JKMD型多繩摩擦提升機-說明書

目前我國許多煤礦礦井已經(jīng)轉向中、深部開采，礦井提升設備作為煤礦的關鍵設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。制動盤的制動力，靠油缸內充入油液而推動活塞來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，關鍵詞：提升機.多繩摩擦。制動器。設計.液壓傳動CAD圖紙Currentlymanyofourcoalminehasturnedtodeepmining.Mineofthemine.ThebrakesareoneoftheimportantcomponentsofadirectbearingonHoistthesafeoperationofequipmentmajorityofusers.EspeciallyinthelightofthehydrauliccontrolsystHydraulicSystemandPLCsuperperformanceofthediscbrakeprovidesatremthatdrivesthepistontocompressspringtoachieveDisc.Hydraulicdiscbrakesasthelatestdevelopmentofabrake,whichhasmanyisthebrakingforce,flexibilitystabilKeywords:Hoist;Multi-ropefriction;Brake;Design;Hydraulic 1ABSTRACT 2 3 11.1提升機的定義 1.2提升機的分類 1.2.1按用途分 11.2.2按拖動方式分 11.2.3按提升容器類型分 11.2.4按井筒的傾角分 11.2.5按提升機類型分 11.3提升機的制動裝置的功用、類型 71.3.1制動裝置的功用 81.3.2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 81.4.1提升機的選用 81.4.2制動器的設計類型 9 2.1工作參數(shù) 2.2速度圖 2.3變位重量 2.4力圖 2.6啟動力矩與等效力的比例： 2.8電機最大軸功率及選型： 2.9液壓站工作原理 2.9.1提升機液壓站系統(tǒng) 2.9.2液壓站系統(tǒng)原理圖如圖2-6所示： 3.1制動裝置的有關規(guī)定和要求 3.2提升機制動器主要類型 213.2.1塊式制動器 213.2.2盤式制動器 223.3盤式制動器的結構及工作原理 3.3.1盤式制動器的布置方式 3.3.2盤式制動器的結構 243.4制動器的設計計算 253.4.1確定在工作狀態(tài)下所需要的制動力 253.4.2確定制動器數(shù)量 3.4.3碟型彈簧的選型計算 3.4.4制動器液壓缸的結構與設計計算 3.5制動器的強度校核 3.5.1制動力整定計算 493.5.2液壓站油壓整定計算 4.1盤式制動器的安裝要求及調整 4.1.1盤式制動器的要求(包括零部件) 4.1.2盤式制動器閘瓦間隙的調整 4.2制動器的故障模式及可靠性圖框 4.3制動器的優(yōu)化設計及工作可靠性評定 564.3.1設計變量 564.3.2優(yōu)化策略 4.4制動器的維護可靠性評定 TESTINTERLABORATORYCOMPARISON 中文翻譯 關于北歐的疲勞實驗室的比較—測量結果不確定值的反映 測量計算得不確定性 不同實驗室的具體評論 77WWW.第1章礦井提升設備概述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(chǎn)中占有重要的地位。(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(chǎn)的煤炭。年產(chǎn)30萬噸以上的礦井，(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。(1)單繩纏繞式提升設備第1頁共78頁第2頁共78頁單繩纏繞式提升設備目前大部分為直徑圓柱型滾筒，在個別的老礦井，還有KJ(φ2~3m)型單繩纏繞式提升機是我國在1958~1966年生產(chǎn)的仿蘇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相同。(C)JKA型單繩纏繞式提升機是在KJ型提升機的基礎上改進后制造的。