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提升機制動器設計 摘要：目前我國許多煤礦礦井已經轉向中、深部開采，礦井提升設備作為煤礦的關鍵設備，在礦井機械化生產中占有重要地位。制動器是提升機(提升絞車)的重要組成部分之一，直接關系著提升機設備的安全運行。 本文針對提升機制動器進行設計。首先對提升機制動器現(xiàn)況、類型、結構等做了分析與介紹；接著結合現(xiàn)況通過對比分析選定了本次要設計的提升機制動器的類型為液壓盤式制動器；然后對提升機液壓盤式制動器總體參數(shù)、蝶形彈簧、液壓油缸、液壓系統(tǒng)等進行了詳細的設計與校核計算，最后對本次設計的制動器的安裝與調整、使用與維護進行了詳細說明。 液壓盤式制動器作為最新一種制動器，它具有制動力大、工作靈活性穩(wěn)定、敏感度高等特點，對生產安全具有重要意義。本次提升機液壓盤式制動器的設計代表了設計的一般過程，對今后的選型設計工作有一定的參考價值。 關鍵詞：提升機；制動器；蝶形彈簧；液壓缸 Hoist brake design Abstract: At present, China has shifted in many coal mines, deep mining, coal mine hoisting equipment as key equipment, plays an important role in the production of mine mechanization. Brakes are hoist (hoist), one of the important part, is directly related to the safe operation of the hoist equipment. Aiming hoist brake design. First, to enhance the status of the machine brakes, type, structure, and so do the analysis and presentation; followed by comparative analysis of the current situation combined with the selected type of the secondary design hoist brake is hydraulic disc brakes; then hoist hydraulic disc brake overall parameters, butterfly springs, hydraulic cylinders, hydraulic systems and other detail design and verification calculations, the final installation and adjustment of the design of the brake, use and maintenance is described in detail. Hydraulic disc brakes as the latest of a brake, it has a large braking force, work flexibility, stability, and high sensitivity, security is of great significance to the production. The hoist hydraulic disc brake design represents a general process of design, selection of the future design work has a certain reference value. Keywords: Hoist; Brakes; Butterfly spring; Cylinder 目 錄 第1章 緒論 1 1.1引言 1 1.2提升機制動裝置的功用 1 1.3提升機制動裝置的類型及發(fā)展概況 1 1.3.1塊閘制動器 1 1.3.2液壓徑向推力平移式制動器 3 1.3.3盤式制動器 4 1.4提升機制動系統(tǒng)的未來發(fā)展方向 6 第2章 提升機制動裝置總體設計 7 2.1制動裝置的有關規(guī)定和要求 7 2.2提升機制動裝置類型的選定 7 2.3提升機制動裝置方案設計 9 2.3.1盤式制動器的結構 9 2.3.2盤式制動器的布置方式 9 第3章 制動器的設計計算 11 3.1總體參數(shù)計算 11 3.1.1確定在工作狀態(tài)下所需要的制動力 11 3.1.2確定制動器數(shù)量 15 3.2碟型彈簧的選型計算 18 3.3制動器液壓缸的結構與設計計算 22 3.3.1液壓缸工作原理分析 22 3.3.2制動器的工作特征分析 23 3.3.3液壓回路設計 23 3.3.4設計計算 24 3.4制動器的強度校核 27 3.4.1 制動力整定計算 27 3.4.2液壓站油壓整定計算 29 第4章 安裝與調整、使用與維護 30 4.1安裝與調整 30 4.1.1盤式制動器的安裝要求 30 4.1.2盤式制動器的安裝程序 30 4.1.3盤式制動器的調整 31 4.2使用與維護 33 總 結 35 參考文獻 36 致 謝 37 39 11 第1章 緒論 1.1引言 礦井提升機是礦山重要設備，它承擔礦物的提升、人員上下、材料和設備的運送，是聯(lián)系井下與地面的樞紐設備，因此又被人們稱為礦山的“咽喉設備”。