p><b>　　3室壓機的選型設計</b></p><p>&

42、lt;b>　　3.1概述</b></p><p>　　現(xiàn)代工礦企業(yè)中，使用壓縮氣體的機器越來越多，許多工業(yè)中無不廣泛使用各種各類的氣體壓縮機。因此，氣體壓縮集是現(xiàn)代工業(yè)生產中不可缺少的通用機器。</p><p>　　壓縮空氣一直是礦山所采用的原動之一，用以帶動鑿巖機，風鎬及其他風動機械，在煤礦的特殊條件下，使用壓縮空氣的風動機械，雖然效率較低，但與電動機械想比較，主要存在

43、的以下幾個優(yōu)點。</p><p>　　1、安全性好，減少了因電火花錦旗瓦斯或煤塵爆炸事故的隱患，特別使用于高深部開采的礦井。</p><p>　　2、緩沖性能好，減少鉆鑿堅硬巖石和煤層是的沖擊震動。</p><p>　　3、氣動工具構造簡單，容易操作，重量輕，耐潮濕，適用井下工作。</p><p>　　4、廢氣可降溫和改善井下通風。</

44、p><p>　　產生壓縮空氣的機器叫做空氣壓縮機，即空壓機，他的任務就是安全，經濟，可靠地產生足夠數(shù)量的空氣。由于空壓機的結構復雜，運轉效率低，而且消耗電量大，故本設計本著礦山壓縮空氣設備必須保證能在整個礦井服務期間內，在用風量最多，輸氣距離最遠的情況下，供給足夠數(shù)量和壓力的壓縮空氣的原則進行合計的。同時，設計中充分考慮了設備使用的效能，為設備運轉的經濟性打下了有利的基礎。</p><p>&

45、lt;b>　　3.2設計依據(jù)</b></p><p><b>　　1、原始資料</b></p><p><b>　　礦井井型：豎井；</b></p><p>　　年產量：120萬噸；</p><p>　　工業(yè)廣場標高：+45m；</p><p>　　開采水平

46、：第一水平標高-450m；</p><p>　　空氣壓縮機站地點：空氣壓縮機站設在地面工業(yè)廣場，集中供風；</p><p>　　空氣壓縮機每年工作天數(shù)：300天；</p><p>　　空氣壓縮機晝夜工作時數(shù)；21小時；</p><p>　　礦井服務年限內輸氣管道布置圖見圖3-2-1所示。</p><p><b&g

47、t;　　2、礦井用風情況</b></p><p>　　1）采區(qū)用風量：根據(jù)采區(qū)機械配備圖，考慮同時工作的風動工具的臺數(shù)和耗電量，采區(qū)風量見表3-1</p><p><b>　　表3-1</b></p><p><b>　　2）井底用風量</b></p><p>　　3.3 m3/min&

48、lt;/p><p><b>　　3）地面用風量</b></p><p>　　10.9 m3/min</p><p>　　3.3壓氣設備的選型計算</p><p>　　1、全礦總的用風量的計算:</p><p>　　Q=α1α2 y∑nigiki m3/min</p><p>　

49、　式中: α1—沿管路全長的漏氣系數(shù) 取α1=1.2</p><p>　　α2—風動機具磨損后耗電氣量增加的系數(shù) 取α2=1.15</p><p>　　y—海拔高度休整系數(shù) 取y=1</p><p>　　ni—在一個工作班內，同型號風動機具的臺數(shù)</p><p>　　gi—一臺風動機具的耗氣量 m3/min</p><p&

50、gt;　　ki—同型號風動機具有的同時工作系數(shù)</p><p>　　所以：Q=82.39 m3/min</p><p>　　2、估算室壓機必須的出口壓力。</p><p>　　空氣壓縮機壓機的出口壓力，除了應保證工作地點的壓力應比風動工具額定壓力大一個大氣壓外，尚需設計及管路系統(tǒng)中的壓力損失</p><p>　　P=ρhg＋∑ΔP＋1＋ΔPH

51、</p><p>　　式中：ρhg—風動機具的額定工作壓力×0.1Mpa</p><p>　　ΔPH—考慮壓縮空氣站與風動工具所在地的位置時，使管內形成空氣柱的靜壓力。因管內他所空氣平均密度ρm很微小，故取ΔPH=0。</p><p>　　∑ΔP—輸氣管路各部分壓力損失之和，包括直線管段的摩擦損失和各種管件的局部損失。設計時按每公里長度取λ=30~40&l