JKA(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；(c)液壓站采用手動控制的低壓電液調節(jié)閥和電磁鐵控制的安全三通閥，分別(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2)KJ型(φ4~6m)和HKM3型單繩纏繞式提升機第3頁共78頁(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、多出煤，當時主要是建設中、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蘇聯(lián)進口的BM型產(chǎn)品和國產(chǎn)仿蘇KJ型產(chǎn)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)國內外的實踐經(jīng)驗，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辦法。(A)主提升鋼絲繩的選擇(a)鋼絲繩的結構形式應優(yōu)先選用三角股鋼絲繩及線接觸圓股鋼絲繩，當由于供應原因，亦可以選用普通圓股點接觸平行捻鋼絲繩。鋼絲繩公稱抗拉強度宜選用1550×10?帕。(b)鋼絲繩的安全系數(shù)根據(jù)《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，鋼絲繩的安全系數(shù)m應符合下式：升降人員和物料m≥9.20.00H?升降物料m≥7.20.00HO式中Hc—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2~4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(chǎn)效率低、供應困難。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18×7和34×7兩種結構較為合適。但目前這兩種產(chǎn)品尚不能滿足需要，因而當供應困難時，也可選用普通圓股鋼絲繩，如選用6×19和6×37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)主導輪直徑D的確定根據(jù)《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，主導輪直徑D應符合式：無導向輪有導向輪第4頁共78頁主導輪直徑D除應符合上述規(guī)定外，還應按摩擦襯墊的許用比壓(q)來校核，即；Sx—主導輪下降(重載)側鋼絲繩靜張力，N;根據(jù)經(jīng)驗，現(xiàn)有3米以下提升機改造后的主導輪直徑D可取為：滾筒直徑(m)(C)鋼絲繩間距A,(D)天輪直徑σ(E)鋼絲繩在摩擦襯墊上的圍包角α當井深大于300米時，取：如圖1-1(a)、(b)。當井深小于300米時，取：如圖1-1(c)、(d)。主導輪直徑(m)3.0～3.25A,=200～250mmOw=100dmma=180?~2200a-a=180°;b-a=185°~220°a-a=270°;b-2a=360°圖1-1纏繞式提升機摩擦襯片上的包圍角選擇(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JKMD型多繩摩擦輪提升多繩摩擦提升機的井架一般多采用鋼結構四斜腿井架。放繩掛罐后在主繩張力水平分力作用下，使井架產(chǎn)生彈性變形、井架有傾斜現(xiàn)象。一般井筒采用凍結施工，井架基礎隨著井筒凍結層解凍變化。基礎會產(chǎn)生少量下降。井架在受主繩張力作用下基礎下沉不均衡.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(chǎn)生，并漸漸逐于穩(wěn)定。另外，天輪繩槽摩擦襯墊一般采用國內產(chǎn)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，一般位置變化范圍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，但由于有多根鋼絲繩，所以摩擦輪變?yōu)槟Σ镣?，寬度稍有加寬。設采用n根鋼絲繩，則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：第6頁共78頁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e—自然對數(shù)的底，等于2.71828;a—鋼絲繩對于摩擦輪的圍包角；u—鋼絲繩與襯墊間的摩擦系數(shù)，通常取u=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(chǎn)生相對滑動。為了避免這種滑動，兩側拉力不能達到其極限比值，而應有一安全系數(shù)，式改寫第7頁共78頁為F?-F?=F(e1a-1若考慮防滑而加入防滑安全系數(shù)σ,則有σ(F-F?)