因此也就意味著提升機和一般的起重設備不同，除了提升物料，還要升降人員，一旦出現(xiàn)事故，直接關系到人員的生命。所以這就要求提升機必須具備非常高的安全性，而確保提升機安全與否的制動系統(tǒng)是直接作用在最終的工作機構―卷筒上，從而更加安全可靠。制動系統(tǒng)是保證提升機安全停車的部件，任何環(huán)節(jié)失效都要由制動器來完成最終保護。這一點可以從提升機的電氣保護中看出：各種事故狀態(tài)下的保護，如過卷、超速等，都和安全回路串在一起，一旦發(fā)生任何安全事故，最終的解決方法就是制動系統(tǒng)動作，將卷筒可靠地制動住。 1.2提升機制動裝置的功用 制動裝置是提升機(提升絞車)的重要組成部分之一，直接關系著提升機設備的安全運行。它由兩部分組成：制動器(通常稱做閘)和傳動裝置。制動器是直接作用于制動輪或制動盤上產生制動力矩的機構，傳動裝置是控制并調節(jié)制動力矩的機構。 制動系統(tǒng)是提升機不可缺少的重要組成部分。是提升機最關鍵也是最后一道安全保障裝置，制動裝置的可靠性直接關系到提升機的安全運行。制動力矩不足是導致提升設備過卷、放大滑等事故的直接因素。 (1) 在提升機停止工作時能可靠地閘住提升機，即正常停車； (2) 在減速階段及下放重物時，參與提升機的控制，即工作制動； (3) 當發(fā)生緊急事故或其他意外情況時，能迅速而合乎要求地閘住提升機，即安全制動； (4)雙滾筒提升機在更換水平、調節(jié)鋼絲繩長度時，能夠閘住提升機的游動滾筒而松開固定滾筒。 1.3提升機制動裝置的類型及發(fā)展概況 提升機制動系統(tǒng)至今為止有三大類形式： 第一類是塊閘制動器，屬徑向制動器，分為角移式、平移式、綜合式三種。 第二類是液壓徑向推力平移式制動器，利用盤型制動器的先進技術，采用碟形彈簧制動，而適應于老提升機帶閘輪的結構。 第三類是盤型制動器，屬軸向制動器，分為固定式盤型閘和浮動式盤型閘。 1.3.1塊閘制動器 塊閘式制動系統(tǒng)用于老產品KJ系列提升機上，它包括塊閘式制動器和油壓或氣壓制動傳動系統(tǒng)。塊閘式制動器按結構分為角移式、平移式和綜合式等。在KJ2~3m提升機上采用角移式制動器、油壓制動傳動系統(tǒng)；KJ4~6 m提升機上采用平移式制動器、氣壓制動傳動系統(tǒng)；KJ-A系列過渡型提升機采用綜合式塊閘制動系統(tǒng)。 （1）角移式塊閘制動器 KJ型2~3m系列提升機制動裝置的執(zhí)行機構是采用角移式塊閘制動器。在雙滾筒提升機上，制動器作用于滾筒內側的制動輪上；在單滾筒提升機上，則作用于滾筒兩外側的制動輪上。如圖1-1所示。 圖1-1 角移式制動器 1— 頂絲；2—前制動梁；3—軸承；4—拉桿；5—三角杠桿； 6—閘瓦；7—后制動梁； 8—調節(jié)螺母；9—制動輪 前制動梁2和后制動梁7是鋼焊接結構件，它們經三角杠桿5，用拉桿4彼此相連接，以木質或石棉塑料壓制的閘瓦6固定于前、后制動梁上。利用拉桿4左端的調節(jié)螺母8來調節(jié)閘瓦6與制動輪9之間的閘瓦間隙。兩制動梁下端與支撐軸承3相連接。前制動梁2的外側設有擋釘（頂絲）1用來支撐調整前制動梁，以保證兩閘瓦對于制動輪具有相同的閘瓦間隙。當進行制動時，通過制動裝置傳動系統(tǒng)，使三角杠桿5的右端按逆時針方向轉動，推動前制動梁2，并經拉桿4帶動后制動梁7，使制動梁繞其鉸接點（軸承3）轉動一個不大的角度，使兩個閘瓦壓向制動輪9產生制動。當三角杠桿按順時針方向轉動時松閘。 （2）平移式制動器 平移式制動器結構如圖6-3 所示。 圖6-3 平移式制動器 1—安全制動重錘；2—安全制動氣缸；3—工作制動氣缸； 4—制動拉桿；5—輔助立柱；6—三角杠桿；7—立柱； 8—制動杠桿；9—頂絲；10—制動梁；11—橫拉桿； 12—可調節(jié)拉桿；13—閘瓦；14—制動輪 后制動梁10 用鉸接軸同立柱7 相連后，又用鉸接軸支承在混凝土地基上，它的上、下端各安設一個三角杠桿6，用可調節(jié)拉桿12彼此保持聯(lián)系；前制動梁10 亦用鉸接軸同立柱7 和輔助立柱5 鉸接，支承在混凝土地基上，基礎下端安設一個三角杠桿6。前、后制動梁用橫拉桿11彼此上、下連接起來，通過制動立桿4、制動杠桿8，受工作制動氣缸3或安全制動氣缸2的控制：工作制動氣缸充氣時抱閘，排氣時松閘；安全制動氣缸工作情況卻與工作制動氣缸相反，即充氣時松閘，排氣時抱閘。當工作制動氣缸3充氣或安全制動氣缸2排氣時，都可使制動立桿4向上運動，通過三組三角杠桿6、上下拉桿11和可調節(jié)拉桿12等，驅使前后制動梁10而帶動閘瓦13壓向制動輪14產生制動作用；反之，若工作制動氣缸3排氣或安全制動氣缸2充氣，都會使制動立桿4向下運動，從而實現(xiàn)提升機的松閘。