52、t;/p><p>　　Kpa/km的系數(shù)來估算，即:</p><p>　　∑ΔP=λL=3Q×6.70=201 Kpa</p><p>　　式中：L—指壓縮空氣站出口至最員的風動工具地點的管道全長km</p><p><b>　　所以:</b></p><p>　　P=5×0.1＋

53、1×0.1＋0.201=0.801 Mpa</p><p>　　3、選擇空氣壓縮機機型及臺數(shù)量</p><p>　　根據(jù)以上計算的Q和P值，從室壓機產品樣本中（見《礦山固定機械手冊》表４－２－４）選擇合適的空氣壓縮機。目前國產動力用活塞式空壓機的排氣壓力一般為０.７～０.８Mpa，而排氣量有不同的規(guī)格可供參考與選擇。因此根據(jù)Ｑ值可組成多種方案。具體選用何種型號及其相應臺數(shù)的室壓機

54、，需進行技術經濟性比較后方能確定。同時，在選擇室壓機是應考慮以下幾點：</p><p>　?。保嚎s空氣站內室壓機的型號，一般采用一種型號，安設臺數(shù)不能超過五臺。其中備用臺數(shù)一臺。</p><p>　?。玻┦覊簷C的臺數(shù)及客量應與壓縮空氣站計算供氣量適應。同時要有一定的備用量。一般備用量為壓縮空氣站計算供氣量的２０～５０％。</p><p>　　所以根據(jù)以上原則，本設

55、計可能有兩種方案進行選擇，案案具體內容見表</p><p><b>　　表3-2</b></p><p>　　查《礦山固定機械手冊》表4-2-4可知，兩種型號的空氣壓縮機二級</p><p>　　表壓力均為gkgf/cm2,其技術規(guī)格如表3-3所示。</p><p><b>　　表3-3</b>&l

56、t;/p><p>　　4、室壓機的軸功率和氣電耗的確定。</p><p>　　根據(jù)表壓力和排氣量的值查《礦山固定機械手冊》表4-3-8即可得</p><p>　　二級空氣壓縮機理論功率NT（km）。</p><p>　　5L-40/8型空氣壓縮機：NT=168.8 kw</p><p>　　L8-60/8型空氣壓縮機：NT

57、2=253.2 kw</p><p>　　軸功率 N=NT/ηiηm</p><p>　　式中：ηi—空氣壓縮機理論效率取為0.85</p><p>　　ηm—空氣壓縮機機械效率取為0.9</p><p>　　所以：5L-40/8型空氣壓縮機 N1=168.8/0.85×0.9=220.65 kw</p><p&

58、gt;　　L8-60/8型空氣壓縮機 N2=253.2/0.85×0.9=330.98 kw</p><p><b>　　5、計算電耗</b></p><p>　　1臺空氣壓縮機年電耗量為</p><p>　　Ey=（Nbt/η1η2η3）（0.8k1＋0.2）</p><p>　　式中：k1—壓縮空氣站負載系

59、數(shù)，等于所需壓氣量與室壓機最大排氣量之比。</p><p>　　所以：5L-40/8型k11=82.39/3×40=0.687</p><p>　　L8-60/8型k12=82.39/2×60=0.687</p><p>　　b—每天工作天數(shù) 取b=300天</p><p>　　t—每天工作小時數(shù)取t=21小時</p

60、><p>　　η1—電動機效率 取0.92</p><p>　　η2—傳網效率 取0.95</p><p>　　η3—電動機效率 取0.97</p><p>　　所以：5L-40/8型空氣壓縮機</p><p>　　Ey==1229110.4 kw·h/年</p><p>　　壓縮空氣站全

61、年電耗量為：</p><p>　　E=Z*Ey=3×1229110.4=3687331.2 kw·h/年</p><p>　　式中：Z—空氣壓縮機同時工作臺數(shù)</p><p>　　L8-60/8型空氣壓縮機</p><p>　　Ey==1843693.4 kw·h/年</p><p>　　

62、壓縮空氣站全年電耗量為：</p><p>　　E=Z*Ey=2×3687386.8 kw·h/年</p><p><b>　　6、選擇各管道直徑</b></p><p>　　依據(jù)風動機具配置圖，可求得通過各管段的空氣量及確定各管段“選擇計算管長”，然后查表，即可選出標準鋼管直徑，結果列于表。</p><p

