提升機制動系統(tǒng)設計畢業(yè)設計論文說明書

1、第1章礦井提升設備概述11.1提升機的定義11.2提升機的分類1按用途分1按拖動方式分1按提升容器類型分1按井筒的傾角分1按提升機類型分11.3提升機的制動裝置的功用、類型7制動裝置的功用8制動裝置的類型81.4提升機型號的選用及制動器的設計類型8提升機的選用8制動器的設計類型9第2章提升機的選型計算（4.5米4多繩摩擦輪）102.1工作參數(shù)112.2速度圖112.3變位重量132.4力圖132.5等效力：152.6啟動力矩與等效力的比例：162.7有效功率：162.8電機最大軸功率及選型：162.9液壓站工作原理17 提升機液壓站系統(tǒng)17 液壓站系統(tǒng)原理圖17控制電路圖18第3章提升機制動裝

2、置的構造設計203.1制動裝置的有關規(guī)定和要求203.2提升機制動器主要類型21塊式制動器2130 / 36322盤式制動器223.3盤式制動器的構造及工作原理23盤式制動器的布置方式23盤式制動器的構造243.4制動器的設計計算25確定在工作狀態(tài)下所需要的制動力確定制動器數(shù)量31碟型彈簧的選型計算35制動器液壓缸的構造與設計計算3.5制動器的強度校核49制動力整定計算49液壓站油壓整定計算51第4章制動器的工作可靠性評定534.1盤式制動器的安裝要求及調整53盤式制動器的要求包括零部件盤式制動器閘瓦間隙的調整53 4.2制動器的故障模式及可靠性圖框 55 4.3制動器的優(yōu)化設計及工作可靠性評

3、定設計變量56優(yōu)化策略574.4制動器的維護可靠性評定58第5章結論60總結61英文原文62中文翻譯71參考文獻77致7825415356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）的重要組成局部之一，直接關系著提升機設備的平安運行。多繩摩擦提升機具有體積小、質量輕、平安可靠、提升能力強等優(yōu)點，適用于 較深的礦井提升。本文針對JKMD型（4.5米4多繩摩擦輪）提升機，對其制動系 統(tǒng)進展設計。在對提升機的制動器選型過程中，因盤式制動器是近年來應用較多的一種新 型制動器，它以其獨特的優(yōu)點及良好的平安性能被廣

4、闊用戶認可，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。制動盤的制動力，靠油缸充入油液而推動活塞來壓縮 盤式彈簧來實現(xiàn)。液壓盤式制動器作為最新一種制動器，具有許多優(yōu)點，所以它在現(xiàn)代多種類型 提升機中獲得廣泛的應用。它具有制動力大、工作靈活性穩(wěn)定、敏感度高等特點， 對生產平安具有重要意義。關鍵詞：提升機；多繩摩擦；制動器；設計；液壓傳動AbstractCurre ntly many of our coal mine has turned to deep mining. Mine coal upgrad ing equipme

5、nt as the key equipme nt holds an importa nt positi on in mecha ni zed product ion of the mine. The brakes are one of the importa nt ponents of a direct beari ng onH oist the safe operatio n of equipme nt.Multi-rope friction hoist with small size, light weight, safe, reliable, and strong ability to

6、upgrade apply to the deeper mine hoist. In this paper, the braking system for JKMDtype ( 4.5 meters over four-rope frictionround) hoist have bee n desig ned.In the hoist brake selectionprocess, because in recent years disc brakeis used in the new brakes It's unique strengths and good safety perf

7、ormanee recognized by the majority of users. Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performanee of the disc brake provides a tremendous platform for the work. Brake disc braking force and rely on the fuel tank filled with oil that drives t

8、he pist on to press spri ng to achieve Disc.Hydraulic disc brakes as the latest developme nt of a brake, which has many adva ntages. Therefore it in a moder n aircraft types to upgrade gain wider application. It is the braking force, flexibility stability, high sen sitivity; on product ion safety is

9、 of great sig nifica nee.全套圖紙及更多設計請聯(lián)系QQ 360702501Keywords: Hoist; Multi-rope friction; Brake; Design; Hydraulic drive.第1章礦井提升設備概述1.1提升機的定義礦井提升機是礦井大型固定設備之一，它的主要任務就是沿井筒提升煤炭、 礦石和矸石；升降人員和設備；下放材料和工具等。礦井提升設備是聯(lián)系井下與 地面的紐帶，是主要的提升運輸工具，因此它整個礦井生產中占有重要的地位。1.2提升機的分類按用途分（1）主井提升設備主井提升設備的任務是專門提升井下生產的煤炭。年產30萬噸以上的礦井，主