這種制動器前后制動梁的動作是近似平移的。前制動梁10受立柱7和輔助立柱5的支承，形成四連桿機構，當輔助立柱5和立柱7接近垂直位置時（制動梁的位移僅達2mm左右），基本上可保證前制動梁的平移性。 角移式制動系統(tǒng)的制動工作原理如圖6—4所示。 圖6—4 角移式制動系統(tǒng) 1— 立桿；2—電磁鐵；3—制動杠桿；4—差動杠桿；5—四通閥；6—三通閥；7—液壓缸；8—重錘 當司機把制動手把拉向身邊，三通閥6活塞下降，打開制動液壓缸通向貯油缸的通路，在重錘8的重力作用下，液壓缸內的油液流出，重錘8下降，立桿1上移給制動輪施加制動力，同時由于杠桿3順時針方向轉動，經差動杠桿4傳動，使三通閥6的活塞上升，直至重新把油口堵住為止。保持一定制動力。松閘時與上述過程相反。 安全制動時，電磁鐵2斷電，四通閥閥芯下落打開制動油缸7通向貯油缸的通路。為了安全制動時，液壓缸能順利出油而不受三通閥的影響，有一條管路直接與四通閥相連。 1.3.2液壓徑向推力平移式制動器 利用盤型制動器的先進技術，采用碟形彈簧制動，從而適應于老提升機帶閘輪的結構。這種制動器有安全可靠、動作靈敏、速度快、制動平穩(wěn)、制動力調節(jié)范圍廣、效率高、尺寸小、重量輕、基礎簡單等多項優(yōu)點。該種類型的改造適用于蘇制或仿蘇型、老JKA型。 這種制動器是根據(jù)老提升機的結構特點，而開發(fā)設計的一種制動器，但是由于結構尺寸的限制，制動輪寬度尺寸的影響，導致油缸直徑受限，制動力無法達到很高的數(shù)值。不像盤形制動器，只要結構上允許，可以增加制動器的數(shù)量。所以隨著提升機的更新?lián)Q代這種以改造老式提升機制動系統(tǒng)而產生的液壓徑向推力平移式制動器將會逐漸淡出提升機制動系統(tǒng)的舞臺。 1.3.3盤式制動器 盤式制動系統(tǒng)是應用于礦井提升機上的新型制動系統(tǒng)，用于XKT系列和JK系列礦井提升機及JKD型多繩摩擦輪提升機上。 盤式閘制動系統(tǒng)包括兩部分，即盤式閘制動器和液壓站。前者是制動系統(tǒng)的執(zhí)行機構成，后者是系統(tǒng)的控制裝置。盤式閘可分為兩類固定式盤式制動器和浮動式盤式制動器。 （1）固定式盤式制動器的結構及工作原理 固定式盤式制動器與塊式制動器不同，它的制動力矩是靠閘瓦沿軸向從兩側壓向制動盤產生的，制動器徑向布置于滾筒周邊的制動盤上。為了使制動盤不產生附加變形，主軸不承受附加軸向力，固定式盤式制動器都是成對使用，每一對叫做一副盤式制動器。根據(jù)所要求的制動力矩的大小，每一臺提升機上可以同時布置兩副、四副或多副。固定式盤式制動器各副盤式制動器都是用螺栓安裝在支座上，支座為整體鑄鋼件，經過墊板用地腳螺栓固定在基礎上。固定式盤式制動器在制動盤上的配置見圖6—5所示。固定式盤式制動器工作原理圖如圖6—6所示。 圖6—5 固定式盤式制動器在制動盤上配置示意圖 1固定式盤式制動器；2支座；3滾筒；4擋繩板；5制動盤 圖6—6 固定式盤式制動器工作原理圖 1閘瓦；2盤形彈簧；3油缸；4活塞；5后蓋；6筒體；7制動器體；8制動盤 固定式盤式制動器的工作原理是靠油壓松閘、靠盤形彈簧力制動，當壓力油充入油缸3時，推動活塞4，帶動筒體6，閘瓦1移動，壓縮盤形彈簧2，閘瓦離開制動盤8，呈松閘狀態(tài)。當油缸內油壓降低時，盤形彈簧就恢復其松閘狀態(tài)時的壓縮變形，靠彈簧力推動筒體、閘瓦，帶動活塞移動，使閘瓦壓向制動盤產生制動力，達到對提升機施加制動的目的。 固定式盤式制動器結構如圖6—7所示。 （2）浮動式盤式制動器的結構及工作原理 浮動式盤式制動器與固定式盤式制動器最大區(qū)別在于它的設計是一體式的，即不像固定式盤式制動器那樣成對的安裝在制動盤的兩側，浮動式盤式制動器通過固定螺栓安裝在支架上，然后將制動器的鉗口放進制動盤內。具體在盤上的布置見圖6—8。 圖6—8浮動式盤式制動器在制動盤上配置示意圖 圖6—9浮動式盤式制動器工作原理圖 浮動式盤式制動器工作原理：固定制動器至制動器支架上。制動器打開時，碟簧組件被油壓P壓縮，主動剎車片首先脫離制動盤，下鉗體通過滑軸上復位彈簧的Nˊ迅速離開制動盤；當通入缸體內的油壓減小至P=F時，主動剎車片貼合制動盤，下鉗體通過Nˊ的整體位移，對制動盤產生制動力，隨著油壓P越小，制動力會越大。 浮動式盤式制動器的特點為： （1） 浮動式安裝，自動對準制動盤； （2） 制動器退距均等，不會發(fā)生偏剎、干磨等現(xiàn)象； （3） 具有自動補償功能，不需人工手動調整； 1.4提升機制動系統(tǒng)的未來發(fā)展方向 透過以上介紹的提升機制動系統(tǒng)的發(fā)展，我們可以看出盤式制動系統(tǒng)逐漸顯現(xiàn)出其優(yōu)越的性能，而且從科學技術發(fā)展的宏觀方向來說盤式制動系統(tǒng)的體積小、智能化高、功能多、高可靠性、低維護率等一系列的優(yōu)點跟科學技術發(fā)展的宏觀方向是相吻合的。 