畢業(yè)論文-干式盤型液壓制動器的設(shè)計

圖3摩擦盤上的摩擦轉(zhuǎn)矩3所示的摩擦盤為式中 Tu——設(shè)計時所確定的制動力矩； u——摩擦片的材料選用粉末冶金材料，取其u=0.3；p——摩擦面上的壓強，其值應(yīng)小于機械設(shè)計手冊上所列相應(yīng)材料的許用壓強（MPa），這里p=2MPa； z——摩擦面數(shù)，共4對8面； R1——摩擦片的有效內(nèi)徑半徑，R1=68mm； R2——摩擦片的有效外徑半徑，R2=190mm；帶入數(shù)據(jù)驗算得，滿足設(shè)計要求。制動器軸向壓緊力的計算按照確定的制動扭矩，計算所需軸向壓緊力（彈簧總壓緊力）為：式中 T——設(shè)計時所確定的制動力矩，這里取靜制動力矩，T=700Nm； β——安全系數(shù)，一般β=1.2； f——摩擦片的材料選用粉末冶金材料，取其f=0.3； i——摩擦面對數(shù)，i=4； ——摩擦片平均直徑，170mm；圖3摩擦盤上的摩擦轉(zhuǎn)矩本設(shè)計選用12個相同的彈簧,則每個彈簧的壓緊力為由于該制動器為常閉型，通常情況下利用彈簧壓力進行制動，利用液壓力進行卸荷，所需要的制動器為安全制動，所以要求制動可靠，開啟烏摩擦，摩擦片上的比壓不能超限，所以需要對制動器的彈簧制動力、摩擦片的開合的可靠性、及摩擦片工作時的實際比壓進行計算。摩擦片的制動可靠性計算有軸向壓緊力計算可知，每個彈簧的壓緊力為849N，為了安全起見，在計算可靠性時每個彈簧壓緊力按1000N計算，共l2只彈簧，則彈簧的總壓緊力為：系統(tǒng)背壓，作用在摩擦片上的軸向力應(yīng)滿足下式：式中 Qf——摩擦阻力，一般在軸向壓緊力的3%左右，Qf=0.03*12000=360N； D2——摩擦片的有效外徑，D2=190mm； D1——摩擦片的有效內(nèi)徑，D1=68mm；則：=12000-0-360=11640N大于10182N，滿足上式的要求，故彈簧力滿足要求，當作用在摩擦片上時可以使摩擦片接觸進行制動。摩擦片開啟的可靠性當制動器需要解除制動時，液壓油通過油孔進入制動器，彈簧壓縮，摩擦片松開。在此時應(yīng)滿足下式：pK為制動器的開啟壓力，代入數(shù)據(jù)，計算可得：pK≥0.557MPa，即，當壓力達到0.557MPa時，摩擦片可充分松開，使馬達運轉(zhuǎn)，此壓力即為制動器的開啟壓力。摩擦片比壓的設(shè)計當電機停轉(zhuǎn)，制動器制動時，摩擦片所受的實際比壓為：小于許用比壓2MPa，因此，本設(shè)計是合理的，可行的。制動器主要零件的設(shè)計本節(jié)將對制動器的幾個主要零部件進行結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，除特殊說明，設(shè)計零件的材料均為45號鋼，其其抗拉極限強度為640MPa，屈服極限強度為355MPa。缸體參數(shù)設(shè)計制動器缸體體是制動器中極為重要的支承和固定裝置。制動器的缸體剛度如果不足，當制動器制動工作時，可能會使殼體產(chǎn)生較大變形，這樣就會降低制動器的制動效率，嚴重時還可能造成殼體塑性變形，影響活塞運動或摩擦片的運動，造成制動失效或卡死。所以設(shè)計中要加強殼體的剛度設(shè)計。（1）缸體內(nèi)徑：根據(jù)載荷的大小和選定的系統(tǒng)壓力計算液壓缸內(nèi)徑D為：其中：F為軸向壓緊力，F(xiàn)=10182NP為系統(tǒng)油壓，P=1.6-2.0MP，這里取P=1.6MP根據(jù)實際尺寸需求，取缸體內(nèi)徑系列值為D=190mm如4是缸體的結(jié)構(gòu)圖。圖4缸體結(jié)構(gòu)圖活塞參數(shù)設(shè)計活塞是制動器的重要執(zhí)行零件，它既支撐壓緊彈簧，又是直接專遞彈簧的壓緊力給摩擦片和摩擦盤，同時更是液壓系統(tǒng)的最終執(zhí)行元件，作用在活塞上面的液壓壓力最終轉(zhuǎn)化抵消彈簧壓緊力，實現(xiàn)電機工作時制動器解除制動，電機失電或液壓系統(tǒng)異常壓力降低時使制動器制動，最終實現(xiàn)安全制動的效果。