10、井提升容器多采用箕斗；年產 30萬噸以下的礦井，一般采用罐籠（立井）或串車 （斜井）0（2）副井提升設備副井提升設備的任務是提升矸石、廢料，下放材料，升降人員和設備等。副 井提升容器采用普通罐籠（立井）和串車（斜井）0按拖動方式分按提升機電力拖動方式分為交流拖動提升設備和直流拖動提升設備。按提升容器類型分分為箕斗、罐籠、串車等提升設備。按井筒的傾角分提升設備按井筒傾角可分為立井提升設備和斜井提升設備。立井提升時，提升容器采用箕斗或罐籠等.斜井提升時，提升容器一般采用礦車（串車）或斜井箕斗。 串車提升適用于井筒傾角不大于；斜井箕斗提升適用于井筒傾角在因回圍。近年來大型斜井提升多采用膠帶輸送機。按

11、提升機類型分（1）單繩纏繞式提升設備單繩纏繞式提升設備目前大局部為直徑圓柱型滾筒，在個別的老礦井，還有 使用變直徑滾筒（如雙圓柱圓錐型滾筒）提升設備。1）KJ型（23m和 BM及 JKA型單繩纏繞式提升機KJ（| F23m型單繩纏繞式提升機是我國在19581966年生產的仿BM-2A型提升 機，按滾筒個數(shù)來分，有單滾筒和雙滾筒的提升機；按布置方式來分，有帶地下 室和不帶地下室的提升機，可根據(jù)設計而選用，但二者技術性能完全一樣。（A）KJ型（23m）提升機代號意義以KJ2 2.5両1.2D-20型為例說明如下：K 礦井；J 卷揚機(提升機);2 雙滾筒(單滾筒時為1);2.5滾筒名義直徑，m1.

12、2每個滾筒的兩側黨繩板的距離，mD 帶地下室(無D字表示不帶地下室)；20 減速器名義傳動比。(B) KJ型(23m)和BM型提升機的機構特點主要有：(a) 制動裝置采用角移式塊型制動器，重錘制動傳動，油壓操縱裝置；(b) 雙滾筒提升機采用手動渦輪渦桿式調繩離合器；(c) 減速器采用漸開線人字形齒輪傳動；(d) 使用機械牌坊式深度指示器；(e) 設有機械限速器。(C) JKA型單繩纏繞式提升機是在 KJ型提升機的根底上改良后制造的。JKA 型雙滾筒提升機在構造上具有以下特點：(a) 調繩裝置即離合器為電動渦輪渦桿式離合器，因而調繩工作簡便省力；(b) 采用綜合式制動器，改善了閘瓦的磨損情況；(

13、c) 液壓站采用手動控制的低壓電液調節(jié)閥和電磁鐵控制的平安三通閥，分 別對工作制動和平安制動進展控制；(d) 減速器采用圓弧形人字齒輪傳動，提高了減速器的承載能力，并減輕了 重量。2) KJ型(也46m和HKM型單繩纏繞式提升機聯(lián)新克拉馬托爾機械制造廠生產的 HKM鏗提升機的構造特點：(a) 滾筒采用焊接構造；(b) 采用氣動齒輪式調繩離合器；(c) 制動器為新平移式塊閘；(d) 采用壓氣制動傳動裝置；(e) 使用機械牌坊式深度指示器；(f) 減速器采用漸開線人字齒輪，有一級傳動和二級傳動兩種；(g) 有電氣限速器，還有機械限速器。我國現(xiàn)有煤礦礦井多數(shù)是按照五十年代的標準設計的，為了快出煤、多

14、出煤， 當時主要是建立中、小型礦井，并且首先開采淺部煤層。五十年代，我國的礦井 提升設備主要是從聯(lián)進口的 BM型產品和國產仿KJ型產品，設備的可選性小，主 要是滿足開采淺部煤層的需要。進入 80年代以后，我國許多煤礦礦井已逐漸轉向 中深部開采，國家統(tǒng)煤礦礦井的平均深度已由 200米延伸到400米，現(xiàn)在已達600 米、1000米。根據(jù)國外的實踐經歷，落地式摩擦提升設備，是在礦井延伸后使現(xiàn)有提升設備滿足加大提升高度要求的行之有效的方法。(A) 主提升鋼絲繩的選擇(a) 鋼絲繩的構造形式應優(yōu)先選用三角股鋼絲繩及線接觸圓股鋼絲繩，當由于供給原因，亦可以選 用普通圓股點接觸平行捻鋼絲繩。鋼絲繩公稱抗拉強

