多绳摩擦式提升机总体机构设计

前言

目前，国外多绳摩擦式矿井提升机的发展方向是：发展落地式和斜井多绳摩擦式提升机，研究其用于特浅井、盲井的可能性，以扩大起使用范围；采用新结构，以减小机器的外形尺寸和重量；实现自动化和遥控，以提高工作的可靠性和生产效率。

我国1958年设计生产了第一台2m四绳塔式摩擦式矿井提升机，应用在阜新五龙矿。1960年又设计生产了3m四绳摩擦式矿井提升机，在宁夏石嘴山二矿使用。从此我国也开始应用塔式多绳摩擦式矿井提升机。

通过本次的毕业设计，进一步熟悉多绳摩擦式矿井提升机各部分的工作原理，完成矿井多绳摩擦式提升机总体机构之中的各个部件的设计和校核计算，使之能够在合适的矿井下进行运作，而且使提升机的生产效率大大的提高，保证矿井工作的顺利进行。

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1 多绳摩擦式矿井提升机

1.1 多绳摩擦式矿井提升机的种类及其结构分析

多绳摩擦式矿井提升机的控制方式有手动、半自动和全自动等几种。一般将布置在井筒顶部塔架上的这种提升机称为塔式多绳摩擦式矿井提升机，塔架高出地面几十米，在地震区和地表土层特厚的矿区建造井塔耗资较大，但塔式的优点有：

1）紧凑省地； 2）不需天轮；

3）全部载荷垂直向下，井架稳定性良好； 4）可获得较大围包角；

5）钢丝绳不致因无保护地裸露在雨雪之中而影响摩擦系数及使用寿命。 ..

其缺点是：设备费用比落地式高，因为提升塔比普通井架更为庞大复杂，需要更多的钢 材。塔式多绳摩擦式矿井提升机又可分为无导向轮系统和有导向轮系统两种，前者简单，后者的优点是可使提升容器在井筒中的中心距不受摩擦轮直径的限制，可以减少井筒的断面，同时可以加大钢丝绳在摩擦轮上的围包角，其缺点是使钢丝绳产生了反向弯曲，直接影响钢丝绳的使用寿命。因此设计时应尽量不采用导向轮系统。提升机布置在地面的称为落地摩擦式矿井提升机，这种提升机的提升绳通过井架天轮引入井筒，与容器相连。因落地式可以同时安装提升井架和提升机，井架高度也低，故这种型式的多绳摩擦式提升机在我国受到重视。

多绳摩擦式矿井提升机主要由电动机、减速器、摩擦轮、制动系统、深度指示系统、测速限速系统和操纵系统组成，采用交流或直流电机驱动。采用低速电动机时可不用减速器，电动机直接与卷筒主轴相连，或将电动机转子装在卷筒主轴的末端。传动功率大时，可采用2台或4台电动机同时驱动。一台提升机的总功率已达到11600千瓦。制动系统是保证提升机安全运行的重要装置。遇紧急情况时，制动系统应通过可调节制动力矩的液压系统产生两级安全制动，以保证提升机及时停车又不产生制动过猛现象。交流电动机驱动的提升机，其制动系统还要具有灵敏的制动力矩可调性能，以准确控制提升机在临近停车点时的运行速度。

1.2 多绳摩擦式矿井提升机的优点及其局限性

在国内外，多绳摩擦式提升机得到飞跃发展，同单绳缠绕式提升机相比，它具备以下优点：

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1）由于钢丝绳不是缠绕在卷筒上，所以提升高度不受卷筒容绳量的限制，更适用于深井提升，这是多绳提升机较突出的优点。例如瑞典某矿井使用50t箕斗的8绳提升机，提升高度为1300m主导轮的直径仅为4m，若用单绳缠绕式提升机，则滚筒直径将达7.2到8m，缠绕宽度将达5到4.5m，钢丝绳直径将为80mm，不仅设备重量大，而且设备和钢丝绳直径过大，制造和安装使用维修都较困难。

2）由于提升容器是由数根钢丝绳所承担，提升钢丝绳直径就比相同载荷下单绳提升的小，并导致主导轮直径小，因而在同样提升载荷下，多绳提升机具有体积小，重量轻，节省材料，制造容易，安装和运输方便等特点。

3）由于多绳摩擦式提升机运动质量小，拖动电动机的容量与耗电量都相应减少。 4）由于多根钢丝绳提升，几根钢丝绳被同时拉断的可能性极小，因此提高了提升设备的安全性，可不设断绳保险器（防坠器），这就给使用钢丝绳罐道矿井提供了有利条件。 5）在卡罐和过卷的情况下，有打滑的可能性，可避免断绳事故发生。

6）由于多绳提升机的提升钢丝绳一般都是偶数，因而可以用相同数量的左捻和右捻钢丝绳，这样，提升钢丝绳在运行中产生的阻力就可以相互抵消，从而减轻了提升容器因钢丝绳扭力而产生对罐道的侧向压力，既降低了运行中的摩擦阻力，又可以减轻罐耳和罐道的单向摩擦，从而延长了罐耳和罐道的使用寿命。

7）由于主导轮宽度较小，轴的跨度也小，改善了主轴的负载性能。

8）主导轮上不缠绳，提升钢丝绳没有在缠绳时沿轴中心方向上的挤压力（单绳缠绕式矿井提升机上会受这种力的影响，通常称之为“咬绳”），而且，由于钢丝绳承受的动应力和静应力都低，因而有利于钢丝绳使用寿命的提高。

但多绳摩擦式矿井提升机也有它的局限性：

1）数根钢丝绳的悬挂、更换时工作量大，维护检修、调整工作较复杂。

2）当有一根钢丝绳损坏而需要更换时，为了保持各钢丝绳具有相同的工作条件，则需要更换所有的钢丝绳。

3）因不能调解绳长，故双钩提升不能用于几个中段提升，也不适用于凿井提升。 4）当矿井很深时（例如超过1200到1500m），钢丝绳故障较多，故不适用于特别深的矿井提升。