=F,ea-或者式中σ—防滑安全系數(shù)，如果式中F和F,僅計及靜力，則得防滑安全系數(shù)；如果有些國家不按拉力差來考慮防滑，而是把兩側的拉力比的極限值控制在1.5以內，在某些特殊情況，例如進行緊急制動時，可能產(chǎn)生超前滑動，即鋼絲繩的運動速度大于摩擦輪槽處的線速度，此時的防滑安全系數(shù)為《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，緊急制動時不能產(chǎn)生滑動，即σ大1。1.3提升機的制動裝置的功用、類型提升機的安全運行，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，需要更換新彈簧才能使制動器可靠性達到原有水平；閘瓦與閘盤之間摩擦系衰減，也只能靠更換新閘瓦方能維持原有可靠性水平。從廣義可靠性理解，盤式制動器含有可維修因素，如閘瓦磨損后產(chǎn)生的間隙增大，經(jīng)調整便可達到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達到設計水平。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。固有可靠性是由制動器設計制造第8頁共78頁及材料等因素決定的，在制動器產(chǎn)品出廠時便已明確，使用可靠性則是裝、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。性卻較低，制動器的實際工作可靠性依然不會高。制動輪或制動盤上產(chǎn)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；(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(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KJ型(φ2~3m)和BM型提升機使用油壓角移式制動裝置。KJ型(φ4~6m)和HKM3型提升機使用壓氣平移式制動裝置。JKA型提升機使用液壓綜合式制動裝壓盤式制動裝置。礦用提升絞車使用手動角移式制動器作為工作制動.重錘—電磁鐵絲杠螺母操縱的角移式制動器或重錘—電力液壓推桿操縱的平移式制動器作為1.4提升機型號的選用及制動器的設計類型第9頁共78頁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以下優(yōu)點：(2)鋼絲繩斷繩的危害性減小；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)點及良好的安全性能被廣大用戶認可。我們見過的帶碟剎的摩托車，就是盤式制動器最簡單的應用。它的制動原理與鼓閘式、抱閘式制動器的原理相同，仍為摩擦式制動，但它卻有別于老式的鼓閘式和抱閘式制動器，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(2)盤式制動器的缺點：對于制動盤和制動器的制造精度要求較高；對閘瓦的(3)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)第10頁共78頁第2章提升機的選型計算(4.5米×4多繩摩擦輪)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mmmt4第11頁共78頁2.1工作參數(shù)減速度Ay主導輪轉速提升繩長度尾繩長度提升繩重量尾繩重量帶懸掛裝置箕斗重量拋物線段變加速度系數(shù)如無拋物線段4.5m0028s820m640m4×9.08kg/m4×9.08kg/m4000kgλ=Vgp/V?第12頁共78頁拋物線段加速時間：減速時間：爬行時間：具體加速度如圖2-2所示：圖2-2提升機加速度=600-112-59=393.m:第13頁共78頁等速段時間：總的運行時間：tp=tsc+t+ta+tn+t≤A+te=15+0+2625+12.5+0+0=53.75s2.3變位重量有效載重mN32500kg兩個帶懸掛裝置箕斗總重量2×4000080000kg提升繩重量：29782kg尾繩重量：23245kg22222kg不帶減速器直接傳動時i=120175kgZJ電機轉矩(包括電機聯(lián)軸節(jié))提升機載物時載重力如圖2-3所示：L摩擦力：F?=F+F=375.09+207.37=582.46千牛頓Fg=F-F=375.09-248.84=126.25千牛頓提升機實際速度如圖2-4所示：礦井提升機制動系統(tǒng)(液壓盤式制動器)設計第15頁共78頁V=15m/s圖2-4提升機實際力圖提升機實際力圖如圖2-5所示：F(KN)圖2-5提升機實際速度圖注：(1)礦井效率取0.85,一般在80~96%之間(2)傳動效率直接傳動取1,間接傳動取96~98%之間。;當a≥b時，當a≥b時，只有當a<b時，而且O≤t≤tp(O≤r≤1)由于電機為短時工作，可以充分利用電機的過載能力，以減少電機的容量，電機型號：ZKTD250/45—P直流電動機效率：92%重量：620kg電機外形尺寸(長×寬×高):1010×610×830mm第17頁共78頁電機中心高H:H=280mm電機軸直徑×長度：65×140mm過載系數(shù)λ:注：由于電機為短時工作，可以充分利用它的過載能力，以減少電機的容量，降低機器的成本和尺寸。