有已知的制動油壓要求，制動油壓為P=1.6~2.0MPa，選定制動油壓P=1.6MPa計算活塞桿直徑d查機械設(shè)計手冊知其中為速度比根據(jù)機械設(shè)計手冊，在設(shè)計中，根據(jù)工作壓力的大小選用速度比時，可參考下圖表工作壓力/MP12.5-20>201.331.46-22因為p=1.6MP，故去速度比=1.33故根據(jù)實際需求及尺寸取系列值d=136mm液壓缸有效面積A則故設(shè)計符合載荷要求。計算壁厚對于液壓系統(tǒng)或當時，液壓缸缸筒厚度一般按照薄壁筒計算，此時為壁厚為實驗壓力(MP），當工作壓力時，=1.5P。當工作壓力時，=1.2P本次設(shè)計中=1.5P=1.5×1.6=2.4MP:缸體材料許用應(yīng)力（MP）對于：鍛鋼=100-120MP鑄鋼=100-110MP鋼管=100-110MP鑄鐵=60MP所以取=4mm液壓制動器分離時，各摩擦表面間隙并不均勻，但可以用平均間隙δ來衡量。由摩擦片計算章節(jié)確定的δ=1mm。故活塞有效行程行程f1=δz=1.2×5=6mm。由缸體密封長度要求Lm=15mm，考慮安裝時摩擦盤與缸體距離取為1mm,可得活塞小端總長度Lh=f1+Lm+1=6+15+1=22mm。另外，彈簧需要安裝支承在活塞上，由彈簧的設(shè)計計算，彈簧的外徑為23.5mm,留一安裝余量1.5mm,則活塞上安裝彈簧的盲孔直徑Dm=25mm，盲孔深度應(yīng)比彈簧最短工作高度小一些，取Hm=60mm，為保證強度，盲孔底部距離活塞小端端面厚度應(yīng)至少保持5mm,由于小端長度22mm已確定，故取大端長度Ld=60+5-22=43mm。活塞中心為安裝軸及散熱要求，暫設(shè)置直徑dz=68mm的中心孔。12只彈簧均布于活塞圓周方向，其均布圓周直徑Dh=(dz+Dc2)/2=105mm，活塞大端直徑為Dc1=190mm，選擇中徑為190mm的O型圈,O型圈密封槽結(jié)構(gòu)設(shè)計參照O型圈手冊或O型圈國家標準。如下是活塞的結(jié)構(gòu)圖。圖SEQ圖\*ARABIC1活塞結(jié)構(gòu)圖內(nèi)鍵圈設(shè)計由摩擦面數(shù)z=8可知，需要的摩擦片和摩擦盤數(shù)量總共為,則總摩擦片厚度Lm=iz×B=36mm。又有平均間隙δ=1.2mm，內(nèi)鍵圈總長度Lnj=50+1.2×8=45.6mm。內(nèi)鍵圈外徑與缸體外徑相同，Dnj=220mm。由摩擦片參數(shù)D2=190mm,D1=86mm及安裝間隙要求以及散熱要求綜合考慮，參考重型工業(yè)機械設(shè)計常用標準GBT1144-87矩形花鍵尺寸系列，選擇摩擦片外花鍵大徑為Dwj=197.5mm，外花鍵小徑dwj=190mm，鍵槽寬Bwj=48mm，對應(yīng)內(nèi)鍵圈內(nèi)花鍵大徑為Dnj=197.5mm，外花鍵小徑dnj=190mm，鍵寬Bnj=48mm，鍵數(shù)nj=6尺寸公差參見（GB/T1144-2001）。彈簧計算（1）彈簧絲直徑計算由以上計算可知，彈簧最小預(yù)壓緊力為Fmin=849N，為安全起見，設(shè)計工作負載為F=1000N。初選彈簧鋼絲截面直徑dt=5mm,材料為D級碳素彈簧鋼絲，其抗拉強度σb=1570MPa。彈簧工作在壓縮狀態(tài)，其許用切應(yīng)力[τ]=0.5σb=785MPa，切變模量G=79000MPa。初選旋繞比C=5；曲度系數(shù)K=（4C-1）/(4C-4)+0.615/C=1.31；單個彈簧最大工作載荷Fmax由最大液壓壓力下作用在活塞上的液壓力確定：式中，Pmax為最大液壓壓力選2.0MPa；S為活塞受油面積，S=13862mm2；由圓整取第二系列，所以選取d=4mm。