相信未來的提升機制動系統(tǒng)將會是以可編程控制系統(tǒng)結合液壓控制技術作為控制系統(tǒng)，以帶有摩擦襯墊自動磨損補償功能的盤型閘為執(zhí)行系統(tǒng)的智能化的制動系統(tǒng)。這套制動系統(tǒng)的運用會使提升機的安全性得到提高、使操作設備人員的工作量減少是將來傳動系統(tǒng)必不可少的組成模塊。 第2章 提升機制動裝置總體設計 2.1制動裝置的有關規(guī)定和要求 按照《煤炭安全規(guī)程》及有關技術規(guī)范的規(guī)定，提升機(絞車)的制動裝置必須達到下列要求。 （1）提升機(絞車)必須裝設司機不離開位置即能操縱的常用閘(即工作閘)保險閘(即安全閘)。 （2）常用閘和保險閘必須經常處于良好的狀態(tài)，保證靈活可靠。 （3）保險閘必須采用配重式或彈簧式的制動裝置，常用閘必須采用可調節(jié)的機械制動裝置。 （4）提升機（絞車）除有（常用閘和保險閘）外，應加設定車裝置。 （5）保險閘（或保險閘第一級）的空動時間（由保護回路斷電時起至閘瓦剛剛接觸到閘輪上的一段時間）：壓縮空氣驅動閘瓦式制動器不得超過0.5秒，儲能壓縮驅動閘瓦式制動器不得超過0.6秒，盤式制動器不得超過0.3秒。 （6）提升機（絞車）的常用閘和保險閘制動時，所產生的力矩和實際提升最大靜載荷重旋轉力之比（K），都不得小于3。 （7）雙滾筒提升機（絞車）在調整滾筒旋轉的相對位置時（此時游動滾筒與主軸脫離連接），制動裝置在各滾筒閘輪上所發(fā)生的力矩，不得小于該滾筒所懸重量（鋼絲繩重量與提升容器重量之比）形成的旋轉力矩的1.2倍。 （8）在立井和傾角以上的傾斜井巷，提升裝置的保險閘發(fā)生作用時，全部機械的減速度：下放重載（設計額定的全部重量）時，不得小于1.5米每二次方秒；提升重載時，不得超過5米每二次方秒。 傾角在以下是傾斜井巷，下放重載時的制動減速度不得小于0.75米每二次方秒，提升重載時的制動減速度不得大于自然減速度。 = m／ 式中 --------重力加速度， m／； --------井巷傾角， （）； --------繩端載荷的運動阻力系數(shù)，一般采用0.10到0.105。 （9）制動器的工作行程不得超過全程的四分之三，必須留有四分之一作為調整時備用。 (10) 制動輪的橢圓度在使用前（新安裝或大修后）不得超過0.5至1mm；使用中如超過1.5mm時，應重新車削或換新的。 2.2提升機制動裝置類型的選定 本文選定的JKMD型提升機是基于撓性體摩擦傳動原理實現(xiàn)的。它利用提升鋼絲繩與驅動共同滾筒之間的摩擦力拖動提升容器在井筒中往復運行，加之采用多根鋼絲繩共同承擔載荷的方式，因而多繩摩擦提升機具有體積小、質量輕、安全可靠、提升能力強等優(yōu)點，適用于較深的礦井提升。 下表2-1為JKMD型提升機的型號及相關數(shù)據(jù)： 表2-1 提升機的相關參數(shù) 名稱 單位 型號 JKMD-4.5×4 摩擦輪直徑 鋼絲繩根數(shù) 鋼絲繩最大靜張力差 鋼絲繩最大靜張力 鋼絲繩最大直徑 鋼絲繩間距 最大提升速度 天輪直徑 質量(不包括電氣部分) m 根 KN KN mm mm m/s m t 4.5 4 270 930 45 350 14 4.5 工作參數(shù)： 有效載荷 32500kg 井筒深度： 602.4m 提升距離 600m 提升速度 15m/s 加速度 減速度 主導輪直徑 4.5m 主導輪轉速 爬行距離 0 爬行速度 0 停止時間 28s 提升繩長度 820m 尾繩長度 640m 提升繩重量 4×9.08kg/m 尾繩重量 4×9.08kg/m 帶懸掛裝置箕斗重量 4000kg 拋物線段變加速度系數(shù) 如無拋物線段 考慮到JKMD型提升機的這些特點，本次采用盤式制動器作為本提升機的制動裝置。盤式制動器以其獨特的優(yōu)點及良好的安全性能被廣大用戶認可。特別是在結合了液壓系統(tǒng)和PLC 控制之后，液壓系統(tǒng)和PLC 超強的控制性能為盤式制動器的應用提供了巨大的工作平臺。 (1) 盤式制動器與其它類型制動器相比較，其優(yōu)點是：可靠性高，操作方便，制動力矩可調性好，慣性小，動作快，靈敏度高；重量輕，結構緊湊，外形尺寸小，安裝維護方便；通用性大等。 (2)液壓盤式制動器作為最新開發(fā)出來的一種制動器，其發(fā)展前景遠大，尤其是將液壓—電氣控制結合在盤式制動器上，相信隨著液壓和電氣技術的進一步發(fā)展，會更有利于盤式制動器的發(fā)展。 2.3提升機制動裝置方案設計 2.3.1盤式制動器的結構 盤式制動器的結構如圖所示。兩個制動油缸3位于滾筒制動盤的兩側，均裝在支座2上。支座2為整體鑄鋼件，一副盤式制動器通過支座及墊板1用地腳螺栓固定在基座上。制動油缸3內裝有活塞5柱塞13調整螺栓6螺釘7盤式彈簧4及彈簧套筒8等。筒體9襯板11和渣瓦15一齊可沿支座的內孔往復移動。閘瓦與襯板的連接，可用銅螺釘連接或用黏結劑粘貼，但大多數(shù)是以燕尾槽的形式將閘瓦固定在襯板上。在使用中當閘瓦磨損或閘瓦與制動盤的間隙過大時，可用調整螺栓6調節(jié)筒體9的位置，使閘瓦間隙保持在1~1.5mm 。柱塞13與銷子14的連接采用榫槽結構，在擰動螺釘7時不致使柱塞13轉動，以便調整閘瓦間隙。