因此選擇ZKTD250/45—P型直流電動機即可。2.9液壓站工作原理2.9.1提升機液壓站系統(tǒng)最大工作油壓Px=6.5MP殘壓0.5≤MP。一級制動延遲時間可調2.9.2液壓站系統(tǒng)原理圖如圖2-6所示：油泵最大供油量Omx=9L/min一級制動油壓值可調液壓站用油牌號40#稠化液壓油圖2-6液壓站系統(tǒng)原理圖第18頁共78頁2.9.3控制電路圖如圖2-7所示：至電液比例閥A至各電磁閥謂繩信號電液比例控制模板A各電磁閩故障復位信號至電液比例閥B切換開關通過調節(jié)電液比例溢流閥4的電流大小來調整系統(tǒng)壓力。液壓站中電磁閥的控制由AC接點信號閉合，為滿足制動減速度的要求，采用二級制動，液壓站中電磁閥的這時采用緊急制動情況，以防止惡性事故的發(fā)生。液壓站中電磁閥的控制由電磁(5)電磁閥檢測信號：液壓站中每一個電磁閥都有一個閥芯檢測傳感器，當電壓力油進入B管，打開提升機固定卷筒制動器，提升機即可開車進行調繩。調繩完第19頁共78頁表2-2電磁閥工作狀況正常工作+++++十十++表示通電—表示斷電井中緊急制動—延時+ ———————————調繩離合器打開— — ——+固定卷筒轉動合上———十第20頁共78頁3.1制動裝置的有關規(guī)定和要求(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)保險常用閘和保險閘共同使用一套閘瓦制動時，操縱部分必須分開。雙滾筒提升機(絞車)的兩套閘瓦的傳動裝置必須分開。(2)常用閘和保險閘必須經(jīng)常處于良好的狀態(tài)，保證靈活可靠。在工作中，司機不準離開工作崗位，也不準擅自調節(jié)制動閘。對具有兩套閘瓦只有一套傳動裝置的舊雙滾筒提升機(絞車),應加強閘瓦間(3)保險閘必須采用配重式或彈簧式的制動裝置，除由司機操縱外，還必須具有能自動抱閘的作用，并且在抱閘同時使提升裝置自動斷電。(4)提升機(絞車)除有(常用閘和保險閘)外，應加設定車裝置，以便調整滾筒的位置(鋼絲繩的長度)或修理制動裝置時使用。(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。保險閘施閘時，在杠桿和閘瓦上不得發(fā)生顯著的彈性擺動。(6)提升機(絞車)的常用閘和保險閘制動時，所產(chǎn)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30°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。第21頁共78頁摩擦輪式提升裝置，常用閘或保險閘發(fā)生作用時，全部機械的減速度，不得超過鋼絲繩的滑動極限(上提重物加速度階段及下放重物減速度階段的動防滑安全系數(shù)不得小于1.25,靜防滑安全系數(shù)不得小于1.75)。下放重載時，必須檢查減速度的最底極限。在提升重載時，必須檢查減速度的最(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。司機操縱臺制動手把的移動應當靈活，在抱閘位置時，應有定位器來固定手把，防止手把從抱閘位置自動向前移(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。動輪，產(chǎn)生摩擦力矩；傳動裝置是工作裝置產(chǎn)生或解除制動摩擦力的機構。因此，按工作裝置裝置結構區(qū)分，制動器可分為盤式制動器和塊式制動器；按傳動裝置或氣壓塊式制動裝置，但近年也對這些制動器進行了較大規(guī)模的改造。塊式制動器一般都是閘塊壓在提升機滾筒的制動輪上而產(chǎn)生制動力矩，出于閘塊與制動輪的作用方式差別，塊式制動器有角移式、平移式和綜合式之分。名為角移式。當制動動力向上拉三角塊杠桿時，杠桿的聯(lián)動會產(chǎn)生連桿拉力，從而迫使塊閘壓向制動輪，產(chǎn)生制動力；當外動力使三角塊向下壓時，連桿的壓力圖(b)是常見平移式塊閘的原理圖，兩個閘瓦始終由一連桿在其中心鉸接，連桿的另一端則與基座鉸接。兩個閘瓦塊的端頭用杠桿系統(tǒng)約束起來，在三角塊杠桿是上提作用下，各連桿內部的拉力使兩閘塊壓向制動輪，從而產(chǎn)生制動力；當?shù)?2頁共78頁制動力源制動力源桿轉動時壓向制動輪的，故閘塊是整體平移運動，故稱之為平移式。故有些相似于四連桿平行移動機構，但閘塊壓向制動輪的運動都是靠角移杠桿帶動的，所以綜合式塊閘是介于角移式和平移式之間的一種閘塊。塊式制動器原理如圖3-1所示：安全制3.2.2盤式制動器盤式制動器是為了克服塊式制動器的可靠性不高的缺點而發(fā)展的新型制動裝置，目前國內外生產(chǎn)的提升機或提升絞車都使用了盤式制動器.