（2）彈簧有效圈數(shù)工作行程h=6mm由活塞計算章節(jié)得出，最大變形量彈簧有效工作圈數(shù)取兩端支撐圈n2=2,總?cè)?shù)n1=n2+n=8.5，預(yù)選彈簧中徑D2=20mm,外徑D=D2+d=24mm,內(nèi)徑D1=D2-d=16mm，節(jié)距，圓整為7mm，軸向間距，自由高度，螺旋升角，彈簧極限變形量，彈簧最小變形量，彈簧工作高度：，，。緊固連接螺栓計算制動器的缸體，內(nèi)鍵圈以及前后蓋都需要通過螺栓進行連接緊固，工作中的螺栓承受預(yù)緊力和工作拉力，最大工作拉力由彈簧最大工作壓力可知：彈簧工作殘余預(yù)緊力螺栓總拉力相對剛度系數(shù)=0.3螺栓所需預(yù)緊力螺栓材料選擇45號鋼，8.8級，其選用安全系數(shù)[S]=2，許用拉應(yīng)力所需螺栓小徑其中，z為螺栓數(shù)量。查閱設(shè)計手冊，選，其由螺栓拉伸強度校核條件：式中 σca——螺栓拉伸強度； d1——螺栓小徑； [σ]——螺栓許用抗拉強度； z——螺栓個數(shù)。滿足強度要求。螺栓連接在缸體及內(nèi)鍵圈的圓周方向，根據(jù)缸體和內(nèi)鍵圈壁厚，螺栓孔的均布直徑取212mm。前蓋后蓋設(shè)計干式盤型液壓制動器還包括前蓋及后蓋等零件。在這些零件的尺寸可以由上述已設(shè)計零件的尺寸及安裝要求以及經(jīng)驗公式和數(shù)據(jù)得出。（1）前蓋基本尺寸設(shè)計前蓋的作用除了封閉缸體，還需要有與電機或液壓馬達連接固定的部分參照現(xiàn)有的固定連接形式，與電機或馬達結(jié)合面應(yīng)有密封，故應(yīng)在前蓋端面設(shè)置一安裝密封圈的密封溝槽，按照設(shè)計的尺寸，溝槽內(nèi)徑150mm，外徑160mm，深3mm，其余溝槽結(jié)構(gòu)參照O型圈推薦溝槽結(jié)構(gòu)設(shè)計。前蓋整體形狀設(shè)計成矩形，便于安裝和固定，矩形外形尺寸為210mm×210mm，前蓋中心為安置中心軸，設(shè)置一個直徑88mm的通孔。前蓋應(yīng)在直徑192mm的圓周上布置16個螺栓安裝通孔。前蓋結(jié)合面端應(yīng)設(shè)置凸臺，凸臺直徑應(yīng)與要配合的電機或馬達相符，這里取直徑140mm，高度為5mm。（2）后蓋基本尺寸設(shè)計后蓋設(shè)計比前蓋設(shè)計稍微復(fù)雜一點，要考慮到活塞腔的排油排氣，應(yīng)設(shè)置相應(yīng)的螺紋孔。另外，活塞上設(shè)計有傳感器安裝位置，澤有必要防止活塞的軸向轉(zhuǎn)動，應(yīng)設(shè)置相應(yīng)的限制銷釘，還要考慮傳感器線纜的引出，故應(yīng)在后蓋上設(shè)計線纜等的布置孔道。后蓋應(yīng)在直徑192mm的圓周上布置16個螺栓安裝通孔。為保障強度和上述各結(jié)構(gòu)，后蓋基本厚度設(shè)置為21mm。另外，為使安裝方便和固定，后蓋與缸體結(jié)合面端還應(yīng)設(shè)置與缸體內(nèi)徑相符的凸臺，按照通常經(jīng)驗，凸臺高設(shè)置為5mm。設(shè)計中其他標準件的選取在液壓與氣壓傳動系統(tǒng)及其元件中，安置密封裝置和密封元件的作用，在于防止工作介質(zhì)的泄漏及外界塵埃和異物的侵入。設(shè)置于密封裝置中、起密封作用的元件稱為密封件。液壓與氣壓傳動的工作介質(zhì)，在系統(tǒng)及元件的容腔內(nèi)流動或暫存時，由于壓力、間歇、粘度等因素的變化，而導致少量工作介質(zhì)越過容腔邊界，由高壓腔向低壓腔或外界流出，這種“越界流出”現(xiàn)象稱為泄漏。泄漏分為內(nèi)泄漏和外泄漏兩類。內(nèi)泄漏指在系統(tǒng)或元件內(nèi)部工作介質(zhì)由高壓腔向低壓腔的泄漏；外泄漏則是由系統(tǒng)或元件內(nèi)部向外界的泄漏。單位時間內(nèi)泄漏的工作介質(zhì)的體積稱為泄漏量。