15、度宜選用1550X I帕。(b) 鋼絲繩的平安系數(shù)根據(jù)？煤礦平安規(guī)程？規(guī)定，鋼絲繩的平安系數(shù)回應符合下式：升降人員和物料 升降物料式中國一提升鋼絲繩的懸垂長度， m(c) 鋼絲繩數(shù)目選擇落地摩擦式提升機的鋼絲繩樹木以 24繩為宜。(B) 尾繩的選擇目前，絕大多數(shù)使用多繩摩擦式提升機的礦井，都由原來選用扁鋼絲繩作平 衡尾繩而改為使用圓股鋼絲繩作平衡尾繩。新建的礦井，設計中也已全部選用圓 股鋼絲繩作平衡尾繩。這主要是因為扁鋼絲繩生產效率低、供給困難。選用圓股鋼絲繩作平衡尾繩時，以多層股不旋轉圓股鋼絲繩中的18X7和C:)特殊加大包圍角a (井深小于300mma- =70b-co=360*5$j正常

16、包圍角a (井深大于300mm34X7兩種構造較為適宜。但目前這兩種產品尚不能滿足需要，因而當供給困難時， 也可選用普通圓股鋼絲繩，如選用 6X 19和6X 37等。應注意的是，選用鋼絲繩 股中的鋼絲不可過細，并應盡可能選用鍍鋅鋼絲繩，以提高使用壽命。當采用兩 條平衡尾繩時，可以選用左向交互捻和右向交互捻的鋼絲繩各一條。a-a = ：80'jb-0L=： 3二一己己(F圖1-1纏繞式提升機摩擦襯片上的包圍角選擇全套圖紙及更多設計請聯(lián)系QQ 360702501(2)多繩摩擦式提升設備多繩摩擦式提升設備可分為塔式和落地式KJM和JKM型多繩摩擦輪提升機多繩摩擦提升機的井架一般多采用鋼構造四

17、斜腿井架。放繩掛罐后在主繩力 水平分力作用下，使井架產生彈性變形、井架有傾斜現(xiàn)象。一般井筒采用凍結施 工，井架根底隨著井筒凍結層解凍變化。根底會產生少量下降。井架在受主繩力 作用下根底下沉不均衡也會使井架傾斜。由于井架傾斜、天輪軸心線相對位移， 這種位移一般在投入使用初期產生，并漸漸逐于穩(wěn)定。另外，天輪繩槽摩擦襯墊 一般采用國產品尼龍1010、進口 K25,由于襯墊是磨損材料，從初期使用到更換 之前，即剩余厚度為鋼絲繩直徑一半之前，提升繩落繩點向絞車房方向漸變位移， 一般位置變化圍0 30mm多繩提升機由于使用了數(shù)根鋼絲繩代替一根鋼絲繩。鋼絲繩的直徑變小了， 摩擦輪的直徑因而變小，但由于有多根

18、鋼絲繩，所以摩擦輪變?yōu)槟Σ镣玻瑢挾壬?有加寬。設采用n根鋼絲繩，那么多繩與單繩提升機鋼絲繩直徑間有如下關系：同理，摩擦筒主導輪直徑:多繩摩擦提升機如圖1-2所示:1 主導輪2 天輪3 提升機鋼絲繩 4 提升容器5 尾繩圖1-2多繩摩擦提升機主軸裝置的特點：它與纏繞式提升來代替木襯，由于摩擦提升是靠摩擦力來 傳遞動力的，所以襯墊擠壓固定在筒殼上。摩擦襯墊形成襯圈，其 上再車出繩槽，初車時槽深為1/3繩徑，槽距即繩心距約為繩徑的 10 倍利用熟知的柔索歐拉公式可知，摩擦輪兩側鋼絲繩拉力的極限比值為式中自然對數(shù)的底，等于2.71828 ；網一鋼絲繩對于摩擦輪的圍包角；耳一鋼絲繩與襯墊間的摩擦系數(shù)，通

19、常取 旦=0.2當鋼絲繩拉力比大于上式右端所給出的數(shù)值時，鋼絲繩對摩擦輪產生相對滑動為了防止這種滑動，兩側拉力不能到達其極限比值，而應有一平安系數(shù)，式改寫假設考慮防滑而參加防滑平安系數(shù)，那么有1 "I全套圖紙及更多設計請聯(lián)系QQ 360702501或者|下降時的減速度2)用作固定閘的平安制動閘制動力I靜態(tài)平安系數(shù)I3) 在平安制動的情況下制動控制器能對制動器的故障進展補償。根據(jù)第三節(jié)計算，下降運行時，平安制動所需要的最大制動力為634千牛頓，由于她比總的有效制動力872千牛頓要小，它可以由制動控制器進展調節(jié)。(5)如果減速度達不到DEJ ，就要預先調節(jié)平安制動力，使它到達第3節(jié)中對下