63、><b>　　表3-4</b></p><p>　　說明：1）表中第四柱通過空氣量是按Q=a1a2 ∑nigi計算</p><p>　　其中a1=1.15 a2=1.2 ni表示該管段后面的風動機及具同時工作臺數(shù)量，ki是對應ni的同時工作系數(shù).</p><p>　　2）根據(jù)煤礦設計手冊說明：利用附錄表選干管管徑是，應以礦井服務年限內最遠

64、采壓工作面到室壓機站的距離老考慮。而選支管時可按達到設計產量是該采區(qū)最遠工作面到室壓機站的距離來考慮</p><p>　　8、校驗室壓機的排氣壓力</p><p>　　1）計算各管段的壓力損失ΔP</p><p>　　ΔP=1.2×10-6Li/di5×Qi1.85 Pa</p><p>　　式中：Li—表示某段管道考慮局

65、部損失后的參考計算長度,即Li =1.15 Li′m</p><p>　　Li′—表示某段管道的實際長度</p><p>　　di—第i段管道的實際內徑m</p><p>　　現(xiàn)將各段管道的長度，通過的空氣量和選頂?shù)膬葟椒謩e帶入。這樣得到的各段管段的壓力損失值列于表3-3-3</p><p>　　2）室壓機的出口壓力</p>&

66、lt;p>　　從上表可查出自室壓機站至N工作面這一段管道的空氣壓力損失最大見表3-4其值為：</p><p>　　∑ΔPmax=5.95+7.42+24.73+12.37+17.73+4.67</p><p>　　=72.87Kpa=0.07287Mpa</p><p>　　室壓機的最小出口壓力為：</p><p>　　Pmin=Phg

67、＋∑ΔPmax＋0.1</p><p>　　=0.5+0.07287+0.1=0.67287Mpa</p><p>　　式中：Phg—風動工具的額定工作壓力×0.1Mpa</p><p>　　由此可知：選額定壓力為0.8Mpa的室壓機滿足要求，如果N1點推進到末期，即5-N1管長為2250m，則該管管段壓力損失為42kpa，則管段最大壓力損失為：</

68、p><p>　　∑ΔPmax′=5.95+7.42+24.73+12.37+17.73+42</p><p>　　=110.2Kpa=0.1102Mpa</p><p>　　室壓機的最小出口壓力</p><p>　　Pmin′=0.5+0.1102+0.1=0.7102Mpa＜0.8Mpa</p><p>　　故后期該段管

69、徑不變仍能滿足要求。</p><p>　　3.4壓氣設備選型方案比較與結論</p><p>　　1、壓氣設備的選型方案比較列表如下：</p><p><b>　　表3-5</b></p><p><b>　　2、結論：</b></p><p>　　從表3-5可以看出，選用L8

70、-60/8型空氣壓縮機和5L-40/8型空氣壓縮機，從經濟上考慮，雖運行費用二者相差無機，但選用目前在投資上小，而且設備臺數(shù)少，可減少維護費用。技術上兩型號空氣壓縮機的大致相近。綜上所述即確定選用方案二：3臺L8-60/8型空氣壓縮機，其中2臺工作，1臺備用。</p><p>　　說明：表中“初期投資”是依據(jù)同一時期特價按實際需要進行估算的。</p><p>　　4 礦井排水設備的選擇&l

71、t;/p><p><b>　　4.1概述</b></p><p>　　在礦井建設和生產過程中，隨時都有各種來源的水涌入礦井。只有極少數(shù)例外的礦井是干燥的。將涌入礦井的水排出，只是和礦水斗爭的一方面，另一方面是采取有效措施，減少涌入礦井的水量。特別是防止突然涌水的襲擊，對保證礦井生產有重要意義。</p><p>　　礦井排水設備不僅要排除各時期涌入礦

72、井的礦水，而且在遭到突然涌水的襲擊有可能淹沒礦井的情況下，還要搶險排水。在恢復被淹沒的礦井時，首要的工作就是排水。排水設備始終伴隨著礦井建設和生產而工作，直至礦井壽命截止才完成它的使命。因此排水設備是煤礦建設和生產中不可缺少的，它對保證礦井正常生產起著非常重要的作用。</p><p>　　為了使排水設備能在安全、可靠和經濟的狀況下工作，必須做好確定排水方案，選擇排水設備，進行布置設計，施工試運轉。直到正常運行各環(huán)

73、節(jié)的工作。在本章內容中將遵循國家有關技術政策，設計規(guī)范以及這些環(huán)節(jié)的理論和實踐經驗，對礦井排水設備進行正確的選擇，以達到預期的目的。</p><p>　　4.2排水設備的選型計算</p><p>　　4.2.1排水設備選型計算條件</p><p>　　單水平開采，井深585米。</p><p>　　正常涌水量qz＝580m3/h，正常涌水期r