對于氣壓傳動系統(tǒng)，由于其工作介質(zhì)為壓縮空氣且工作壓力不高，因此氣體的泄漏問題往往得不到應(yīng)有的重視。其實，氣壓傳動系統(tǒng)中的泄漏同樣會造成系統(tǒng)壓力下降，能耗加大，動作紊亂，或造成真空系統(tǒng)中的負壓建立不起來；氣缸進氣口的泄漏將造成氣缸低速運行的爬行，等等。為了防止泄漏，密封的作用是不可替代的，所以在一個液壓零件中，密封是相當重要的，在本次液壓制動器的設(shè)計中，根據(jù)查閱的相關(guān)資料，以及零件結(jié)構(gòu)和外形。將密封的形式選為O型密封，因為O型密封圈簡單，整體式溝槽設(shè)計減少了零件與設(shè)計成本。設(shè)計緊湊，零件尺寸小。容易安裝，在安裝中不容易出現(xiàn)錯誤。而且適用于多種密封場合：動密封、靜密封、單作用或雙作用。O型密封的尺寸已經(jīng)標準化，所以選擇O型密封圈在維護與修理時十分方便。O型密封圈的選擇缸體上的密封圈，其為受內(nèi)部壓力的密封，根據(jù)GB/T3452.3-2005,依據(jù)計算，所需要的密封圈內(nèi)徑為136mm，為O型圈截面直徑，為O型圈內(nèi)徑，為O型圈外徑其尺寸為：b713614活塞上的O型圈，為受外部壓力的軸向密封圈，查機械設(shè)計手冊，其尺寸為：b7181190前蓋密封圈，為受外部壓力的軸向密封圈，查機械設(shè)計手冊，其尺寸為：b515016050.20.1設(shè)計中公差與配合的選取原則公差的選用原則標準公差的選用原則是在滿足功能和技術(shù)要求的前提下盡量選擇公差等級較低的公差。選擇時還要考慮工藝等價性即（公差精度要求較高時采用孔的公差等級比相配合的軸低一級的配合，公差精度要求較低時可采用同級配合），配合性質(zhì)要求，配合的主次表面，及采用的加工工藝等諸多方面因素?；鶞手频倪x擇基孔制：中等尺寸精度較高的孔的加工和檢驗，常采用鉆頭、鉸刀、量規(guī)等定值刀具和量具，孔的公差帶位置固定，可減少刀具、量具的規(guī)格，有利于生產(chǎn)和降低成本。故一般情況下應(yīng)優(yōu)先選用基孔制?；S制：在下列情況下采用基軸制較為經(jīng)濟合理：⑴采用冷撥光軸，一般IT8級左右已滿足農(nóng)業(yè)機械、紡織機械中某些軸類零件的精度要求，光軸可不再進行加工，因此采用基軸制減少加工較為經(jīng)濟合理，對于細小直徑的軸尤為明顯。⑵與標準件配合時，基準制的選擇要依據(jù)標準件而定，如滾動軸承外圈與殼體孔的配合應(yīng)采用基軸制。基些結(jié)構(gòu)上的需要,要求采用基軸制,如圖示,柴油機活塞銷同時與連孔和支承孔相配合,連桿要轉(zhuǎn)動,故采用間隙配合,而與支承孔配合可緊些,采用過渡配合.如采用基孔制,則如圖示,活塞銷需做成中間小、兩頭大形狀，這不僅對加工不利，同時裝配也有困難，易拉毛連桿孔。改用基軸制如圖示，活塞銷可尺寸不變，而連桿孔、支承孔分別按不同要求加工，較為經(jīng)濟合理且便于安裝。⑷任意孔、軸公差帶組成的配合：如原需采用Φ50G7/h6（+0.034/+0.009）/(0/-0.016)，為間隙配合，Xmax=ES-ei=+0.050,Xmin=EI-es=+0.009?，F(xiàn)無法實現(xiàn)，則可改選Φ50F7/k6（+0.050/+0.025）/(+0.018/+0.002),Xmax=+0.048,Xmin=+0.007，使保持近似的配合。配合的選擇配合共分三大類，即過盈、過渡和間隙配合。⑴過盈配合具有一定的過盈量，主要用于結(jié)合件間無相對運動不可拆卸聯(lián)接。當過盈量較小時，只作精確定心用，如需傳遞力矩，需加鍵、銷等堅固件。過盈量較大時，可直接用于傳遞力矩。⑵過渡配合可能具有間隙，也可能具有過盈，但無論間隙或過盈，量均較小，主要用于精確定心，結(jié)合件間無相對運動、可拆卸的靜聯(lián)接。要傳遞力矩時，需加鍵、銷等堅固件。