5）由于使用数根直径较细的钢丝绳提升，钢丝绳的外露总面积增加了，在井筒中受矿井腐蚀气体侵蚀的面积就相应增加，加之由于钢丝绳直径较细，钢丝绳的绳股中钢丝直径也较细，耐磨性也明显降低，诸因素对钢丝绳的使用寿命产生了不利的影响。尤其是对于

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某些矿井的淋水呈酸性，腐蚀性则是影响钢丝绳使用寿命的重要原因之一。

综上所述，多绳摩擦式矿井提升机的优越性是显著的，特别是对提升量大的深井，单绳缠绕式提升机是无法比拟的。通过对多绳摩擦式矿井提升机的缺点进行分析，可以发现，这些缺点是可以克服和减轻的。例如，对于井筒中涌水较大的矿井，除了采取堵水的措施，以减轻对钢丝绳的锈蚀外，还可以采用镀锌钢丝绳，以提高抗腐蚀性能。另外在运行中还可以定期对钢丝绳涂以防腐防滑的戈培油，以改善钢丝绳的工作条件，总之，多绳摩擦式矿井提升机已成为现代提升的发展方向之一。

1.3 多绳摩擦式矿井提升机在国内外的发展现状

多绳摩擦式矿井提升机随着科学技术的发展，其增长速度很快，使用范围也日益增多，

不仅立井使用，国外在斜井或露天斜坡也在使用，例如，联邦德国米尔斯露天矿，1954年在斜坡上使用了单箕斗四绳提升机，采用封闭式钢丝绳，直径为32mm。又如，奥地利Wodzyki矿井是斜井，1960年以前就使用了双绳摩擦式矿井提升机，井筒倾角是24度，斜长1138m，串车提升，绳速8m/s，提升6辆煤车和2辆矸石车，有效负荷13.56t，为了防止钢丝绳在主导轮上产生滑动，在井底尾绳环处安装种锤拉紧的导向轮。国内是使用的多绳摩擦式提升机也日益增多，1960年第一台多绳摩擦式提升机投入运行以来，大量的这种提升机在我国安装运行。

目前，国外多绳摩擦式矿井提升机的发展方向是：发展落地式和斜井多绳摩擦式提升机，研究其用于特浅井、盲井的可能性，以扩大起使用范围；采用新结构，以减小机器的外形尺寸和重量；实现自动化和遥控，以提高工作的可靠性和生产效率，以适应深矿井和大生产量的需求多年来；大量采用先进的拖动、控制系统，甚至是全液压型等。

随着矿井开采深度不断加深和采用集中提升方式，多绳摩擦式矿井提升机有较大的发展前途。并为此探索具有耐磨性好、摩擦系数高的摩擦衬垫材料。新结构的多绳缠绕式矿井提升机开始在一些国家使用，它对提升高度大的深井开采有重要意义；采用液压马达代替电动机的防爆提升机受到重视；气力提升也正在研究和发展中。

现在，各国为争夺用户市场，开发了各种形式、规格的矿井提升机，以适应各国矿井的开采深度，达到高效、低能耗、低成倍的目的。矿井提升机的发展总趋势可归结为：在总体上向大负荷、高速、大型化方向发展。实用、经济、高效、可靠的提升机产品是使用者和制造者共同的追求。

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1.4 多绳摩擦式矿井提升机在我国的应用情况

我国多绳摩擦式矿井提升机的系列参数从1960年开始制订，目前的品种有塔式和落地式；绳数上有二绳、四绳、六绳；直径结构已达5.5m；主传动形式有电动机通过减速器拖动和低速电动机直联两种。我国1958年设计生产了第一台2m四绳塔式摩擦式矿井提升机，应用在阜新五龙矿。1960年又设计生产了3m四绳摩擦式矿井提升机，在宁夏石嘴山二矿使用。从此我国也开始应用塔式多绳摩擦式矿井提升机。

由于防震的需要，各矿山用户纷纷要求有落地式多绳摩擦式矿井提升机供货，所以在1977年利用河南大峪沟因地面面积限制，原设计的双筒单绳提升机无法安装的情况下，在无任何落地式多绳摩擦提升机参考资料的情况下，完全依靠自己力量，经5个月的努力和攻关，于1977年10月，使我国第一台2m双绳落地式矿井提升机在我国大峪沟诞生。随后在1982年洛阳矿山机械研究所设计试制的一台四绳落地式摩擦矿井提升机在广东红工矿运行，1983年由上海冶金矿山机械厂设计生产了3m四绳直流低速的落地式摩擦提升机在我国浙江长广煤矿应用和鉴定。从此，我国的塔式和落地式多绳摩擦矿井提升机被矿山广泛采用。

1.5 多绳摩擦式矿井提升机提升工作原理

摩擦式提升机其特点是靠摩擦轮与钢丝绳之间的摩擦力传动。它又可以分为单绳和多绳两种。近年来多采用多绳摩擦式提升机。摩擦式矿井提升机适用于凿井以外的各种竖井提升。提升绳搭挂在摩擦轮上，利用与摩擦轮衬垫的摩擦力使容器上升。提升绳的两端各连接一个容器，或一端连接容器，另一端连接平衡重。为提高经济效益和安全性，摩擦式矿井提升机采用尾绳平衡提升方式，即配有与提升绳重量相等的尾绳。尾绳两端分别与两个容器（或容器和平衡重）的底部连接，形成提升绳-容器-尾绳-容器(或平衡重)-提升绳的封闭环路。容器处于井筒中的任何位置时，摩擦轮两侧的提升绳和尾绳的重量之和总是相等的。

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2 多绳摩擦式矿井提升机的总体方案设计

本章将在前一章研究的基础上，进一步对多绳摩擦式矿井提升机进行总体方案设计，对提升机各设备进行分类，研究各组成部分的功用及原理，并对其进行选型设计。图2-1为多绳摩擦式矿井提升机系统图。