20、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3-6所示：表3-6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U32.7 噸32.7 噸0. 2噸質量m208. 89 噸208. 89 噸176. 39 噸平安制動閘的制動力習634千牛頓634千牛頓634千牛頓減速度E因在液壓裝置中，產生所需要的恒定剩余壓力計算如下:鋼絲繩有效直徑的平安制動力根據(jù)以下圖的壓力/制動力曲線可以發(fā)現(xiàn)對制動力卩，其剩余壓壓力/制動力曲線如表3-7所示:S630X 二800.274108701928028930Z700X -800.3092175032620活

21、塞工作需要的最小壓力效率三 平安制動閘的最小調整釋放壓力液壓缸：工作油壓一P=21.9；活塞直徑一D=8.5cm活塞面積一A=56.7制動器液壓缸如圖3-12所示:圖3-12盤式制動器液壓缸示意圖計算以下數(shù)值:總阻力損失率，=0.70.8 當活塞 <0.2 m/s 時,=0.8 ; 當活塞回 >0.2m/s時，取丘 =0.7 ，所以| 10.7，得回=87KN由于創(chuàng)回0.5m/s，查表液壓與氣壓傳動得丨 0.3，取 =0.3，得pf=勺，所以哥=因1=2.61KN即移動負載為 m=261Kg在一般工況下0.20.3，取d=0.2D，得d=1.7cm，壁厚與徑之比往往為所以取叵=8c

22、m(8)盤式制動器所需的最大工作油壓確實定；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)礦井實際最大靜力差按下式 計算和調整 式中 兇一實際需要的最大工作油壓；匕一提升機設計最大靜力差時的油壓值查表得 ？提升機司機？； d 提升機實際最大靜力差，N； 提升機設計最大靜力差，N;色一克制盤式制動器各阻力之和所需要油壓，C值為： |_7油缸、密封圈、拉緊彈簧等阻力，折算成油壓值卜提升機全松閘時，為了保證閘瓦的必要的間隙而壓縮盤式彈簧之力，折算成 油壓值勺一液壓站在提升機制動狀態(tài)時的殘壓

23、，按最大殘值計算, 查表得:求得3.5制動器的強度校核制動力整定計算圖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叵，三是活塞運動阻力。當制動閘向制動盤施壓時，阻力目與油壓推力日同方向；而閘瓦離開閘盤時，阻力 列與彈簧力耳同向。施閘時，制動器的正壓力可表達為松閘時，真壓力可表達為由此可見，同樣正壓力的情況下巴二兇丨，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：制動器的正壓力與油壓變化成反比；松閘過程與制動 過程的曲線不重合；兩條曲線重合性好，說明盤式制動器的控制靈敏性高。

24、盤式制動器力學原理如以下圖（a）;盤式制動器正壓力與油壓關系如以下圖（b） 所示：N（K 卜）松閘過程 :. t 制動過程（a）、1 制動盤a）盤閘瓦制動活力學原碟型彈簧（b）、盤式正壓力與油壓關系1-制動盤蟲閘冠液壓盤式制動器壓力盤式制動器正壓力與油壓的關系 所有盤閘在扌提升活塞筒上產生的彈簧力矩為示中N 閘瓦的正壓力； 歸一閘瓦與閘盤的摩擦系數(shù);兇一制動器的摩擦半徑；j 制動閘副數(shù)。提升機的最大靜力矩另一方面，制動力矩應滿足大于三倍最大靜力矩的要求。 是最大靜力差與鋼絲繩纏繞半徑之積，即呂一提升鋼絲繩數(shù)量；2 尾繩數(shù)量；|弓一提升鋼絲繩單位長度重量；一尾繩單位長度重量；旦一鋼絲繩懸掛長度；

25、-卷筒半徑。因為要求，故制動閘的最大正壓力應到達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制三局部反作用力，即：碟型彈簧的預定力壓縮力，其值等于正壓力；為保持閘瓦間隙，而使碟型彈簧再壓縮的 反力；油缸活塞松閘時的運動阻力。當閘瓦與閘盤別離之后，式中的，而其中彈簧力那么是示中K碟型彈簧的剛度； 豈一閘瓦與閘盤之間的間隙； 1盤閘碟型彈簧的片數(shù)。于是，盤閘活塞上的液壓推力為ri 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，便有液壓站的最大油壓為(9)j11式中 兇一制動器油缸直徑； 討一活塞柱銷直徑。由以上公式計算得出所設計的制動器滿