⑶間隙配合具有一定的間隙量，間隙量較小時主要用于精確定心又便于拆卸的靜聯(lián)接，或結(jié)合件間只有緩慢移動或轉(zhuǎn)動的動聯(lián)接。如需傳遞力矩，需加鍵銷等緊固件。間隙量較大時主要用于結(jié)合件間有轉(zhuǎn)動、移動或復(fù)合運動的動聯(lián)接。本章小結(jié)本章對摩擦片材料進行了必要的介紹和分析并對其按照工礦進行了選型，對制動器的組成進行了敘述，進行了必要的分析，對摩擦片的各種重要相關(guān)參數(shù)進行了計算設(shè)計，并對制動器各個零件外形參數(shù)進行了設(shè)計，同時對于密封、公差配合的選擇進行了說明。

制動器液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng)組成一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件和液壓油。動力元件的作用是將原動機的機械能轉(zhuǎn)換成液體的壓力能，指液壓系統(tǒng)中的油泵，它向整個液壓系統(tǒng)提供動力。液壓泵的結(jié)構(gòu)形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。執(zhí)行元件（如液壓缸和液壓馬達）的作用是將液體的壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，驅(qū)動負載作直線往復(fù)運動或回轉(zhuǎn)運動?？刂圃锤鞣N液壓閥）在液壓系統(tǒng)中控制和調(diào)節(jié)液體的壓力、流量和方向。根據(jù)控制功能的不同，液壓閥可分為壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。壓力控制閥又分為益流閥（安全閥）、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調(diào)整閥、分流集流閥等；方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。根據(jù)控制方式不同，液壓閥可分為開關(guān)式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。輔助元件包括油箱、濾油器、油管及管接頭、密封圈、壓力表、油位油溫計等。工作介質(zhì)是指各類液壓傳動中的液壓油或乳化液，它經(jīng)過油泵和液動機實現(xiàn)能量轉(zhuǎn)換。液壓系統(tǒng)就是通過介質(zhì)實現(xiàn)運動和動力傳遞。液壓油是液壓系統(tǒng)中傳遞能量的工作介質(zhì)，有各種礦物油、乳化液和合成型液壓油等幾大類。液壓系統(tǒng)形式液壓元件逐步實現(xiàn)了標準化、系列化，其規(guī)格、品種、質(zhì)量、性能都有了很大提高，尤其是采用電子技術(shù)、伺服技術(shù)等新技術(shù)新工藝后，液壓系統(tǒng)的質(zhì)量得到了顯著的提高，其在國民經(jīng)濟及軍事工業(yè)中發(fā)揮了重大作用。從不同的角度出發(fā)，可以把液壓系統(tǒng)分成不同的形式。（1）按油液的循環(huán)方式，液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。開式系統(tǒng)是指液壓泵從油箱吸油，油經(jīng)各種控制閥后，驅(qū)動液壓執(zhí)行元件，回油再經(jīng)過換向閥回油箱。這種系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為簡單，可以發(fā)揮油箱的散熱、沉淀雜質(zhì)作用，但因油液常與空氣接觸，使空氣易于滲入系統(tǒng)，導致機構(gòu)運動不平穩(wěn)等后果。開式系統(tǒng)油箱大，油泵自吸性能好。