图2-1 多绳摩擦式矿井提升机系统 Fig2-1 Multi-rope friction-mine hoist system

2.1 矿井参数

主井提升

1）矿井年产量An，90万t/年；

2）工作制度：即年工作日br，日工作小时数t。《设计规范》规定: br=300天, t=14h ； 3）矿井开采水平数1,各水平井深HS为480m；

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4）卸载水平与井口的高差HX为25m； 5）装载水平与井下运输水平的高差HZ为13m； 6）煤的散集密度，1t/立方米；

7）提升方式:双箕斗提升，采用定重装载。

2.2 多绳摩擦式矿井提升机的主要组成部分

矿井提升机作为一个完整的机械-电气机组，它的主要组成部分及其功能如下： 1）工作机构

主轴装置和主轴承，作为搭放提升钢丝绳，以承受各种正常载荷（静载荷、动载荷）以及非常载荷。

2）制动系统

制动器和液压传动系统，用于机器停止时，能可靠地闸住机器。并能在正常制动和紧急制动时，参与控制机器的速度，能使机器迅速停车。

3）机械传动系统

减速器和联轴器，用以减速和传递动力。 4）观测和操纵系统

包括操纵台、深度指示器及测速发电机。操纵台控制主电动机的速度变化和换向及对制动系统进行控制；深度指示器指示提升容器的运行位置，在提升容器接近井口（或井底）时发出减速信号，当机器过卷或超速时，进行限速和过卷保护。对于多绳摩擦式提升机，能自动调零；测速发电机用于测定机器的实行运行速度。

5）自动保护系统

自动保护系统具有：过速、过卷、闸瓦磨损超限、润滑油超压或欠压、制动油超压或欠压、轴承温升超限、制动油温升超限、电动机过流或欠压等自动保护的作用。

6）辅助部分

包括司机座椅、机座、机架、护栅、挡板、护罩等辅助用具及材料。对于多绳摩擦式提升还包括导向轮装置及摩擦衬垫的车槽装置。

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2.2.1 多绳摩擦式提升机的类型选择

图2-2 塔式摩擦提升矿井提升机 Fig2-2 Tower friction upgrade mine hoist

在这里我们选用塔式多绳摩擦式矿井提升机（如图2-2）有导向轮系统，因为它具有以下优点：紧凑省地；不需天轮；全部载荷垂直向下；井架稳定性好；可获得较大围包角；钢丝绳不致因无保护地裸露在雨雪之中而影响摩擦系数及使用寿命；可使提升容器在井筒中的中心距不受主导轮直径的限制；可减小井筒的断面；可加大钢丝绳在主导轮上的围包角。其缺点是：设备费用高；井架更庞大、复杂，需更多的钢材；使钢丝绳产生了反向弯曲，直接影响钢丝绳的使用寿命。

2.2.2 微拖动装置

微拖动装置主要由于用于提升机在爬行阶段获得稳定的低速度，在保证提升容器在卸载点停车位置的准确停车，另外还可用来检查井筒、钢丝绳、更换钢丝绳，加工制动盘以及其他需要低速拖动的工作，微拖速度一般为0.3到0.6m/s。其工作原理是当提升减速至爬行速度时，切断主电动机电源并迅速起动微拖动用电动机，随即充气到气囊离合器，使离合器合上，拖动提升机低速运行。由于微拖动电机工作在它的自然特性上，故爬行速度非常稳定，对于使用半自动或全自动的提升机是一种较经济有效的方式。

微拖动装置主要由电动机、减速器、空气系统、换向阀、气囊离合器、测速发电机装置等组成，如图2-4所示。其操纵方式可以手动控制，也可以自动控制。气囊离合器的开合是由压缩空气通过换向阀进行控制的，当换向阀处于断电状态时，气囊离合器与排气管相通，当换向阀通电后，压缩空气与气囊离合器相通，带动提升机一起运转。空气系统的工作压力为0.6到0.8Mpa。为了保证正常的空气压力，在储气筒上装有电接点压力表，进行超欠压联锁保护，当气压低于0.6Mpa空压机的电动机起动，进行充气，当气压高于0.85Mpa

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时空压机的电动机停转，充气完毕。为了防止气压超压过大，储气筒顶部另装有安全阀，一般可调到气压0.9 Mpa，超过该气压时空气由安全阀放出，以保证空气系统的安全。

图2-4 微拖动装置结构示意图 Fig2-4 Spindle device geometry model

1——电动机；2——减速器；3——进气装置；4——换向阀装置；

5——气囊离合器；6——测速发电机装置

2.2.3 深度指示器选择

多绳摩擦式提升机由于钢丝绳与摩擦轮片非固定连接，而且钢丝绳在提升过程中不可避免地要产生蠕动，尤其在当前使用的摩擦衬垫情况下，还会产生相对滑动，这就使深度指示器的指针与提升容器在井筒中的位置不对应，因此多绳摩擦式矿井提升机的深度指示器必须加上补偿的调零装置，这是与缠绕式提升机不同的地方。

我们选用牌坊式深度指示器，图2-5为多绳摩擦式提升方式深度指示器原理图，与普通的深度指示器相比，它具有两个特点，一是有一个精确的指示针，二是具有自动调零的性能。在正常工作状态下调零电机31并不转动，故与之相连的蜗杆30、蜗轮29与圆锥齿轮10都不转动，此时由主轴传来的动力，经轴1和4使差动轮系的圆锥齿轮7、8、9转动，再使轴11、14和丝杠17转动，粗针18便指示提升容器的位置。精针27是在电磁离合器25接通后才开始转动，精针刻度盘28，每格表示1m的提升高度。通常是在井筒中距提升容器卸载位置以前10m处，安装一个电磁感应继电器，以控制电磁离合器，这样就能保证在提升机停车以前获得较准的指示，如果钢丝绳由于蠕动或滑动而使容器已达到卸

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载位置而指针尚未到零位或已经超过零位，自整角机22的转角与预定零位为止，输出电压达到一定值时，通过电控系统使调零电机31转动，直到指针返回预定零位为止。这时指针的位置与容器位置一致，直整角机的电压也为零，调零电机停转，调零结束。