26、足強度要求，可以平安工作第4章 制動器的工作可靠性評定4.1盤式制動器的安裝要求及調整盤式制動器的要求包括零部件1盤式制動器應符合標準的要求，并按照經規(guī)定程序批準的圖樣及技術文 件制造；2盤式制動器應符合？煤礦平安規(guī)程？的規(guī)定；3配套件應符合現(xiàn)行標準或技術文件的規(guī)定；4凡本標準未予規(guī)定的鑄、鍛、焊、加工和裝配等通用技術要求，均應符 合現(xiàn)行國家標準或行業(yè)標；5閘瓦的技術性能應符合3721-84中第2章的規(guī)定；6碟形彈簧的工作極限負荷、工作極限負荷下的變形量、在I點的計算應力及強壓處理負荷等主要技術參數(shù)應符合 3812-84中1.3的規(guī)定，技術要求應符 合B3812-84中第2章的規(guī)定；7產品應裝

27、設放氣裝置；8產品裝配后，活塞和閘瓦在設計油壓下應同時動作，不應有爬行、卡住 現(xiàn)象；9在無負荷條件下，盤形制動器活塞最低動作壓力不得超凹 ；10在設計油壓下，盤形制動器閘瓦的行程與設計行程的差值不得大于設 計行程的10%11產品裝配后在1.25倍設計油壓下保持10mi n,各密封處不顯油跡；12盤式形制動器油缸密封件壽命不低于 3個月或提升4X10次;13產品現(xiàn)場安裝、調整和試驗時，應符合 TJ 231（六）的有關規(guī)定。盤式制動器閘瓦間隙的調整裝配盤式制動器閘瓦時的有關要求和調整方法如下：1閘瓦與制動盤的間隙：新的為 1mm使用中的不大與2mm平安規(guī)定閘 盤偏擺最大1. 5mm規(guī)程要求0. 5

28、 mm）。由于偏擺大造成閘開關誤動作，無常生 產。經屢次調試效果不理想，有的不得不降低動作圍。2安裝閘瓦時，應首先檢查和實驗閘瓦襯板中部的孔和筒體上的銷子直徑， 它們的配合必須是滑動配合。如裝配時太緊，必須將襯板孔修刮，否那么以后去 下來是很困難的。同時，將它們清洗后其滑動面要涂上防銹漆，以免銹死不易取 出。3為了使閘瓦獲得良好的摩擦接觸面，應將試裝后的閘瓦取下，以襯板為 基準刨削閘瓦，直到刨平為止。4調整閘瓦間隙時，應根據(jù)實際情況首先將兩個提升容器提至適當?shù)奈恢?通常是將固定滾筒所帶的重載容器放置于井底罐座上，或者將兩個空載的容器 提升至井筒中相遇的位置，用定車裝置將滾筒鎖住，然后向制動油缸

29、充入壓力油， 使盤型制動器處于全松閘狀態(tài)，用塞規(guī)測量閘瓦與制動盤之間的間隙。測量閘瓦 間隙，一般將閘瓦間隙調整在 11.5mm圍。調整閘瓦間隙時，一副制動器的兩個 閘瓦應同時進展。調整好后，應進展閘的試運行，并重新測量閘瓦間隙，如有變 化時應進一步調整。5為了防止損壞活塞上的密封圈而產生的漏油現(xiàn)象，盤式制動器在安裝或 大修后第一次調整閘瓦間隙時，必須首先將調整螺栓向前擰入，使閘瓦與制動盤 貼合，然后分三級進展調整：第一次充入等于最大工作油壓值的1/3的油壓，制動器盤式彈簧受油壓作用被壓縮一個距離，隨之將調整螺栓向前擰入一些，推動 閘瓦向前移，直到與制動盤相貼合；第二充入最大工作油壓值的2/3的

30、油壓，調整方法與第一次一樣；最后充入最大工作油壓值油液，調整到使閘瓦與制動盤保 持1mnf可隙為止。6更換閘瓦時要注意不要全部換掉，那樣會造成由于新閘瓦接觸面積小而 影響制動力距，應逐步地交替更換，即先更換一副制動器的兩個閘瓦，讓它們工 作一段時間，使其接觸面積到達要求之后，再更換另一副制動器的閘瓦。這樣既 保證提升機運行的平安，又不影響礦井生產。提升機的平安運行，很大程度上取決于制動器的工作可靠性。從狹義可靠性 理解，盤式制動器包含不可維修因素，如制動彈簧失效之后，影響制動力矩，需要 更新彈簧才能使制動器可靠性到達原有的水平。從廣義可靠性理解，盤式制動器 又含有可維修因素，如閘瓦磨損后產生的

31、間隙增大，經調整便可到達原有可靠性； 液壓站零件發(fā)生故障，修理后也能使制動器可靠性到達設計水平。由此可知，制動器的工作可靠性是固有可靠性和使用可靠性的綜合反映。固 有可靠性是有制動器設計制造及材料等因素所決定的，在制動器產品出廠時便已 明確；使用可靠性那么是安裝、維護及操作等因素決定的，它反映了制動器固有 可靠性在實際運行中的發(fā)揮程度；因此，固有可靠性的表達，受使用可靠性的限 制；固有可靠性再高，使用可靠性卻較低，制動器的實際可靠性依然不會高。制動器的固有可靠性和使用可靠性的串聯(lián)乘積，表達了制動器的工作可靠性， 即：式中 凹一制動器的工作可靠性;-制動器的固有可靠性;3 制動器的使用可靠性。4