盤式制動器具有以下：①制動力矩可在較大范圍內調節(jié)，而且容易調整；②制動系統(tǒng)空行程小、動作快、響應速度快、靈敏度高；③重量輕，外形尺寸小，結構緊湊；④通用性好，可通過改變盤形閘的數(shù)量來滿足不同絞車的制動要求；⑤安全可靠性高，多副盤形閘同時工作，其中少數(shù)部分盤形閘失靈或故障，其余完好盤閘一般仍可剎住絞第23頁共78頁盤式制動器都是依靠碟形的預壓縮恢復張力使閘塊壓向制動盤，從而產(chǎn)生制動力目前國內外提升機使用的盤式制動器形式多樣，主要有前腔式盤形閘，后腔式盤形閘單缸雙作用盤形閘，以及鉗式盤形閘。盤式制動器原理如圖3-2所示：圖3-2盤式制動器原理圖目前，國內進口的安全盤式制動器主要來自德國、法國。各國生產(chǎn)的盤式制動器原理上基本相同，都是碟簧上閘、液壓松閘，高壓油通過液壓泵站產(chǎn)生，但是結構上有些差異，從而性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(chǎn)生的。為了使制動盤不產(chǎn)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，如圖所盤式制動器的布置方式如圖3-3所示：第24頁共78頁礦井提升機制動系統(tǒng)(液壓盤式制動器)設計圖3-3盤式制動器的布置圖3.3.2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(chǎn)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)。螺釘12是放空氣用的。在第一次向制動油缸3充油，或在使用中發(fā)現(xiàn)送閘的時間教長時，可將放氣螺釘12旋松，把制動油缸中的空氣排出，以免影響制動油缸的正常工作。塞頭20是排油用的。在使用中制動油缸可能有微量的滲油，因而要定期將塞頭20第25頁共78頁旋開排油。在排油時，應避免滲出的油玷污閘瓦及制動盤。盤式制動器的結構如圖3-4所示：盤式制動器的結構圖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)一個制動器正壓力設計摩擦系數(shù)MPa10.20,25.32,0注1設計摩擦系數(shù)是指闡瓦溫度不高于250C時的摩擦系數(shù)。2沒計闡瓦比壓≤1.2MPa時，通用于大型直流拖動的礦并提升機，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)(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dT=4.5漿dB=0.米Z=1015米秒32.噸L=621米L?=16米L?=13.來L?=613將4×9.0f克/米4×9.0克/米Z?=4第27頁共78頁有效載重N=32.噸空箕斗40.2噸2)運行載荷有載重U=32.噸無載重U=0.噸3)天輪主導輪電機轉子和聯(lián)軸節(jié)的變位重量計算天輪直徑d?=4.6米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：ZG=14.4噸dT=4.5米表3-2礦井提升機的部分工件重量有效載重(噸)無效載重(噸)鋼絲繩S鋼絲繩S,第28頁共78頁滾筒與天輪之間繩Ss總重量M?鋼絲繩滑動極限的計算A、下降時加速度=1.69米/秒2B、提升時加速=4.9米/秒2C、空運行時加速度=3.35米/秒2eHa=2.22第29頁共78頁表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)下降時工作超載的情況所需要的制動減速度工作制動所允許的最小制動力F最小=963千牛頓第30頁共78頁Fc=achm+Ugb、提升時的加速度=0.9×a,×m-U=0.9×a,×m-Uc、空載時加速度：ggFch=a?m?-SUg=3.3§176-39×0.2=589千牛頓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所有的提升第31頁共78頁機工作方式采用1.5米/秒2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))3.4.2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釋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3-4所示：表3-4制動盤直徑參數(shù)制動器直徑尺寸注：括號內為非優(yōu)先選用尺寸(2)確定制動閘的數(shù)量Z第32頁共78頁取Z=10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(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1.5米/秒2恒定不變，制動控制器保證鋼絲繩有效直徑所需要的制動力。