图2-5 牌坊式深度指示器及其调零机构

Fig 2-5 Church-style zero-depth indicator and its institutions

1、4、11、14、22、26——轴；2、3、5、6、12、13、20、21、23、24——齿轮； 7、8、9、10、15、16——圆锥齿轮；17——丝杠；18——粗针；19、30——蜗杆； 25——电磁离合器；27——精针；28——刻度盘；29——蜗轮；31——调零电动机； 32——自整角机

2.2.4 车槽装置

多绳摩擦式提升机在开始运转前，为了增加提升钢丝绳与摩擦衬垫之间的接触面积，必须在衬垫上车出车槽。在提升机的运行期间，由于提升钢丝绳之间的张力不同，造成了衬垫磨损不均匀，使各绳槽直径产生误差，为了保证所有各提升钢丝绳均匀负担绳端的负荷，当绳槽直径误差到某一定值时，也必须对衬垫绳槽进行车削，为此设置了专用的车槽装置如图2-6所示

车槽装置安装在主导轮的下方，每根钢丝绳的绳槽部都有一个专用的车刀装置1，它

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'Q?Ah?Tg'3600?295.7?82?6.8(t) （3-5）

36005）根据条件选矿车为：MG1.1—6A 1t固定车厢式矿车 容积：1.1m3

名义载货量：1000kg 轨距：600mm 自重：610kg 6）选择提升容器型号

为了在不加大提升机及井筒直径的前提下，取得较好的经济速度，节省电耗，取得较好的经济性故选用较大容积的提升容器。由于箕斗具有自重小，占井筒面积断面小，不需增加井筒断面即可在井下使用大容量矿车，装卸载自动化，装卸载快，因此可以提高提升能力的特点，所以选用箕斗提升。

由于该矿使用主井提升，井筒直径φ5.5m，采用钢丝绳罐道，无梯子间。所选箕斗应选用7到8t箕斗,因多绳提煤箕斗没有8t系列,故选用：

JDS-9/110×4标准底卸式四绳箕斗 J——提煤箕斗 D——立井多绳 S——钢丝绳罐道 9——名义装载量Q为9t

110——每根提升钢丝绳悬挂装置的破坏载荷为1100kN 4——提升钢丝绳数n为4根 具体参数为： 有效容积：10立方米 绳间距： 300mm

装载矿车型号：MG1.1—6A 名义载重：1t 车数：2

自身质量Qc：10.8t 最大终端载荷：440kN 箕斗全高Hr：13350mm

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尾绳数n‘：2 符合条件。

7）按选定的Q为9t，所需的提升速度 ①一次所需的提升时间

Tg'1?②所需的提升速度

'Vm?3600?Q?br?t3600?9?300?14??109.56(s) （3-6）

af?C?An1.2?1.15?900000a［T1'g12?（u??）］?a［T1'g1?（u??）］2?4a1Ht2 （3-7）

20.7［109.6?20］?0.7［109.6?20］2?4?0.7?518 ?2?6.45（m/s）

3.3 提升钢丝绳选择计算

提升钢丝绳是矿车提升设备的一个重要部件，也是一个表薄弱的环节，它不仅直接关系到矿井的正常生产和人员的生命安全，而且其规格尺寸还将决定提升机的规格。在矿井这个服务年限里，钢丝绳是需要经常更换的易耗品，所以它又关系到提升设备的经济运行问题。因此对于提升机钢丝绳必须予以足够的重视。

由于井筒淋水大，因腐蚀严重，所以选用镀锌钢丝绳。 1）绳端荷重：

Qd?Q?Qc?9000?10800?19800(kg)

2）钢丝绳悬垂长度：

'Hc?Ht?Hk?Hh

?518?Hr?Hg?He?Hzx?Hh

?518?13.35?9?1.5?5?15 ?561.85(m)

Hk'——卸载点距主导轮中心的高度，m；

Hr——容器的全高，m；

Hg——过卷高度，m，《煤矿安全规程》规定，提升速度小于10m/s时，过卷高度不

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小于速度值，且最低不小于6m/s，提升速度大于10m/s时，过卷高度不小于10m/s；

He——导向轮轴中心距导向轮层地板的高度，

m。在制造厂供给的设备图中可以查到；

Hzx——导向轮与主导轮轴中心的高差，m，根据Hzx的近似数值表可以查出； Hh——尾绳环的高度，m。

其中Hh?Hg?0.5?2S?9?0.5?2?2.1 ?13.7(m) 取15m

S——两提升容器之间的中心距，m；对于单容器带平衡锤的提升系统，则为提升容器与平衡锤的中心距，m；

3）首绳单位长度重量：

Pk?Qd （3-8）

110??Bn(?Hc)m19800

110?1554(?562)7

??2.642(kg/m)

?B——钢丝绳的公称抗拉强度，kg/mm2；一般以选用?B=155至157 kg/mm2为宜；

对于仅提升物料的主井或只提升物料的辅助提升，可以选用?B=140 kg/mm2。

m——钢丝绳的安全系数，《煤矿安全规程》规定，摩擦式提升机的安全系数：升降人员和物料用：.m≥8.2—0.0005Hc；专为升降物料用：m≥7.2—0.0005Hc。

按表推荐,选用(YB829-79)，6Δ（34）＋1-28-155-1型三角股钢丝绳，左右捻各二根。查钢丝绳规格表，其规格为：Pk＝3.214kg/m，d＝28mm，Qs＝51300kg，?B＝155kg/m2

4）尾绳单位长度重量计算

qs'?n4P??3.214?6.428(kg/m)k （3-9） n'2选用（GB1102-74）6（31）＋1-42-140-1型普通圆股钢丝绳两根。查钢丝绳规格表

qs＝6.455kg/m；d＝42mm；Qs＝97650kg；?B＝140kg/m2

3.4 计算滚筒直径并确定提升机参数

1）计算主导轮直径

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主导轮直径D：

D?100d?100?28?2800(mm) （3-10）

D?1200??1200?2.0?2400?mm? D——主导轮直径，mm； d——钢丝绳直径，mm；

δ——钢丝绳中最粗钢丝的直径，mm。 最大静拉力和拉力差计算

S1?Q?Qc?nPkHc?19800?4?3.214?563?27038(kg) S2??S1?Q?27038?9000?18038(kg) S'1?S1?S2?27038?18038?9000(kg)