32、.2制動器的故障模式及可靠性圖框提升機制動器的故障，是指制動器未能到達設計規(guī)定的要求(如制動力矩缺乏或制動減速超限)，因而完不成規(guī)定的制動任務或完成的不好。盤式制動器有許多 故障，但并不是所有故障都會造成嚴重后果，僅是其中一些故障會影響制動器功 能或造成事故損失。因此，在分析制動器故障的同時，還需要對故障的影響或后 果進展評價，這稱為故障模式和影響分析(FMEW。制動系統(tǒng)中包括功能件、組件和零件。所謂功能件是指由幾個到幾百個零件 組成的，具有獨立功能的子系統(tǒng)，例如液壓站、盤閘、控制臺；組件是由兩個以 上的零部件構成的并在子系統(tǒng)中保持特定功能的部件，如電磁閥、電液調壓裝置； 零件是指無法繼續(xù)分解

33、的具有設計規(guī)定的單個部件。一般情況下，零件故障都可 能導致制動器的故障。制動系統(tǒng)的故障模式通常可從四個方面考慮；運行過程中的故障，規(guī)定時間無法啟動，預定時間無法停車，制動能力降級或受阻。制動系統(tǒng)的各類故障大致表現(xiàn)為如下：(1)閘瓦間隙超限；(2)制動器漏油；(3)活塞卡死；(4)彈簧疲勞或斷裂；(5)閘瓦貼閘比良；(6)閘瓦不松閘；(7)殘壓過高；(8)最大油壓過低；(9)油壓不穩(wěn)；(10)閘盤污染；(11)控制閘不靈；(12)電器故障；(13)制動力矩缺乏；(14)閘瓦不合閘；(15)閘瓦摩擦系數(shù)過低；(16)油溫超限。顯然上述故障中的“閘瓦不合閘和“制動力矩缺乏等故障將直接引發(fā)制 動器致命

34、性故障，應倍加注意。近年在實際使用中，已屢次發(fā)生盤式制動器剎不 住車引發(fā)的“放大滑事故，造成很大的經濟損失。為保障盤式制動器的工作可 靠性，現(xiàn)在已經研制出盤式制動器自適應控制補償增壓裝置，能夠在制動器制動 力矩意外降低而剎不住車時，補償制動力矩，增大制動力，確保提升機平安停車, 這種補償裝置已在一些提升機上使用。對于像制動裝置這樣復雜系統(tǒng)，為了說明子系統(tǒng)間的功能傳輸情況，可用可 靠性圖框表示系統(tǒng)狀況。從圖框中可以清楚地看出系統(tǒng)、子系統(tǒng)與元件之間的層 次關系，系統(tǒng)及子系統(tǒng)之間的功能輸入、輸出、串聯(lián)和并聯(lián)關系。盤式制動裝置的可靠性圖框如圖4-1所示圖4-1制動器的可靠性圖框因一彈簧可靠性；目一摩擦

35、可靠性； 衛(wèi)維護可靠性； E 電磁閥可靠性;占閘盤抗污染可靠性；兇液壓站整定可靠性；目一閘同步可靠性4.3制動器的優(yōu)化設計及工作可靠性評定從圖4-1可見，制動裝置各單元之間常常表現(xiàn)為串聯(lián)關系，只有液壓站的動 力局部是冷儲藏關系，而多副盤閘的制動力矩那么是表決狀態(tài)關系（或簡化為并聯(lián)關系），這些復雜的功能關系使制動裝置的可靠性評定比擬復雜。在實際工作中， 制動裝置可靠性評定分為現(xiàn)場可靠性評定和理論可靠性評定。現(xiàn)場可靠性評定是 通過收集現(xiàn)場運行提升機的壽命數(shù)據(jù)，對制動器的MTBF卜和壽命分布做分析計算。顯然，現(xiàn)場可靠性評定是具有全面性，方法簡單；而理論可靠評定那么過于 抽象，但卻有指導意義。設計變量