74、z＝295天。</p><p>　　最大涌水量qmax＝1200m3/h，最大涌水期rz＝70天</p><p>　　礦井呈中性，密度ρ=1040kg/m3</p><p>　　礦井電壓：6000v</p><p>　　礦井主排水設備泵房設在井底車場附近。</p><p><b>　　本礦屬低沼氣礦井。<

75、;/b></p><p>　　礦井年產量180萬噸。</p><p>　　4.2.2工作水泵必須的排水能力</p><p>　　根據(jù)有關規(guī)定，要求投入工作的水泵的排水能力能在20小時內排完24小時的正常涌水量，即：QB=(24/20)×qz＝696 m3/h，工作水泵與備用水泵的總能力，能在20小時內排完24小時最大涌水量，即：</p>

76、<p>　　Qmax=(24/20)×qmax＝1440 m3/h，</p><p>　　式中：QB指工作水泵必須的排水能力（m3/h），Qmax指工作與備用水泵必須的排水總能力（m3/h）。</p><p><b>　　工作水泵必須的揚程</b></p><p>　　HB = HC[1+（0.1～0.12）/sinα]&

77、lt;/p><p>　　= 590*[1+（0.10.1～0.12）/sin90○]</p><p>　　= 649～660.8(m)</p><p>　　其中：Hc=(井深)+（井底車場與最低吸水面標高差）+（排水管出口高出井口的高度）=585+4+1=590（m）</p><p>　　因為是豎井，所以α=90○</p><

78、p><b>　　排水設備的選擇</b></p><p>　　根據(jù)上述條件及相關計算值，查有關產品目錄，經分析，擬選用DS450-100型多級分段式離心泵；現(xiàn)將這種放案進行選型計算，以驗證是否合適。</p><p>　　選用DS450-100型多級分段式離心泵</p><p>　　4.2.3泵的型式（級數(shù)）和泵臺數(shù)的確定</p>

79、<p>　　查產品說明書可得DS450-100型離心泵的額定流量為Qe=450m3/h,單級額定揚程Hei=100m,該泵的單級平均特點如圖4-1所示：</p><p>　　圖4-1 DS450-100型離心泵</p><p><b>　　1）水泵級數(shù)的確定</b></p><p>　　由水泵特性曲線可查Q=1/2*696 m3/

80、h=96.7 l/s 時揚程Hi=110m.則所需泵的級數(shù)i=HB/Hi=649～660.8/110=5.9～6.01</p><p><b>　　所以i取b級。</b></p><p><b>　　2）水泵臺數(shù)的確定</b></p><p>　　比較QB、Qmax Qe可知，在正常涌水期內需要投入工作的臺數(shù)n1+n2 =

81、Qmax /Qe=1440/450=3.2,所以備用水泵臺數(shù)n2=2臺；除此之外，還需檢修水泵的臺數(shù)n3。n3≥0.25n ，所以此時n3取1臺；因此，總計需水泵的臺數(shù)n=n1+n2+n3=2+2+1=5臺。</p><p><b>　　3）校驗泵的穩(wěn)定性</b></p><p>　　自上面水泵特性曲線上查得Q=0時，單級泵的揚程為125m.所以總揚程H0=125*6

82、=750m,又因為750*0.9=675m 大于Hc=590m.因此滿足穩(wěn)定條件0.9H0>Hc的要求。</p><p>　　4.2.4管路及管路布置</p><p>　　《規(guī)程》第242條規(guī)定：主要排水設備必須有工作和備用的水管；其中工作水管的能力能配合工作水泵在20小時內排出24小時的礦井正常涌水量；工作和備用水管的總能應配合工作和備用水泵在20小時內，排出礦井24小時的最大涌水

83、量。</p><p>　　根據(jù)各涌水期投入工作的水泵臺數(shù)，可選用二條管路。兩臺泵工作時可用任一水管排水，最大涌水期中，四臺水泵同時工作，兩條水泵用一趟管路排水，五臺泵中有一臺輪換作為檢修水泵。</p><p>　　1.計算管徑和選擇管材</p><p>　　取經濟速度VP=2m/s,則排水管內徑</p><p>　　自標準YB231-70查得