S1——最大静张力，kg； S2——轻载侧的静拉力，kg；

S'1——最大静拉力差，kg

2）确定提升机主要技术参数：

表3-1矿井提升机参数表 Tab.3-1 Mine Parameter table hoister

主导论导向轮钢丝绳钢丝绳提升速速比 变化质量导向轮直径 直径 最大静最大静度 电机和导变位质/m /m 张力 张力差 /m*s?1 向轮 量 /kN /kN /t /t 7.35 9.31 2.8 2.5 300 90 11.8 10.5 10.98 2.38 11.5 11.53 7.35 13.82/14.91 2.8 2.5 300 95 11.8 10.5 15.01/17.35 2.38 11.5 15.49/18.31 主导轮直径：Dm＝2.8m；主导轮变位质量：GDm＝15.01t； 最大静拉力：Fje＝30kN；最大静拉力差：Fce＝9.5kN； 导向轮直径：Dd＝2.5m；导向轮变位质量：GDd＝2.38t；

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3.5 主轴装置设计

3.5.1 主轴设计

由于多绳摩擦式提升机工作的特点，它的主轴装置与缠绕式提升机大不相同。与具有相同的钢丝绳最大静张力的缠绕式提升机的主轴装置相比，它的主导轮直径较小。因此，在相同的转速一般为20r/min到50r/min。从而，对主导轮应有静平衡、动平衡的要求，以保证运转的平稳性。这一点，对于塔式多绳摩擦式提升机的主导轮尤为重要。因为主导轮的任何不平衡，都会造成附加的干扰力，这就可能造成井塔和提升机的振动参数超限，影响机械的正常运行。

多绳摩擦式矿井提升机的主轴装置由主导轮、主轴、两个轴承等组成。为了减少轴的跨度，采用滚动轴承，且滚动轴承效率高，维修简单，使用寿命长，在这里我们选用双列圆柱调心式的，取其承载能力大，并可避免由于主轴承受载荷后，产生挠度使轴产生“卡劲”的现象。主轴与铸钢轮毂的连接为热压配合，而不用键，主轴支撑在滚动轴承上。轴承座采用对开式、装入滚动轴承，能承受很大的径向负荷，并有较长的使用寿命。制动盘与主导轮焊接在一起，根据使用制动器副数的多少，可以焊接一个或两个制动盘。摩擦衬垫用固定块压紧在主导轮上，不允许有任何方向上的活动。为了安放钢丝绳，衬垫上车有车槽。衬垫之间的间距（即钢丝绳之间的间距）一般取钢丝绳直径的10倍左右。

主轴用45号钢缎成。轮壳采用普通低合金钢板焊接结构，钢板厚度为20到30mm。轴承座为铸铁件，两边的轴承盖盖紧，防止漏油。 主轴设计计算：

主轴功率=1000?0.994?0.97?0.97=904kW 主轴直径

3d?A取直径d=360mm 主轴强度校核：

τT=

P?(110~160)n904?301~438mm （3-11） 44TTP6??9.55?10?21.02???T? Wt?d30.2d3n16所以主轴的强度符合要求 主轴校核：

20

1）求出水平和垂直两个平面内的支点反力； XOY平面支撑反力为

RAY= RBY = RAZ= RBZ =

解得：RAY= RBY= RAZ = RBZ =2）计算弯矩：

MBY左= MBY右= RAY×l1=4.5 ?105 ×1000=4.5×107N?mm MCZ左= MCZ右= RAZ×l1=4.5 ?105 ×1000=4.5×107N?mm

Mb左=Mb右=MBZ=4.5×107N?mm

Mvb=MB2???T?=

3）右轴承部位演算

d10==d11=

3F?Ma 2F?Ma 29000?9.8?9?0.5=6.71×104 N?mm

2?4.5?10?72?0.58?196209901=4.62×108N?mm

Mvb=

0.1???1b?34.62?108?351mm

0.1?95联轴器端有键槽，计算轴径加大4%，计算直径均大于演算直径故轴合格。

多绳摩擦式提升机的钢丝绳搭放在主导轮的摩擦衬垫上，提升容器是悬挂在钢丝绳两端。容器的底部还悬挂有平衡尾绳。提升工作时，拉紧钢丝绳必须以一定的正压力紧压在主导轮的衬垫上，主导轮某一方向旋转时，提升钢丝绳与主导轮衬垫之间产生很大的摩擦力，钢丝绳在摩擦力的作用下，跟主导轮一起运动，从而实现提升容器的升降。主轴装置的几何模型如图3-1。

图3-1 主轴装置几何模型

小齿轮45钢，调质处理，硬度217~255HBS；大齿轮45钢，正火处理，硬度162~217HBS。计算应力循环次数

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N1?60ujLh

?60?494?1?10?300?88 ?7.11?10

N1N?2u7.11?108?3.69?1.9?108 2）主从动轮齿面硬度为230HBS和170HBS

查齿轮的接触疲劳极限图得?Hlim1=570Mpa ,?Hlim2=520 Mpa 查

估计模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)?850=5.95~17mm，取m=16mm。 各轮齿数

z2a1=

m(u?1)=2?85016?(3.69?1)=22.6545

z2?z1?i=22.6545?3.69=83.5954

取z1=23，z2?83。

实际传动比 i实=z2/z1=3.6086 传

验算接触疲劳强度：

?2KT1u?1H?ZEZHZ?bd2 1u =188.9?2.5?0.872?2.284?19331983.83.346?3682?69?13.69=489Mpa≤??H?