(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3-5所示：表3-5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箕斗減速度αch1.5米/秒21.5米/秒21.5米/秒2超載U32.7噸32.7噸0.2噸質量m208.9噸208.9噸176.39噸安全制動力634千牛頓634千牛頓262千牛頓Fxcham,-Ug第33頁共78頁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Ss'=Sp1=2.72>1.53)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。根據(jù)第三節(jié)計算，下降運行時，安全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行調節(jié)。(5)如果減速度達不到1.5米/秒2,就要預先調節(jié)安全制動力，使它達到第3節(jié)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U動力Fsch減速度32.7噸32.7噸208.89噸208.89噸176.39噸634千牛頓634千牛頓634千牛頓=1.5米/秒2=4.57米/秒2=3.6米/秒在液壓裝置中，產(chǎn)生所需要的恒定剩余壓力計算如下：第34頁共78頁表3-7壓力/制動力曲線頓的制動力5MP.千牛1020304050607080901101111112220NOa第35頁共78頁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。3.4.3碟型彈簧的選型計算盤形閘制動力是由碟形彈簧產(chǎn)生的，因此碟形彈簧的失效或疲勞損壞都會對制動工作產(chǎn)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γ—盤式彈簧使用年限，a;n—每小時提升次數(shù)，(28勾);n?—每提升一次松閘次數(shù)(2次)。代人公式得Y=14.⑧在盤式彈簧接近疲勞壽命時，應加強對盤式彈簧的檢查，必要時將它更換掉。復位彈簧及拉桿也曾發(fā)生損壞事故，如無備件，應著手訂購配件或進行相關備件的國產(chǎn)化替代。部分碟形彈簧出現(xiàn)損壞，就會造成制動力下降。碟型彈簧是盤式制動器的動力源，其剛度和強度對盤式制動器都是至關重要的性能，剛度是影響制動力矩的重要參數(shù)，而強度則是影響碟型彈簧壽命的關鍵因素。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第36頁共78頁式中a與C值相對應的系數(shù)尺寸，mmDd1h?H?7PG1單件重量公差公稱尺寸公差H12公稱尺寸公差公稱尺寸公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差mmN/mm1:kN00-0.0640.15-0.05-0.050-0.06-0.100-0.40-0.08-0.100.50h?0.40h?注：r的偏差僅限于設計制造樣板用第37頁共78頁f—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f=0.75h??！?.:計算出剛度之后，制動時每片碟簧的預壓縮量為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△=1mm)為據(jù)此可估算出碟型彈簧的使用片數(shù)n(應取整數(shù)),得：(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)，它們的應力計算為第38頁共78頁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10?的工作狀態(tài)，僅校核1處的應力即可。在因為拉力會引發(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(chǎn)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。第39頁共78頁圖3-5彈簧結構示意圖碟型彈簧的三種組合方式如圖3-6所示：Pz=np,fz=f,Pz=p,fz=if第40頁共78頁圖3-7A型彈簧破壞位置的判別碟型彈簧下的應力極限如圖3-8所示：疲勞強度下的應力z/MPa圖3-8碟型彈簧下的應力極限圖第41頁共78頁3.4.4制動器液壓缸的結構與設計計算(1)盤式制動器與液壓傳動裝置的作用2)在減速階段及下放重物時，參與提升機的控制；(2)液壓傳動裝置的作用：主要是作為制動力的能源，并控制制動器的動作，即根據(jù)制動的需要分別實1)盤形制動器結構存在問題：由于盤形制動器的前腔進油結構存在問題，如復位，對榫困難，漏油容易污染閘盤，因此降低了摩擦系數(shù)，降低制動力。