壓向制動盤的制動力，由盤式彈簧產生。解除制動力，靠線油缸內充入油液而向右推動活塞5，壓縮盤式彈簧來實現(xiàn)。 盤式制動器的結構如圖3-4所示： 圖3-4 盤式制動器的結構圖 2.3.2盤式制動器的布置方式 盤式制動器又稱盤型閘，它與閘塊不同，其制動力矩是靠盤瓦沿軸向兩側壓向滾筒上的制動盤而產生的。為了使制動盤不產生附加變形，主軸不承受附加軸向力，因而盤式制動器都成對地裝設使用，每一對盤式制動器叫做一副，如圖所示。根據(jù)所需制動力矩的大小，一臺提升機可以同時布置兩副四副或更多副盤式制動器。 盤式制動器的布置方式如圖3-3所示： 圖3-3 盤式制動器的布置圖 第3章 制動器的設計計算 3.1總體參數(shù)計算 3.1.1確定在工作狀態(tài)下所需要的制動力 盤式制動器的基本參數(shù)如表3-1所示： 表3-1 盤式制動器的基本參數(shù) 確定工作所需要的制動力 主導輪直徑 制動盤的平均直徑 制動器數(shù)量 天輪直徑 閘瓦與閘盤摩擦系數(shù) 鋼繩與滾筒摩擦系數(shù) 圍包角 (1) 工作參數(shù) 提升高度 提升速度（提物） 有效載物（提物） (2) 超載計算 1) 質量的確定 提升鋼絲繩懸垂長度： 提升時：在井下 在井上 尾繩懸垂長度： 提升時：在井下 在井上 主繩提升單位重量 鋼絲繩根數(shù) 尾繩單位重量 繩數(shù) 鋼絲繩重量S (從主導輪到導向輪鋼絲繩重量) 鋼絲繩重量 有效載重 空罐籠 2) 運行載荷 有載重 無載重 3) 天輪主導輪電機轉子和聯(lián)軸節(jié)的變位重量計算 A、天輪 數(shù)量 天輪直徑 慣性矩 相對鋼絲繩中心的變位重量 Z個天輪的變位重量 B、主導輪 按鋼絲繩中心計算的主導輪直徑 慣性矩 變位重量 電機轉子慣性矩 變位重量 4) 運動部分的重量如表3-2所示： 表3-2 礦井提升機的部分工件重量 項目 有效載重（t） 無效載重（t） 鋼絲繩 23.1 23.1 鋼絲繩 22.9 22.9 有效載荷 32.5 32.5 提升容器 FW 40.25 40.25 天輪 14.49 14.49 主導輪 25.697 25.697 電機轉子 5.494 5.494 滾筒與天輪之間繩 4.21 總重量 208.89 176.39 鋼絲繩滑動極限的計算： A、下降時加速度 B、提升時加速 C、空運行時加速度 圍包角， 表3-3 鋼絲繩與摩擦輪包圍角基本參數(shù) 弧度 圍包角 角度 175 0.97π 2.15 180 1.00π 2.19 185 1.03π 2.24 190 1.05π 2.29 195 1.08π 2.34 200 1.11π 2.39 205 1.14π 2.45 210 1.17π 2.50 215 1.20π 2.56 220 1.22π 2.61 5) 相對于滾筒軸中心制動力的確定 A、運動制動力 制動安全系數(shù) 因此： 下降時工作超載的情況所需要的制動減速度 所以： 工作制動所允許的最小制動力 B、安全制動力 a、下降時減速度，制動力 極限值 （鋼絲繩滑動極限） 極限值： b、提升時的加速度 減速度，制動力 極限值（鋼絲繩滑動極限） c、空載時加速度： 減速度，制動力 極限值（鋼絲繩滑動極限） d、極限值 由于上述的要求不能被滿足，所以使用了安全制動器以保證對于 有的提升機工作方式采用的恒定減速度。 C、作為停車閘的安全制動器 （制動器安全系數(shù)） 因此： 3.1.2確定制動器數(shù)量 (1) 確定使用8SM7622型盤式制動器 釋放空間：最小1毫米 最大2毫米（需要調節(jié)） 制動力發(fā)生器裝置的彈性拉力包括效率 最大釋放間隙 最小放間隙 整個間隙釋放力 活塞直徑 活塞面積 制動盤直徑(mm)參數(shù)如表5-4所示： 表5-4 制動盤直徑參數(shù) 制動器直徑尺寸 350 400 410 450 460 500 560 630 700 注：括號內為非優(yōu)先選用尺寸 (2) 確定制動閘的數(shù)量Z 工作制動閘所需要的制動力 取Z=8 *制動裝置之規(guī)定E27L41119 工作制動閘和安全制動閘可以作為停車制動使用，它們相對鋼絲繩中心的工作制動力和安全制動力 = =969KN 靜態(tài)安全系數(shù) 在超負荷下降時，工作制動閘產生的制動減速速度為： (3) 安全制動控制器 安全制動閘使提升機在任何工作狀態(tài)下其減速度保持在恒定不變，這個值低于第一部分中使用鋼絲繩滑動的減速度。 制動控制器保證鋼絲繩有效直徑所需要的制動力。 準確的減速度 (4) 如果一個制動器發(fā)生了故障，根據(jù)TSA超載運行的靜態(tài)安全系數(shù) 至少要達到1.5，其減速度應符合下面之說明。 下表為提升機工作狀態(tài)下的參數(shù)如圖5-5所示： 表5-5 提升機工作狀態(tài)下的參數(shù) 工作狀態(tài) 下降負載 提升負載 空罐籠 減速度 超載U 質量m 安全制動力 32.7t 208．9t 634KN 32.7t 208．9t 634KN 0．2t 176．