安全。

5）齿轮主要几何尺寸：

齿数z1=23，z2=83，传动比u=3.69，模数m=16，端面压力角?=20°， 齿顶高系数ha﹡=1.0，顶隙系数c﹡=0.25,

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计算应力循环次数

n2=n/3.69=494/3.69=134

N1?60ujLh

1?60?134?1?10?300?8?1.93?10N1u1.93?108?

2.85?0.68?108N2?18

2）主从动轮齿面硬度为230HBS和170HBS

查齿轮的接触疲劳极限图得?Hlim1=570Mpa,?Hlim2=520Mpa

查接触强度计算的寿命系数图得 ZN1=1.0 ZN2=1.14 ，查接触强度计算的尺寸系数图得ZX1=1.0 ZX2=1.0 ，取工作硬化系数ZW=1.0，取润滑油膜系数ZLVR=0.85 ，取接触强度计算安全系数SH=1.0。计算许用应力

??H?1?=

?Hlim1SH?ZN1?ZX1?ZW?ZLVR

570

1.0?1.0?1.0?1.0?0.85=484.5 Mpa

估计模数m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)?1150=8.05~23mm，取m=22mm。 各轮齿数

1z2=

2?11502a==27.2

m(u?1)22?(2.85?1)1z3? =z2?i=27.2?2.85=77.52

取z2=27，z3?77。 实际传动比 i实=z2/z1=2.85 传动比误差?i=

1i理?i实i理?100%=

2.85?2.85= 0﹤?5％ 许用。

2.851分度圆直径 d2=mz2=22?27=594 mm

1d3=mz3=22?77=1694 mm

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=495.12Mpa≤??H?

安全。

5）齿轮主要几何尺寸：

齿数z12=23，z3=83，传动比u=2.85，模数m=22，端面压力角?=20°， 齿顶高系数ha﹡=1.0，顶隙系数c﹡=0.25, 分度圆直径d21=mz12=22?27=594

d3=mz3=22?77=1694 mm

齿顶圆直径da21= d21+2mha﹡=594+2?22?1.0=638 mm XOY平面支撑反力为

FtD+RAY+RBY= Ftc RAZl1= RBY l2+ FtD（l2+l3）

解得：RAY=0.99 ?106N RBY=1.85?105N XOZ平面的支撑反力为

Fr=RAZ+RBZ RAZl1= RBZl2

解得RAZ =3.37 ?105N RBZ=1.81?105N 3）绘制弯矩图：

MCY左= MCY右= RAYll1=0.99?106?404.5=4.0?108N·mm MBY= FtD1l3= 1.09?106?891=9.7?108N?mm

5）安装联轴器的部位演算

33d81?Mvd1.29?1080.1????1b?0.1?55?286mm

该轴段有键槽，计算轴径加大4%，d8=360>286?1.04=297mm合格 综上计算结果，该轴强度足够。

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图3-2轴的受力分析 Fig2-1 Axis of the force analysis

3.8 联轴器型号选择

根据减速器的输出轴和主轴的直径，选择ZL20型弹性联轴器。其参数为

kg?m 公称转矩Tn?10000允用转速n?650r/m

根据所选电动机选择ZL21联轴器其参数： 公称转矩Tn?16000kg?m 允用转速n?530r/

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3.9 提升系统确定

图3-3提升系统图

Fig 3-3 System upgrade plans

1）井塔高度: （如图3-3）

Hk?HX?Hr?hP?Hg??h?He?HZX?13?0.3?13.35?9?0.12?1.5?5 ?42.27(m)

取43m

Rd——主导轮直径

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图3-4 摩擦轮与导向轮相对位置图

Fig 3-4 Friction with the round-oriented round of the relative location plan

4）围包角?的确定

??180???

的总和，称为提升系统的总变位质量∑m。在提升系统速度图、力图计算时，首先应该知道提升系统的变位质量∑m，才能利用有关公式进行验算。提升系统的总变位质量可以由计算或实际测定来确定。

1）变位重量

?G?S1?S2?GDd?GDm?Gd

?29338?20338?2380?15010?21936

?89002(kg)

(GD)2?i2 Gd?2Dm

2）变位质量

?M?780?10.52 ?2.82(kg6) ?2193?G89002??9072.6(kg?s2/m) g9.81 27

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3.11 提升速度图

矿井提升机应按照设计合理的速度图来运行，但是由于生产的发展，矿井提升系统中的设备不可避免地有所变换或更新，提升容器的加大、电动机更换、滚筒直径改变等等)，为了研究提升容器的实际运动规律，掌握其性能，合理地使用，及早地发现隐患等多方面来考虑，应该经常性地实际测定提升速度图(尤其是在提升系统有较大设备变化时)，并对速度图分析验算，以了解提升机实际提升能力及电动机功率，及时检验起动电阻和控制继电器的合理性。这样既可延长设备寿命，提高生产效率，增加经济效益,又可提高安全性。

1）采用六阶段速度图

①初加速度阶段t0：由图可以看出，加速度a0较小，因为此时井口箕斗已完全卸载完毕，而且井底箕斗已装满，刚刚开始一个新的提升循环，井口箕斗尚未在卸载曲轨内运行，为了减小井架的冲击载荷，故限制a0不得太大，此阶段提升速度达到V0为止。

②主加速度阶段t1：此时箕斗已离开卸载曲轨，容器以较大的加速度a1运行，直至最大速度Vm。

③等速阶段t2：此阶段中容器以不变的速度Vm在井筒中运行。

④减速阶段t3：此时重载箕斗已接近井口，空箕斗接近装载点，应减速，减速度为a3，直至速度降为V4。

⑤爬行阶段t4：此时种箕斗进入卸载曲轨，为了减少冲击，容器以低速爬行。 ⑥停车休止阶段θ：此时提升机停止运转，井口箕斗卸载，井底箕斗装载，可以把停车看成一个阶段，实际上因为单纯停车时间很短，也可以一并计入休止时间内。箕斗休止时间与箕斗的装载量有关。

加速减速

等速减速

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图3-5箕斗提升速度图 Fig 3-5 Skip the speed upgrade plans