36、圖4-2與制動鉗、制動盤和摩擦片相關的設計變量液壓盤式制動器的優(yōu)化設計變量主要選擇影響上述優(yōu)化目標的主要零部件的 主要尺寸參數(shù)，涉及手柄、制動泵、制動鉗、摩擦片和制動盤等，制動鉗構造參數(shù)弓、m，見圖4-2 :制動盤構造參數(shù)兇、兇，見圖4;摩擦片構造參數(shù)a、到、。優(yōu)化策略方案優(yōu)化在制動器開發(fā)中所處的位置及進展方案優(yōu)化的主要流程見圖4-3(圖中虛框為方案優(yōu)化階段)，優(yōu)化計算平臺采用大學機械設計研究所開發(fā)的廣義優(yōu)化 系統(tǒng)平臺，采用改良的差分進化 (differential evolution ， DE)算法進展優(yōu)化。 DE算法是一種類似于遺傳算法的進化算法，但它不需要對變量進展二進制編碼， 只有穿插

37、和遺傳算子，沒有變異算子，具有算法簡單、收斂性好和全局搜索能力 強等優(yōu)點。DE算法4的根本過程如下：(1) 初始種群種群規(guī)模N,最優(yōu)個體記為B。優(yōu)化計算流程及在產品設計中的位置如圖 4-3所示：創(chuàng)功雖設片專鬣摹址-DEtt化算據(jù) 圖4-3優(yōu)化計算流程圖決«*評愉方法(2) 種群進化對每個個體：隨機從種群中選4個個體a、b、c、d,計算它們之間的差異量.|;根據(jù)穿插率CR決定進展穿插或遺傳，其叉算子為新個體 刮，匚二J，這里F為變異倍數(shù)，主要用來控制進化速度；種群更新，計算新個體T的適合度，如果優(yōu)于兇，那么用虺替 換H，否那么保存-I 0(3) 收斂條件 經過N次進化后完畢，取最優(yōu)個體

38、B為最優(yōu)方案。影響DE優(yōu)化效果的控制參數(shù)主要是種群規(guī)模N穿插率CR和變異倍數(shù)F，此外計 算差異量的個體數(shù)、種群更新策略和收斂條件對優(yōu)化效果也有較大的影響。4.4制動器的維護可靠性評定我們從實踐中可以體會到，維護良好的制動器一般情況下都能夠發(fā)揮應有的 功能作用，而維護不善的制動器那么往往潛伏事故隱患。從制動器的故障模式分 析不難看出，保證制動器的固有可靠性的主要維護工作包括：(1) 制動閘瓦與閘盤間隙的調整；(2) 閘盤污染控制；(3) 液壓站油壓整定及殘壓限制。在以上三項維護工作中，假設有一項維護工作未做好，都會影響制動器的可 靠性發(fā)揮，因此，維護可靠性是這三項單元的串聯(lián)組合，即：式中V閘瓦同

39、步貼閘可靠性;兇一閘盤污染可靠性；m 液壓站殘壓可靠性。貼閘可靠性是指制動器所有制動閘同步貼閘的能力；假設貼閘同步能力差， 那么制動力矩達不到設計值，固有可靠性保障能力差。閘盤污染可靠性指的是污染閘盤與閘瓦摩擦制動力矩不減值的能力；殘壓可靠性那么是指液壓站殘壓不超過規(guī)定值的能力。由于當前維護工作和構造設計中對盤 閘污染都給予高度重視，所以發(fā)生非人為污染的概率非常小。殘壓可靠性與液壓 系統(tǒng)故障和電液閥調整、閥彈簧的抗疲勞能力有關。因此，維護可靠性的重點在 于閘瓦間隙調整而影響的貼閘可靠性。一般情況下，制動閘不同步的原因在于閘瓦間隙差異和油缸阻力差異。貼閘油壓的離散程度能夠反映制動閘的貼閘可靠性，

40、貼閘油壓越集中，同步貼閘數(shù)目越大， 貼閘可靠性也越高；反之，貼閘油壓愈分散，貼閘同步性愈差，貼閘可靠性也愈 低。假設在合閘過程中，瞬時貼閘的閘瓦數(shù)為，那么貼閘可靠性為衡量貼閘可靠性上下的指標可用每個瞬間貼閘可靠度的平均值來表達，即:示中貼閘序列樣數(shù)。表4-1和表4-2是某礦主井和副井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計，從中考核得主井 制動器的二I ，副井制動器的 ，這說明主井制動器的閘瓦貼閘同 步性比副井要高。主井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計如表 4-1所示全套圖紙及更多設計請聯(lián)系 QQ 360702501表4-1主井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計序列號12345678貼閘油壓，MPa4.44.34.24.14.03.83.