39t 262KN 1) 工作制動 工作制動的制動力 靜態(tài)安全系數(shù) 下降時的減速度 2) 用作固定閘的安全制動閘 制動力 靜態(tài)安全系數(shù) 3) 在安全制動的情況下制動控制器能對制動器的故障進行補償。下降運行時，安全制動所需要的最大制動力為634KN，由于它比總的有效制動力872KN要小，它可以由制動控制器進行調節(jié)。 (5) 如果減速度達不到，就要預先調節(jié)安全制動力，使它達到第3節(jié)中對下降運行計算得到的保險制動力，這樣它才能正?？刂?。 利用恒定制動力可以得到如下的減速度值如表5-6所示： 表5-6 在恒定制動力下提升的減速度 工作狀態(tài) 下降負載 提升負載 空載 超載U 質量m 安全制動閘的制動力 減速度 32.7t 208．89t 634KN 32.7t 208．89t 634KN 0．2t 176．39t 634KN 在液壓裝置中，產生所需要的恒定剩余壓力計算如下： （鋼絲繩有效直徑的安全制動力） 根據(jù)下圖的壓力/制動力曲線可以發(fā)現(xiàn)對制動力，其剩余壓 壓力/制動力曲線如表5-7所示： 表5-7 壓力/制動力曲線 ，蓄能器壓力=。 釋放間隙1毫米，制動器的制動力有4MPa到。 盤式制動器的性能參數(shù)包括制動力矩、彈簧剛度、液壓站油壓等。另外制動器的強度參數(shù)還有支架強度、螺栓強度、液壓缸強度等。 3.2碟型彈簧的選型計算 盤形閘制動力是由碟形彈簧產生的，因此碟形彈簧的失效或疲勞損壞都會對制動工作產生影響。碟形彈簧的壽命制造廠是按4×106循環(huán)次數(shù)設計的，根據(jù)使用工況我們驗算其壽命如下： 在使用中應根據(jù)實際情況確定盤式彈簧的使用壽命： 式中 —盤式彈簧使用年限，； —每年工作時數(shù)，（=300×16=4800h）； —每小時提升次數(shù)，(28勾)； —每提升一次松閘次數(shù)（2次）。 代人公式得 碟型彈簧猶如一個圓盤，從其支承面來區(qū)分，可劃分為A型和B型。A型彈簧呈現(xiàn)標準錐臺形狀，如圖a；B型彈簧在錐臺上表面加工出一個平面，利于多片碟簧的疊放支承，如圖b。碟簧的剛度和強度與碟片外徑D，內徑 d，碟片厚度δ，碟片內錐自由高度等參數(shù)有很大關系。其中，系數(shù)C=D/d對碟型彈簧的特性有主要影響，C值越大，剛度越小，但C值過小會給加工制造帶來困難。一般情況下，C值取在1.7~2.5范圍較為適宜，初值時可取C=2.0。 比值和比值的變化，會得到碟簧各異的特性；這兩個比值越小，彈簧的線規(guī)律越好?！稒C械設計手冊》中列有標準碟型彈簧的尺寸及參數(shù)。 (1) 碟型彈簧的剛度及使用片數(shù)計算 單片碟型彈簧的剛度可按下式計算 (1) 式中 —與C值相對應的系數(shù)； —單片彈簧的剛度； 碟型彈簧的設計尺寸、參數(shù)如表5-8所示： 表5-8 碟型彈簧的設計尺寸、參數(shù) —碟型彈簧在最大載荷（即松閘）時的變形量，mm。 式中的剛度算式與碟簧的變形量是有關的。因為單片碟簧的變形是有限的。 為滿足松閘間隙或提高承載能力的要求，碟型彈簧一般都成組使用，故計算剛度時的值還與碟簧使用片數(shù)有關，因而為簡化計算起見，初算碟簧剛度可暫取=0.75。 計算出剛度之后，制動時每片碟簧的預壓縮量為 (2) 松閘時碟簧還會繼續(xù)壓縮，但由于閘瓦間隙大都控制在1~1.5mm之間，故圖（b）的組合形式，得單片彈簧的壓縮量（取間隙為Δ=1mm）為 (3) 從碟型彈簧線性度考慮，要求單片碟簧的最大變形量不超過，因此有 (4) 即 (5) 據(jù)此可估算出碟型彈簧的使用片數(shù)（應取整數(shù)），得： =21.3，取=22。 (2) 碟型彈簧強度驗算 碟簧承載后，截面內各點的應力有差別，其中1、2、3和4處是最薄弱環(huán)節(jié)，它們的應力計算為 (6) (7) (8) (9) 1和4處承受壓縮應力，2和3處承受拉伸應力，再大應力通常在1處。對承受靜載荷或服務期間載荷變化次數(shù)不超過的工作狀態(tài)，僅校核1處的應力即可。在的條件下，碟簧的許用應力可取在1960~2350。 因為拉力會引發(fā)疲勞裂紋擴展，故對于承受較高循環(huán)次數(shù)的碟型彈簧，2和3處有可能出現(xiàn)疲勞裂紋，應對此處進行疲勞強度校驗。由下圖可知，碟簧的裂紋或疲勞危險位置取決于比值和。校核2和3處的疲勞強度，是校驗碟簧內錐面的最大拉伸應力和應力幅，根據(jù)碟片厚度、循環(huán)次數(shù)的壽命，按制動時碟片產生預壓變形量所應對的應力下極限，在碟簧疲勞極限應力圖中查取許用力。若碟片為非對合型組合，或片數(shù)大于6，或厚度大于16mm時，還應考慮安全系數(shù)，酌情降低許用應力，安全系數(shù)可取1.2~1.5。 圖5-5 彈簧結構示意圖 碟型彈簧的三種組合方式如圖5-6所示： 圖 圖 5-6 碟型彈簧的三種組合方 彈簧破壞位置的判別：，C=D/d 圖5-7 A型彈簧破壞位置的判別 碟型彈簧下的應力極限如圖5-8所示： 圖5-8 碟型彈簧下的應力極限圖 3.3制動器液壓缸的結構與設計計算 3.3.1液壓缸工作原理分析 按照設計規(guī)范，液壓盤式制動器是起重機必備的最后一道安全防線。 