2）加速度确定

不论缠绕式或摩擦式提升系统，主加速度a1和减速度

a5大小受《煤矿安全规程》之规

定和电动机起动力矩、减速器允许的传动扭矩及减速方式的限制。摩擦提升机还受防滑条件的限制。

在实际测试中我们发现在现场采用的加速度、减速度多数都比限制值要小，电动机是“大马拉小车”。只有少部分是处于满负荷工作状态下运行。个别的是处在过负荷状态下运行。为了充分发挥现有设备能力，节约电能，尽可能地提高主加速度，不要在超限制的过负荷状态下运行，消除发生事故的隐患。而对实测主加速度a1和减速度a5进行验算，是十分必要的。

①初加速度:

1.5V02a0???0.45(m/s2) （3-14）

2h02?2.5

?1.15?9000

9072.622?1.14(1m/s)

△——提升钢丝绳与平衡尾绳的总单重之差，即??n1Pk?n2qk。因为qs≈2Pk，所以△=0，即该项不计。 按防滑条件

e???0.25?R??R??S1?1???S2?1?1.25?2??2?a3?g （3-17）

e???0.25?S1?GDd?S2?1.250.15?9000??0.15?9000??1.744??29338????20338??22?????9.81 ?20338?1.744??29338?2380?

?4.238(m/s2)

R1——提升容器在井筒中的运行阻力（简称矿井阻力），kg；对于双箕斗提升，它的计算公式为：R1?0.15Q。

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查表得

11h0?V0t0??1.5?3.3?2.5(m)

22②主加速阶段：

V?V6.898?1.5tmax01?a?.6?9(s) 10hVmax?V06.8981?2t?1.51?2?9?37.8(m) ③主减速时间：

tmax?v46.898?3?va?0.5?8(s) 30.8hvmax?v46.898?03?2t.53?2?8?29.6(m)④爬行时间：

?3.3?9?64.5?8?6?1.1

?92(s)

Tg?Tc???92?10?102(s)

3.12 提升能力

年实际提升能力:

A?3600?br?t?QC?T

g?3600?300?14?91.15?102

?1160102(t/年)

A'3600?QT?3600?9h?102?317.6(t/h) gaAf?A?116?1.28?1.15n90

上述选型合理可靠。

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4 多绳摩擦式矿井提升机机械制动装置

4.1 多绳摩擦式矿井提升机的机械制动装置

矿井提升机的制动装置，通称制动器，是提升机一个非常重要的组成部分。制动器由执行机构和传动机构两部分组成，执行机构直接作用于制动轮或制动盘上产生制动力矩的部分，按其结构可分为盘式制动器和块式制动器等。传动机构是控制并调节制动力矩的部分，新型号提升机采用油压盘式制动系统，旧型号提升机采用油压或气压块式制动系统。制动系统的作用有：（1）、保证提升容器按给定的状态运动，并在需要的位置制动——工作制动；（2）、在可能造成事故的不正常工作状态下，紧急制动以保障人员和设备的安全——紧急制动；（3）、更换水平调节绳时，制动活卷筒。工作制动，紧急制动时都可用手

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动或

图4-1盘式制动器调节制动力原理图

Fig 4-3 Disc brake adjustment braking force schematic diagram

1—活塞；2—碟形弹簧；3—闸瓦

盘式制动器的工作原理是用油压松闸，以弹簧力制动，如图4-1所示当向Y腔给入压力油后，使活塞带动筒体，衬板和闸瓦一起往左运动，压缩碟行弹簧，形成松闸。当油压下降时，在弹簧力的作用下，使活塞通过联结轴推动筒体闸瓦向右运动，达到制动的目的。

调节制动力矩的原理如图4-1所示，当闸瓦与制动盘接触时，活塞就同时受弹簧的作用力F2和制动油产生的压力F1的作用，则一个制动器的闸瓦压向制动盘的正压力为：N=F2-F1

当油压P=0时，即F1=0,N=Nmax=F2，此时为全制动状态。 当油压P=Pmax时，F1＞F2,闸瓦间隙大于零，为全松闸状态， 正压力N的变化只受油压力P的影响，即：N=μP,

而闸瓦与制动盘的摩擦系数μ一般不变，故正压力的变化就反映了制动力的变化。

4.1.2 盘式制动器的选择

盘式制动器主要参数的计算 1）制动力矩的计算

根据卷筒上钢丝绳的实际最大静拉力差和安全规程的规定，制动力矩为：

40 0.4 6.3 0.53 94.3 348.0 212.4 368.0 1.388 1.388 1.635 8 5.7 3.5 5.1 4 32

63 0.4 6.0 0.84 134.3 184.0 1.14 4 4.65 2 3）确定制动器的副数 n=

3DFjmax4Rp?Nmax?3?90000?2.8?6.57副 （4-2）

4?1.14?0.4?63000因为盘式制动器均为对称布置，故采用6个单头制动装置，所以去n=6副 4）实际正压力的计算

压实现的。确定最大的工作油压P，并依靠调整溢流阀的定压弹簧压紧程度，可以保证油压在不超过P的范围内变化。

安全制动时，安全电磁铁11断电，电液调压装置中的滑阀处于最上面的位置，切断了压力油的通路，并使所有盘式制动器油缸中的压力油分别金国“A”管和“B”管，与“A”管相连的制动器通过安全阀直接回油，很快的抱闸。同时，与“B ”管相连的制动器通过安全阀的节流阀，以较缓慢的速度回油，产生二级制动力矩。并可用调节安全伐的节流杆位置，来改变二级制动特性。节流杆在上面时，只是一级制动。

图4-3液压站液压系统图

Fig 4-3 Hydraulic system hydraulic station plans

1—油箱；2—网式过滤器；3、4—油泵、电动机；5—压力继电器；6—纸质过滤器；7—电磁调压装置；8—手动换向阀；9—电磁阀；10—可调节流阀；11—安全电磁阀；12—弹簧蓄力器；13—压力表；