41、63.4貼閘數(shù)568911121416R)0.3130.3750.5000.5630.6880.8750.1001.00副井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計如表3-11所示表4-2副井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計序列號12345678貼閘油壓，MPa4.84.74.64.54.44.34.24.1貼閘數(shù)123456780.0630.1250.1880.3130.3750.5630.9381.00第5章結論制動系統(tǒng)是提升機不可缺少的重要組成局部，是提升機最關鍵也是最后一道 平安保障裝置，制動力矩的缺乏是導致提升設備過卷、放大滑等事故的直接因素。 制動裝置的可靠性直接關系到提升機的平安運行。我國許多煤礦礦井已經轉向中

42、、深部開采，多繩摩擦提升機適用于較深的礦井 提升，它具有體積小、質量輕、平安可靠、提升能力強等優(yōu)點。本文針對JKMD型巨4.5米I； 4多繩摩擦輪提升機的制動裝置，通過了解制動器的構造和工作原理，對其零部件如：液壓缸、液壓站、盤式彈簧等進展了設計和強度校核。盤式制動器是近年來應用較多的一種新型制動器，它以其獨特的優(yōu)點及良好 的平安性能被廣闊用戶認可。盤式制動器與其它類型制動器相比擬，其優(yōu)點是： 因多副制動器同時使用，即使一副制動器失靈，也不是影響一局部制動力矩，故 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、 構造緊湊、外形尺寸小、安裝維護方便、通用性大等；但其缺點

43、也比擬明顯：對 于制動盤和制動器的制造精度要求較高，對閘瓦的性能要求較高等。盤式制動器所具有的優(yōu)點在相當大的程度上可以滿足生產和平安的需要，所以它 在現(xiàn)代多種類型提升機中獲得廣泛的應用，隨著盤式制動器開展的成熟，它的優(yōu) 越性會越來越明顯，市場前景廣闊。英文原文Reflectionsregardinguncertainty of measurement,on the results of a Nordic fatigue testin terlaboratory paris onMagnus Holmgre n, Thomas Svensson, Erla nd Joh nson, Klas J

44、oha nssonAbstract 全套圖紙及更多設計請聯(lián)系QQ 360702501This paper presents theexperie nces of calculati on and report ing un certa inty of measureme nt in fatigue testing. Six Nordic laboratoriesperformed fatigue tests on steelspecimens. The laboratories also reported their results concerning un certa inty of me

45、asureme nt and how they calculated it. The results show largediffere ncesin the way the un certa in tiesof measureme nt werecalculated and reported. No laboratory included the most significantun certa inty source, bending stress (due to misalig nment of theOne testing area where it is difficult to d

46、o uncertainty of measurement calculations is fatigue testing. However, there is guidance on how to perform such calculations,e.g. in Refs. 3, 4. To investigate howun certa inty of measureme nt calculati ons are performed for fatigue tests in real life, UTMIS (the Swedish fatigue network) started an

47、in terlaboratoryparis on where one of the most esse ntial parts was tocalculate and report the un certa inty of measureme nt of a typical fatigue test that could have been ordered by a customer of the participating laboratories. For cost reas ons, customers ofte n ask for a limited nu mberof test sp

48、ecimens but, at the same time, they request alot of informationabout a large porti on of the possible stress-life area from few cycles (highpany. Two of the laboratories are accredited for fatigue test ing, and a third laboratory is accredited for other tests. Each participa nt was randomly assigned

49、 a number between 1 and 6, and this notification will be used in the rest of this paper.Experime ntal procedureThe participantsreceivedinformationabout the testspecimens(without material data), together with in structi ons on the way to perform the test and how to report the results.The in struct io

50、ns were that tests should be performed as con sta nt load amplitude tests, with R=0.1 at three differentstress levels, 460, 430 and400 Map, with four specime ns at each stress level, at a test freque ncy between 10 and 30 Hz, with a run-out limit at 國 cycles and in a normal laboratory climate (and L

51、*u relative humidity). This wascon sidered as a typical customer ordered test.The test results were to be used to calculate estimates of the two fatigue stre ngth parameters, A and B, accord ing to lin ear regressi on of the logs and long variables, i.e. The reported resultshould in clude both the e

52、stimated parameters A and B and the un certa in ties in them due to measurement errors. The report should also include the considerationsand calculationsbehind the results, especially thoseconcerning un certa inty of measureme nt.SThe primary laboratory results that should be pared are the estimated

53、 Whaler curves. In order to present all results in the sameway, the organizer transformed some of the results. The Whaler curves reported by the participa nts are show n in Fig. 1.It can be seen that there are considerabledifferencesbetweenlaboratories. An approximate statistical test shows a signif

54、icant laboratory effect. Material scatter alone cannot explai n the differe nces in the Whaler curves.In order to in vestigate if the laboratory effect was solely caused by the modeli ng un certa in ty, we estimated new parameters from the raw datawith a mon algorithm. We the n chose to use only the failed specime ns and to make the minimization in the logarithmic life direction. The results are shown in Fig. 2. A formal statisticalsignificaneetest was then made,and the result of such a test shows that the differe nces betwee n the lab