84、外徑DP=377mm的無縫鋼管厚有9，9.5,10,11,12,13,14,15等；取壁厚δ=15mm試算。此時DP=377-15*2=347 </p><p><b>　　則有所需壁厚：</b></p><p>　　式中 dP——標準管內徑，dP =34.7cm</p><p>　　σZ——許用應力，無縫鋼管σZ=80MPa</p&g

85、t;<p>　　P ——管內液體壓強，作為估算P=0.011Hc(MPa)</p><p>　　0.12——附加厚度。 HC=排水高度</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　經驗算易知計算值δ=1.410cm小于所選標準厚度1.50cm,故所選管壁厚度合適。</p><p>

86、　　考慮到礦井較長，可采用壁厚不等的管道分段安裝。即分別采用YB231-70 φ377*15，φ377*14，φ377*13和φ377*12的無縫鋼管作排水管。</p><p>　　2.吸水管直徑及管材的確定</p><p>　　吸水管直徑通常應比排水管直徑大25mm,以降低礦水流速減小損失，取得較大的吸水高度則有：Dx=Dp+25=377+25=402mm</p><

87、p>　　自標準YB231-70中同理可查得，對于吸水管選用φ402*9的無縫鋼管。</p><p><b>　　管路系統(tǒng)：</b></p><p>　　圖4-2 管路系統(tǒng)圖</p><p>　　管路系統(tǒng)具體如圖所示，其中只給出一臺泵的管路布置，其余四臺泵的管路布置類同。</p><p><b>　　估算排

88、水管路長度：</b></p><p>　　排水管長度可估算為：lp=Hc+(40～50)=590+（40～50）=630～640（m）</p><p>　　取排水管長度lp=640m</p><p>　　吸水管長度通?？扇椋簂x=8m</p><p><b>　　3.計算管路特性</b></p>

89、<p>　　1）計算沿程阻力系數(shù)：由舍維列夫公式可得：</p><p>　　排水管：λp=0.021/dp0.3=0.021/0.3470.3=0.0288</p><p>　　吸水管：λx=0.021/dx0.3=0.021/0.3840.3=0.0280</p><p>　　2)計算局部阻力損失系數(shù)</p><p>　　對于

90、吸、排水管的局部管件分別為：</p><p><b>　　表4-1</b></p><p>　　由上表可知：∑ξp=1.236+0.206+0.138+1.5+0.52+0.5+1.7=5.80</p><p><b>　　表4-2</b></p><p>　　由上表可知：∑ξx=3+0.206+0

91、.1=3.306</p><p>　　∴排水管局部損失的當量長度</p><p>　　ldp=(∑ξp+1)/λp*dp=(5.80+1)/0.0288*0.347=82(m)</p><p>　　吸水管局部損失的當量管長</p><p>　　ldx=（∑ξx/λx）*dx=（3.306/0.0280）*0.384=45(m)</p&g

92、t;<p>　　3)計算管路阻力損失系數(shù)：</p><p>　　利用文獻[3]中公式2-57計算阻力系數(shù)：</p><p>　　RT =8/π2g[λx(lx+ldx)/dx5+λp(lp+ldp)/dp5]</p><p>　　=8/π2*9.807[0.0280*(8+45)/(0.384)5+0.0288(540+82)/(1.347)5]<

93、;/p><p>　　=356(s2/m5)</p><p>　　4)管路特性方程式（新管）</p><p>　　H=HB+RTQ2=590+356*10-6Q2 其中：流量Q單位以（l/s）計。</p><p>　　參照水泵的流量范圍，選取九個流量值，分別計算出和與六級泵相應的六分之一揚程值，如下表所示。利用

94、得出數(shù)據(jù)可繪出特性曲線。</p><p><b>　　表4-3</b></p><p>　　4.2.5確定水泵運轉工況點</p><p>　　分析本管路系統(tǒng)可以發(fā)現(xiàn)在正常涌水期和最大涌水期內，水泵的工況點均相同，即為單臺泵與一條管路特性的交點。如上面圖線所示，可得相應的工況點及工況參數(shù)。</p><p>　　新管工況點為

95、K’,其相應的工況參數(shù)有（單臺泵）</p><p>　　流量：Qk’=128 l/s =128*3.6 =460.8m3/h</p><p>　　揚程：Hk’=100.0*6=600(m)</p><p>　　效率：ηk’=0.72=7.2%</p><p>　　4.2.6排水設備驗算</p><p>　　1）計算允許