液壓盤式制動器機械結構示意如圖5-9(1圖)所示，盤式制動器4的作用是抱緊主起升卷筒上的制動盤，制動器的制動力由碟型彈簧產生；松閘力由與制動器相配套的液壓站提供動力。當液壓原理圖5-9(2圖)中電磁閥10得電后，液壓力將制動器打開；當電磁閥失電后卸壓，制動器制動。 盤式制動器液壓系統(tǒng)如圖5-9所示： (1) 盤式制動器結構圖 (2) 盤式制動器液壓系統(tǒng)圖 (圖1) 1—電纜壓蓋；2—液壓管接頭； 3—摩擦片；4—制動盤 (圖2) 1-制動盤；2-制動器；3-壓力表；4-壓力表開關；5-壓力繼電器；6-測壓點；7-球閥；8-單向閥；9-手動泵；10-磁閥；11-溢流閥；12-電機；13-泵；14-過濾器；15-空氣濾清器 圖 5-9 盤式制動器液壓系統(tǒng)圖 3.3.2制動器的工作特征分析 1) 超速上閘： 當下降速度超定的比較值—額定速度的15%—20%，監(jiān)測主起升卷筒轉速的超速開關發(fā)出指令，電磁閥失電，盤式制動器失去液壓張開動力后在蝶簧的作用下立即上閘。 2) 定時上閘：液壓盤式制動器還可以依據(jù)一個工作循環(huán)時間間隔實現(xiàn)定時上閘。 3）斷電上閘：不論在任何情況下，只需主起升電機斷電，盤式制動器就應處于制動狀態(tài)。 3）提前松閘：當起升機構在工作開始或一個工作循環(huán)開始時，主提升電機與盤式制動器之間的連鎖功能是盤式制動器總是比起升電機先啟動，提前松閘。 4）滯后停止：當起升機構在工作停止或一個工作循環(huán)結束時，電機與盤式制動器之間的連鎖要求盤式制動器總是滯后于安裝在主起升高速軸上的制動器制動上閘。 3.3.3液壓回路設計 對重型機械的盤式制動器來說，除了機械設計上的高可靠性以外，對液壓系統(tǒng)的設計也提出了高可靠性的要求： A、雙路安全卸荷回路：如圖5-10(1)示并聯(lián)設計，避免了單一回路可能出現(xiàn)的控制故障，增加了系統(tǒng)的可靠性。兩個電磁換向閥可同時得電。 B、手動卸載調節(jié)系統(tǒng)：與球閥2并聯(lián)安裝，在失電情況下用手動泵可將負載安全放下如圖5-10(2)所示。 (1) 雙路安全卸荷回路 (2) 手動卸荷調節(jié)系(3) 手動控制下降負載 圖5-10 制動器液壓回路 C、手動控制下降負載：原理與手動卸載調節(jié)系統(tǒng)相近，只不過用電磁換向閥13替代了手動換向閥8，該電磁換向閥由備用電路控制。閥13的位置由閥2的位置控制，并進行電氣聯(lián)鎖（如圖2)。 D、過濾器裝有堵塞報警開關。若發(fā)出信號應更換濾芯，液壓站必須采用全封閉式，以適應冶金廠的高粉塵)大濕度及高溫。 3.3.4設計計算 （1）制動力的調節(jié) 盤式制動器的閘瓦（如圖1）在制動盤上產生的 制動力等于： 式中 —閘瓦壓向制動盤上的正壓力，N； —閘瓦對制動盤的摩擦系數(shù)，=0.35~0.5。 由圖可知，閘瓦壓向制動盤的正壓力等于：（1） 式中 —壓力油產生的推力； —盤式彈簧推力，N； —活塞移動阻力；N。 液壓盤式制動器結構示意圖如圖5-11所示： 1—制動盤；2—閘瓦；3—活塞；4—彈簧 圖5-11 液壓盤式制動器 式中 —作用在活塞上的油壓，； —油缸直徑，； —柱塞直徑，。 將式帶入，則得： 活塞移動阻力大會降低制動器對閘盤的正壓力，使制動力矩降低，活塞移動阻力的太小可以通過測試信號分析，當閘瓦問隙剛好為零時，橙閘過程的閘瓦剛剛開閘盤時的油壓 稱為橙閘油壓；合閘過程的閘瓦與閘盤剛剛貼上的油壓稱為貼閘油壓。根據(jù)油缸內活塞運動方向的不同，和的表達式： （2） （3） 式中 —油缸有效作用面積； ，—松阿和貼閘阻力。 由式(2)、式(3)得合阻力： （4） 顯然，按式，當P=0時：，則為最大值（按=），提升機制動盤在盤式彈簧的正壓力的作用下，獲得最大制動力； 當，且時：，；或，，則閘瓦向右移動，提升機解除制動； 當時：，則在零至最大值之間變化。 由上述可以得出：調節(jié)制動油缸內的油液壓力，則可調節(jié)制動力。在制動或松閘過程中，制動力的可調級數(shù)在30級以上，這樣可以保證提升機制動時的平穩(wěn)和調速性能要求。通常制動油缸內的油壓的最小值不等于零，而為全制動時油缸內的殘壓，其殘壓值最大達。解除制動時需要的最大油壓，應根據(jù)提升機實際靜張力差來計算。 