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14—制动器油缸

5 多绳摩擦式矿井提升机安全保护设计

矿井提升机通常安装在地面上，它通过钢丝绳提升井筒内的容器，沟通地面与井下，用于降送设备，材料，升降人员，提升矿物或矸石，任务十分繁重。一旦发生事故，将会造成人员的伤亡和设备的损坏，影响生产的正常运行。严重的事故，将会破坏井筒装备，导致矿井短期停产。因此，国内外的生产管理人员都千方百计到完善提升设备的安全保护设施，以保证提升系统的设备能够安全可靠地运行。

5.1 提升容器的防坠器

为了保证提升人员的安全，

目前用于过卷事故制动保护的装置为楔形罐道和防撞梁。其作用是将提升容器和运动部件的动能转变为罐道变形和阻力所作之功。选用楔形罐道应注意以下问题：（1），合理确定楔形罐道尺寸；（2），为增加过卷楔形罐道的制动力，以保证设计要求的制动减速度，在井口和井底安装楔形罐道。如图5-1所示。

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图5-1 楔形罐道示意图

Fig 5-1 Sketch of wedge-shaped cans Road

5.3 圆尾绳的安全设施

圆尾绳在运行中，受到轴向力的作用产生旋转，为消除这种旋转的轴向力，而装设了圆尾绳的回转装置。除此之外，还要设置圆尾绳的导向装置和尾绳环监视开关。 1）在生产中，要防止圆尾绳的扭结，以免影响安全运行。而圆尾绳的扭结，包括：一根圆尾绳在尾绳环处自身的扭结、同一容器上的两根或三根平衡尾绳之间的扭结、以及对于一个井筒内装设两套提升机时，还要防止两套提升机的尾绳之间产生扭结，这些都将回危害安全运行，因此需要在井底的尾绳环处设置导向装置。如图5-2所示。

图5-2 圆尾绳导向装置

Fig 5-2 A round tail rope-oriented devices

1—尾绳；2—方木；3—工字梁

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2）在装设圆尾绳的回转装置和导向装置后，并不能完全消除尾绳之间的扭结和自扭结现象，为了及时发现发生的这些扭结，并在尚未造成大事故之前进行清理，以确保提升机的安全运行，应在尾绳环附近的上部装设尾绳环监视开关

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6 技术经济分析

矿井提升设备的用电量，一些矿井的统计资料表明：约占矿井总用电量的8%到14%。随着矿井逐渐向深部发展，所占的比例还会进一步增长，因此，提升设备的经济运行，对于节约电能消耗，也具有非常重要的意义。

1）对于提升机而言，不平衡提升的运动力比平衡提升的运动力要大的多，并且随着井筒深度的增加而显著增加，这是影响提升机效率的因素之一。所以采用平衡提升时，就相应降低了用电量，某些文献指出：不平衡系统的每次电耗，较之平衡系统约大5%到11%。本设计采用平衡系统，提升机和电动机的受力情况均有改善，取自电网的尖峰负荷也相应的降低了。

2）我们采用交流拖动，它面临电耗大，但其设备简单、投资较少，对于本设计中的中型矿井参数情况，这些是极为必要的。并且我们采用了微拖动装置，有利于节约能源。 因为采用了胶轮罐耳，它可以降低罐耳与罐道间的摩擦阻力。阻力的减小，也就使得提升机的电耗也相应的降低了。

3）多绳摩擦式提升机，使用的钢丝绳，左向捻和右向捻各占一半，就是为了相互抵消钢丝绳的自旋转扭力，以减轻罐耳对罐道造成的单侧压力，降低提升容器的运行阻力，降低了提升机的运行负荷。

综合上述，本设计的多绳摩擦式矿井提升机大大降低了箕斗运行阻力，使提升机电耗量大大降低，所以本设计方案在经济运行方面是可行的。

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7 总结

本设计是多绳摩擦式提升机总体机构设计，主要对矿井提升机主体进行设计和选型计算并且提升机附属设备选择两部分组成。对多绳摩擦式提升机工作原理进行详细分析，对多绳摩擦式提升机的各个机构进行布置和选型分析。

在对提升机主体进行设计和计算的过程中，主要对提升机的主轴装置，减速器和制动器进行了设计计算，根据矿井参数对提升机的提升容器、钢丝绳、提升系统、变位质量、提升速度图、等进行了计算分析和选型。并且给出图示。

对于提升机的附属设备，主要对罐道、深度指示器、导向轮、微拖动装置、等进行了选择。

本设计的多绳摩擦式矿井提升机主要适用于大、中型矿井，略加改动的情况下同样适用于小型矿井，由于经验与技术关系，本设计仍然存在着许多不足，希望老师能给与指导及改正。

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致谢

毕业设计的三个月，是离校前的最后学习的机会，在这段时间所学到的知识，对毕业之后工作打好了实践的基础，而这些都要感谢晁彩霞老师。从设计之初，资料的收集，到设计过程中设备的技术改进、图纸的绘制等等，都是在晁彩霞老师的严格要求和指导下完成的。我的设计得到了晁彩霞老师的大力帮助，疑难问题都能得到及时的解答，我对给予我指导的晁彩霞老师表示由衷的感谢 ,在您的细心帮助下我少走了不少弯路,使我的设计能按期完成.同时, 在晁彩霞教师的精心指导下，把设计系统地作了出来，完成了我的毕业设计任务。在此，我特别对晁彩霞老师和系里的各位老师表示由衷的感谢，是老师诲人不倦的教导和帮助,我才能顺利的完成设计。

在本次设计中，我的收获很大。一方面自己的实际动手能力得以提高，一方面把学过的知识作了巩固。从中也发现自己的不足，知识体系不连贯，基础知识不扎实。但是,。尽管我自己付出了很大的努力完成了我的设计。但是，毕竟我的知识有限，经验不足，难免会有错漏之处，请各位老师指正。最后我再一次感谢各位老师在大学几年里的精心培育,我们会在以后的工作中加倍努力,来报答老师的指导和教诲,不辜负老师的期望。

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参考文献

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/ikn3.html