96、吸水高度</p><p>　　Hx’=Hs-(10-Pa/9.8×103)+(0.24-Pn’/9.8×103)</p><p>　　-8/π2g[λx×lx/dx5+(∑ξx+1)/dx4]Q2</p><p>　　式中：Hx’——實際條件下預計允許吸水高度；</p><p>　　Pa ——泵房大氣壓；<

97、/p><p>　　Hs ——預計工況時的允許吸上真空度；</p><p>　　Pn’——礦水溫度下的飽和蒸氣壓；</p><p>　　Dx,lx——吸水管內徑和長度；</p><p>　　其余符號意義見上面。Q為工況流量Q=0.128m3/s</p><p>　　經分析可?。篜a=9.8×104Pa Pn’=

98、0.235×104Pa 又自泵特性上查得Hs=5m,則相應實際條件下的允許吸水高度。</p><p>　　Hx’=5-[10-(9.8×104/9.8×103)]+(0.24-0.235×104/9.8×103)-8/×9.807×[0.0280×8/(0.384)5+(3.306+1)/(0.384)4] ×(0.128)

99、2</p><p>　　=5-0+0-0.3=4.7m</p><p>　　此值一般可以滿足要求。</p><p>　　驗算排水時間（有舊管時按舊管計算）：</p><p>　　正常涌水期每天必須排水時間：</p><p>　　Tz=24×qz/n1×Qk=24×580/2×46

100、0.8=15.10(小時)</p><p>　　最大涌水期每天必須排水時間：</p><p>　　Tmax=24×qmax/(n1+n2)×Qk=2×1200/4×460.8=15.63(小時)</p><p>　　經計算可知，無論正常涌水期和最大涌水期，每晝夜排水時間均不超過20小時，符合《規(guī)程》規(guī)定。</p>

101、<p><b>　　驗算電機容量</b></p><p>　　根據(jù)對應的工況參數(shù)可計算出電機必須的容量為：</p><p>　　Nd＝K×(gQkHk/1000×3600×k×c)</p><p>　　＝1.1×(1040×9.807×460.8×600

102、/1000×3600×0.72×0.98)</p><p><b>　　＝1221(kw)</b></p><p>　　式中：K——富裕系數(shù)，當Qk﹥300m3/h時K=1.1</p><p>　　——礦水密度，＝1040Kg/ m3</p><p>　　c——傳動效率，c＝0.98<

103、/p><p>　　由上可知，泵配套電動機型號可選為JKZ-1250(6KV)</p><p>　　專題部分：電機車的氣制動設計與計算</p><p><b>　　1 概述</b></p><p>　　1.1電機車在井下運輸?shù)膬?yōu)點</p><p>　　礦用電機車在井下巷道運輸中得到廣泛應用，它有下列一些

104、優(yōu)點：</p><p>　　1、牽引力大。機車采用直流串激牽引電動機，該電機特性能使機車獲得較大的牽引力。</p><p>　　2、維護費用小。電機車運行速度較高，最高可達26km／h．而且只用司機一人操作就可以，所需輔助人員少，維護簡單，動力消耗不大。</p><p>　　3、可改善勞動條件。電機車運行不受氣候的影響，由于采用電力拖動，不會產生廢氣，避免了空氣污染

105、，大大改善了勞動條件，保證了井下工人的安全。</p><p>　　1.2電機車在實際使用過程中發(fā)現(xiàn)的問題及改裝的必要性</p><p>　　我礦于2002-2004年先后購進6臺常州電機車廠生產的ZK7-6/550電機車。該種型號的電機車由于沒有氣動裝置,在井下實際運行情況不盡如人意。首先,井下潮濕使軌道上結滿了露水,也使得電機車的砂箱中的砂石潮濕,電機車的手動撒砂裝置經常失效,原因就是潮

106、濕的砂石在撒砂裝置底部結塊堵塞了撒砂口。從而為了使電機車啟動運行必須采取人工撒砂,加大了工人的勞動強度,也給安全生產帶來了隱患。其次,就是電機車的制動.該型號的電機車配備有電氣和機械制動裝置,電氣制動只能把電機車的速度降下來,并不能完全把機車停下來,只有依靠機械制動。而機械制動是手動的,是靠轉動手輪來實現(xiàn)制動的,從而在緊急事件發(fā)生時留下了安全隱患。在全礦的標準化工作中,該種型號電機車已經不能達標,擺在眼前只有兩條路,一就是將車報廢，購買