液壓缸的設計參數(shù)如表5-9所示： 表5-9 液壓缸的設計參數(shù) 液壓缸直徑及活塞外徑尺寸d 50 63 70 75 80 制動器正壓力KN 設計摩擦系數(shù) 設計閘瓦比壓MPa 10，20，25，32，40，50， 0.4 ≦1.0 63，80，120，150 ≦1.0 尺寸系列 (制動盤直徑×液壓缸直徑mm) 有效制動半徑m 制動力矩，N·m 液壓缸油壓，MPa 7 10 7 10 7 10 單活塞 雙向對置式 雙活塞 雙向對置式 三活塞 雙向對置式 360×50 0.154 1480 2120 2960 4230 4440 6350 400×50 0.174 1670 2390 3350 4780 5020 7170 (410×50) — — — — — — — 450×50 0.199 1910 2730 3830 5470 5740 8200 360×63 0.147 2245 3210 4490 6410 6735 9620 400×63 0.167 2550 3640 5100 7290 7650 10930 450×63 0.192 2930 4190 5860 8380 8800 12570 450×70 0.189 — 5090 — 10130 — 15270 500×70 0.214 — 5760 — 11530 — 17290 560×70 0.244 — 6570 — 13145 — 19720 450×75 0.186 — 5750 — 11500 — 17260 (460×75) — — 6525 — — 500×75 0.211 — 7450 — 13050 — 19590 560×75 0.241 — 8010 — 14110 — 22300 560×80 0.239 — 9640 — 16820 — 25200 630×80 0.274 — 10870 — 19280 — 28930 700×80 0.309 — — — 21750 — 32620 活塞工作需要的最小壓力（效率） 安全制動閘的最小調整釋放壓力 已知液壓缸：工作油壓—P=21.9； 活塞直徑—D=8.5cm 活塞面積—A=56.7 制動器液壓缸如圖5-12所示： 圖5-12 盤式制動器液壓缸示意圖 計算下列數(shù)值： = P， ——總阻力損失率，=0.7~0.8 當活塞<0.2 m/s時，取=0.8；當活塞>0.2 m/s時，取=0.7，所以=21.90.7，得=87KN。 由于0.5m/s，查表〈〈液壓與氣壓傳動〉〉 得0.3，取=0.3，得=，所以==2.61KN即移動負載為m=261Kg。 在一般工況下=0.2~0.3，取d=0.2D，得d=1.7cm ，壁厚與內徑之比往往為，所以取=8cm （2）盤式制動器所需的最大工作油壓的確定 盤式閘制動系統(tǒng)液壓站的工作油壓為5．2MPa，一級制動油壓為1．7MPa，殘壓為0．3MPa，10副制動器； 盤式制動器實際需要的最大工作油壓，應當根據(jù)礦井實際最大靜張力差按下式計算和調整； 式中 —實際需要的最大工作油壓； —提升機設計最大靜張力差時的油壓值（查表得《提升機司機》）； —提升機實際最大靜張力差，N； —提升機設計最大靜張力差，N； —克服盤式制動器各阻力之和所需要油壓，C值為：； —提升機全松閘時，為了保證閘瓦的必要的間隙而壓縮盤式彈簧之力，折算成油壓值； —油缸、密封圈、拉緊彈簧等阻力，折算成油壓值； —液壓站在提升機制動狀態(tài)時的殘壓，按最大殘值計算，； 查表得： ；； 求得 3.4制動器的強度校核 3.4.1 制動力整定計算 圖（a）是制動器力學原理示意圖，活塞承受三個軸向力，一是碟型彈簧推力，二是壓力油作用產生的推力，三是活塞運動阻力。當制動閘向制動盤施壓時，阻力與油壓推力同方向；而閘瓦離開閘盤時，阻力與彈簧力同向。 施閘時，制動器的正壓力可表達為 (1) 松閘時，真壓力可表達為 (2) 由此可見，同樣正壓力的情況下（=），松閘油壓比施閘油壓要高，其原因是兩種情況的運動阻力作用方向不同；制動器的正壓力與油壓的關系如圖(b)所示，從圖中可以看出：①制動器的正壓力與油壓變化成反比；②松閘過程與制動過程的曲線不重合；③兩條曲線重合性好，說明盤式制動器的控制靈敏性高。 盤式制動器力學原理如下圖(a)；盤式制動器正壓力與油壓關系如下圖(b)所示： (a)、1—制動盤；2—閘瓦；3—活塞；4—碟型彈簧 (b)、盤式正壓力與油壓關系 圖3-13 液壓盤式制動器壓力 所有盤閘在提升機卷筒上產生的制動力矩為 (3) 示中 N—閘瓦的正壓力； —閘瓦與閘盤的摩擦系數(shù)； —制動器的摩擦半徑； —制動閘副數(shù)。 另一方面，制動力矩應滿足大于三倍最大靜力矩的要求。提升機的最大靜力矩是最大靜張力差與鋼絲繩纏繞半徑之積，即 (4) 或 示中 Q—有效提升載荷； —提升鋼絲繩數(shù)量； —尾繩數(shù)量； —提升鋼絲繩單位長度重量； —尾繩單位長度重量； —鋼絲繩懸掛長度； —卷筒半徑。 因為要求，故制動閘的最大正壓力應達到 (5) 或 3.4.2液壓站油壓整定計算 盤式制動器松閘時，油缸上的推力必須克服三部分反作用力，即：①碟型彈簧的預定力壓縮力，其值等于正壓力；②為保持閘瓦間隙，而使碟型彈簧再壓縮的反力；③油缸活塞松閘時的運動阻力。 當閘瓦與閘盤分離之后，式中的，而其中彈簧力則是 (6) 示中 K—碟型彈簧的剛度； —閘瓦與閘盤之間的間隙； —盤閘內碟型彈簧的片數(shù)。 于是，盤閘活塞上的液壓推力為 (7) 在實際計算中，可近似取為=0.1N；同時，采用適當方法也可以實測出阻力。 將示(4)代入上式，便有 (8) 或 液壓站的最大油壓為 (9) 或 式中 —制動器油缸直徑； —活塞柱銷直徑。 由以上公式計算得出所設計的制動器滿足強度要求，可以安全工作。 第4章 安裝與調整、使用與維護 4.1安裝與調整 在安裝