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的進油管直接與執(zhí)行元件的回油管相連，工作液體在系統(tǒng)的管路中進行封閉循環(huán)。其結(jié)構(gòu)緊湊，與空氣接觸機會少，空氣不易滲入系統(tǒng)，故傳動較平穩(wěn)。工作機構(gòu)的變速和換向靠調(diào)節(jié)泵或馬達的變量機構(gòu)實現(xiàn)，避免了開式系統(tǒng)換向過程中所出現(xiàn)的液壓沖擊和能量損失。但閉式系統(tǒng)較開式系統(tǒng)復(fù)雜，因無油箱，油液的散熱和過濾條件較差。為補償系統(tǒng)中的泄漏，通常需要一個小流量的補油泵和油箱。由于單桿雙作用油缸大小腔流量不等，在工作過程中會使功率利用下降，所以閉式系統(tǒng)中的執(zhí)行元件一般為液壓馬達。（2）按系統(tǒng)中液壓泵的數(shù)目，可分為單泵系統(tǒng)，雙泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng)。（3）按所用液壓泵形式的不同，可分為定量泵系統(tǒng)和變量泵系統(tǒng)。變量泵的優(yōu)點是在調(diào)節(jié)范圍之內(nèi)，可以充分利用發(fā)動機的功率，但其結(jié)構(gòu)和制造工藝復(fù)雜，成本高，可分為手動變量、盡可能控變量、伺服變量、壓力補償變量、恒壓變量、液壓變量等多種方式。（4）按向執(zhí)行元件供油方式的不同，可分為串聯(lián)系統(tǒng)和并聯(lián)系統(tǒng)。串聯(lián)系統(tǒng)中，上一個執(zhí)行元件的回油即為下一個執(zhí)行元件的進油，每通過一個執(zhí)行元件壓力就要降低一次。在串聯(lián)系統(tǒng)中，當主泵向多路閥控制的各執(zhí)行元件供油時，只要液壓泵的出口壓力足夠，便可以實現(xiàn)各執(zhí)行元件的運動的復(fù)合。但由于執(zhí)行元件的壓力是疊加的，所以克服外載能力將隨執(zhí)行元件數(shù)量的增加而降低。并聯(lián)系統(tǒng)中，當一臺液壓泵向一組執(zhí)行元件供油時，進入各執(zhí)行元件的流量只是液壓泵輸出流量的一部分。流量的分配隨各件上外載荷的不同而變化，首先進入外載荷較小的執(zhí)行元件，只有當各執(zhí)行元件上外載荷相等時，才能實現(xiàn)同時動作。全液壓傳動機械性能的優(yōu)劣，主要取決于液壓系統(tǒng)性能的好壞，包括所用元件質(zhì)量優(yōu)劣，基本回路是否恰當?shù)取Ｏ到y(tǒng)性能的好壞，除滿足使用功能要求外，應(yīng)從液壓系統(tǒng)的效率、功率利用、調(diào)速范圍和微調(diào)特性、振動和噪聲以及系統(tǒng)的安裝和調(diào)試是否方便可靠等方面進行。現(xiàn)代工程機械幾乎都采用了液壓系統(tǒng)，并且與電子系統(tǒng)、計算機控制技術(shù)結(jié)合，成為現(xiàn)代工程機械的重要組成部分。結(jié)論干式盤型液壓制動器是極為重要的安全保障機構(gòu)。本文從礦山機械目前的安全形勢分析入手，指出安全制動的必要性和重要性。對目前應(yīng)用的各種制動器并進行了詳細的比較，按照實際工礦提出了制動器應(yīng)滿足的要求。針對論文要求提取出關(guān)鍵解決的問題，設(shè)計了干式多片液壓制動器的總體方案。本文對摩擦片材料進行了必要的介紹和分析并對其按照工礦進行了選型，對制動器的組成進行了敘述，進行了必要的分析，對摩擦片的各種重要相關(guān)參數(shù)進行了計算設(shè)計，并對制動器各個零件的參數(shù)進行了設(shè)計。本文對現(xiàn)有的液壓系統(tǒng)進行了簡要的概述，對系統(tǒng)的基本元件和形式組成等進行了介紹。本文通過以上幾個方面的研究，為干式盤型液壓制動器的詳細設(shè)計提供參考，但受限于個人能力和精力，部分內(nèi)容可能不夠