107、新車,但對剛剛投入生產沒幾年的電機車實施報廢,對企業(yè)來講這可是不小的損失.二就是對電機車實施改進,加裝氣動裝置來，減小司機的勞動強度，制動靈敏準確；減少操作空行程距離、增強制動的安全可靠性。使該種型號的電機車符合標準化的要求。</p><p>　　1.3電機車的基本結構</p><p>　　架線式電機車的基本結構是由機械部分和電氣部分組成。其機械部分包括：車架、輪對、軸承與軸承箱、彈簧托架

108、、齒輪傳動系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、撤砂裝置、緩沖連接裝置等。電氣部分包括：牽引電動機、控制器、集電弓、電阻箱、照明裝置等。</p><p>　　圖1-1 架線式電機車的基本結構</p><p>　　1、車架；2、軸承箱；3、輪對；4、制動手輪；5、砂箱；6、牽引電動機；7、控制器；8、自動開關；9、啟動電阻器；10、集電弓；11、車燈；12、緩沖器及聯(lián)接器</p><p>

109、　　1.4空氣系統(tǒng)概述及工作原理</p><p>　　1.4.1空氣系統(tǒng)概述</p><p>　　空氣系統(tǒng)供機車運行中施行空氣制動及撒砂鳴笛時使用。壓縮空氣的工作壓力調整為0.5～0.65MPa。本系統(tǒng)由下列部件組成：空氣壓縮機，風缸，氣壓調節(jié)器，安全閥，止回閥，制動閥，制動氣缸，油水分離器，截斷塞門。</p><p>　　1）空氣壓縮機，由一臺串激式電動機通過聯(lián)軸

110、節(jié)直接帶動，給空氣系統(tǒng)提供壓縮空氣。</p><p>　　2）風缸，再機車中部裝有一只儲存壓力空氣用的風缸，風缸底部備有排污閥。</p><p>　　3）氣壓調節(jié)器，系統(tǒng)中采用氣壓調節(jié)器，當系統(tǒng)內壓力小于0.5MPa時，它可自動閉合空壓機電機，使空氣壓縮機開始工作；當系統(tǒng)內空氣壓力為0.65MPa時，氣壓調節(jié)器便自動斷開空壓機電機，使空氣壓縮機停止工作。</p><p&

111、gt;　　4）安全閥，裝置安全閥是為了進一步保證空氣系統(tǒng)的安全，其排放壓力調整為0.8MPa。當系統(tǒng)內的壓力超過此值時，壓縮空氣可通過安全閥排入大氣。</p><p>　　5）止回閥，止回閥安裝于空壓機出口處，用于防止風缸內的壓力空氣向空氣壓縮機內反饋。</p><p>　　6）制動閥，用于控制壓縮空氣進入制動風缸的風量，司機用腳來操縱此閥。當司機用腳踩下踏板時，制動閥動作，使壓縮空氣進入

112、制動缸，對機車施行制動，當腳松開踏板后，則制動自動緩解。</p><p>　　7）制動閘缸，制動閘缸由缸體、缸蓋、活塞、脾丸、勾貝桿、緩解彈簧等主要零件組成。當壓力空氣進入閘缸后，即可產生足夠的制動原力。制動閥緩解后，閘缸內的緩解彈簧推動活塞回到初始位置，閘瓦與輪緣脫離接觸，則制動緩解。</p><p>　　8）油水分離器，空氣壓縮機在工作過程中會產生油微粒，經過油水分離器可將其過濾掉。經

113、常旋開其下部塞子，即可排放積聚的油和水。</p><p>　　9）截斷塞門，截斷塞門用作連通或截斷氣路，以方便維修。</p><p><b>　　1.4.2工作原理</b></p><p>　　氣壓縮機，使空氣從過濾器吸入壓縮機，經加壓后通過逆止閥進入主風包。當主風包內壓氣的壓力達到規(guī)定的最大工作值時，壓力控制就自動切斷壓縮機電動機電源；當主風

114、包壓力降到一定值時，壓力控制器就會重新接通電動機的電源，使主風包的壓力又上升到最大工作值又切斷電源，如此反復進行，使機車壓縮空氣系統(tǒng)始終保持在規(guī)定的范圍內。主風包裝有安全閥，當壓力超限時會自動排放氣體。壓縮空氣從主風包通過管道達到司機室的控制閥。實施制動時，司機將控制閥(或腳踏板)推向制動位置，使壓縮空氣從排氣管瀉往大氣。這一動作特使主風管和分支管路內的氣壓下降，于是三通閥便將制動缸與輔助風包連通，使來自輔助風包的空氣進入制動缸，從而推

115、動制動間瓦對輪對實施制動。</p><p>　　制動缸內的壓力以及施加于制動閘瓦的壓力，均取決于將控制閥手柄(或腳踏板)保持公制動位置的時間。如在緊急情況下立即制動時，司機可將制動閥手柄(或踏板)推向打開位置，以使壓縮空氣立即從主風管排往大氣。三通閥對主風管中的氣壓驟然降低會立即作出反應，使壓縮空氣迅速進入制動缸，推動制動閘瓦對輪對制動，使電機車迅速停止運行。</p><p>　　需要緩解

116、時，司機將控制閥拉到緩解位置，壓縮空氣便從左風包流經主風管，到達制動系統(tǒng)所有的分支管路，便自動觸通＝通閥，使輔助風能從三通閥充氣，三通閥在此位置上可斷開制動缸和壓力風管的連接，制動間瓦在制動缸無壓力的情況下，由彈簧作用使其恢復原來的位置，此時制動緩解，機車便可以開動。</p><p>　　為了增加電機車的車輪與鋼軌之間的粘著系數(shù)，提高機車的牽引力和制動力，需要往軌面上撤砂。</p><p>

117、;　　1.4.3壓縮空氣電機回路</p><p>　　如圖：當合上該回路總開關ZK時，電網經ZK、R、壓力繼電器QJ、D到地，電機M回路接通，電機開始啟動空氣壓縮機，產生壓縮空氣。當氣壓達到某一定值時，QJ動作，使觸點斷開，電機D停止工作。</p><p>　　2 空氣制動的設計與計算</p><p>　　2.1計算電機車整車的閘瓦最大總壓力Nmax</p&g

118、t;<p><b>　　撒砂時：</b></p><p>　　Nmax≤1000Pzgψ/φ</p><p>　　≤1000×7×9.8×0.17÷0.2</p><p><b>　　≤58310N</b></p><p>　　式中：Pz—為整臺

119、電機車的制動質量，t；</p><p>　　g—為重力加速度，取9.8m/s2；</p><p>　　ψ—為制動狀態(tài)的粘著系數(shù)，查表得知，制動（撒砂）取0.17，制動（不撒砂）取0.09；</p><p>　　φ—為制動閘瓦與輪緣間的滑動摩擦因數(shù)，對于鑄鐵閘瓦。一般可取為0.18～0.20，這里取0.20。</p><p>　　如果閘瓦的壓力

120、繼續(xù)增加，即把車輪抱死，則制動車輪輪緣將沿軌面向前滑動。這時，制動力約減少一半，制動減速度大大降低，制動距離卻增大了。</p><p>　　2.2制動氣缸的工作推力</p><p>　　設計氣缸行程為160mm，制動氣缸的個數(shù)為2個，各帶動2只閘瓦，閘瓦的工作壓力等于兩個閘瓦的壓力，應小于等于29155N。</p><p><b>　　N2=</b&

121、gt;</p><p><b>　　N2=</b></p><p>　　N2=3101.6N</p><p>　　式中：N1—閘瓦上的壓力，N；</p><p>　　N2—制動缸上的推力，N；</p><p>　　B—為制動機構的制動倍率（由電機車說明書查得，為9.4）</p>&l

122、t;p>　　所以制動缸上的推力應小于等于3101.6N</p><p>　　2.3計算及選擇氣缸直徑</p><p>　　設計選用單作用氣缸，安裝方式為固定軸向耳座式，設計氣缸的工作壓力為0.5～0.65MPa，氣缸行程為160mm, 活塞的平均速度為0.2m/s，彈簧的預壓縮量為160mm，最大工作負荷為3101.6N，</p><p>　　查《機械設計手冊

123、》：</p><p>　　1）計算工作極限負荷，最小工作負荷，彈簧剛度</p><p>　　工作極限負荷由《機械設計手冊》中查得</p><p><b>　　Pl=1.25Pn</b></p><p>　　得Pl=1.25×3101.6=3877N</p><p>　　最小工作負荷，由《

124、機械設計手冊》中查得</p><p><b>　　根據(jù)P1=（）Pl</b></p><p><b>　　得 P1= Pl</b></p><p>　　P1=×3877=1292N</p><p>　　彈簧剛度由《機械設計手冊》中查得</p><p><b&g

125、t;　　C=</b></p><p><b>　　得C=</b></p><p>　　= 11310N/m</p><p>　　式中：C—彈簧剛度，N/m</p><p>　　Pn—最大工作負荷，N；</p><p>　　P1—最小工作負荷，N；</p><p>