2)液壓站中的電磁換向閥存在問題：由于該閥的閥芯被卡住，造成制動器在安全制動時油腔液體無法回油箱，工作制動無法進行，盤形制動器中蝶形彈簧力3)制動系統(tǒng)中油液污染問題：制動系統(tǒng)油液的污染由外部浸入，主要是從油箱蓋臟物的浸入。盤形制動器在加工安裝過程中未徹底清洗而造成油液的污染。由于油壓反復的運動，雜物脫離閥體，容易造成閥芯的堵塞，影響制動的可靠性。系統(tǒng)內形成的油液污染，例如密封圈磨損嚴重而產(chǎn)生膠狀懸浮物，長期下去堵塞(4)制動器與液壓傳動裝置的監(jiān)測綜上分析，如果制動器和液壓傳動裝置出現(xiàn)故障，特別是液壓的殘壓以及油污染會導致電磁換向閥的卡住等，都會造成嚴重后果。因此，減少和預防油污染對提升機系統(tǒng)的可靠性有重大意義，從而保證煤礦安全生產(chǎn)。為了進一步提高制動器與液壓傳動裝置的可靠性，增強監(jiān)測功能是閘瓦間隙和閘瓦同步狀態(tài)，而且還具有檢測制動閘空動時間，閘瓦摩擦；能夠識別諸如蝶性彈簧斷裂失效，閘瓦磨損，殘壓過高，油路不暢通和油缸受卡等故障。2)盤形制動器控制補償增壓裝置：為了保證盤形制動器的工作可靠性，中國礦業(yè)大學開發(fā)盤形制動器控制補償增壓，利用該裝置，能夠在制動器制動力矩意外降低而剎不住閘時，補償制動力矩，增大制動力，從而保證提升機安全可靠。時，我們可以馬上看清故障原因，監(jiān)測、補償裝置投入運轉，補償力矩，不會影第42頁共78頁響正常的生產(chǎn)作業(yè)，對提升機盤形制動器和液壓傳動裝置的工作安全性、可靠性(5)液壓缸工作原理目前，許多起重機的主起升系統(tǒng)采用行星減速機或行星差動減速機，為了防止發(fā)生因減速機的傳動件失效等造成墜包事故，設計時一般對其做了雙保險或三保險。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3-9(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(chǎn)生；松閘力由與制動器相盤式制動器是在事故狀態(tài)下的緊急制動器。使用者必須每班班前檢查一次，在確認盤式制動器可靠好用后，才能開動起重機吊運重物。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。這是液壓盤式制動器的基本特征，也是設計者設置液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)定時上第43頁共78頁閘。這個上閘時間應事先調定，隨起重機具體工藝狀況不同而異，它只能根據(jù)實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)。失電保護功能是鑄造起重機使用盤式制動器的另一個鮮明特征。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。這可避免在制動的情況下電機送電而造成設備損壞。這種控制通過設置在制動閘表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。例外情況是超速上閘中所描述的，在超速的情況下，制動器是必須迅速上1)正常工作狀態(tài)動器也隨后松閘，同時啟動主起升電動機；若需停止起吊重物，其操作順序則恰好相反：關閉切斷主起升電機高速軸上的抱閘式制動器全部制動抱閘接著盤式制動器也通過液壓系統(tǒng)卸壓上閘起升機構停止工作或完成了一個工作循環(huán)。正常工作狀態(tài)中的點動或微動，因電機軸上仍有轉矩作用，這時超速開關或時間繼電器都不起作用，都不會也不可能指令盤式制動器閉合上閘。這就是說在點動或微動工況時盤式制動器不應上閘制動。2)事故狀態(tài)事故狀態(tài)是指凡是一個電動機壞掉或傳動軸系統(tǒng)發(fā)生破壞性故障—這樣的事故一旦出現(xiàn)：鋼水包迅速下墜—卷筒軸超速旋轉—超速開關在超速狀態(tài)下關斷電磁閥使液壓盤式制動器卸壓—盤式制動器上閘—卷筒停止旋轉。與此同時切斷驅動電機電源一主起升傳動機構高速級上全部制動器上閘吊鉤或起吊的重物瞬以上即為液壓盤式制動器在重型機械上的最重要應用防止墜包。3)高可靠性盤式制動器的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第44頁共78頁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)圖3-10制動器液壓回路設計圖(7)制動力的調節(jié)盤式制動器的閘瓦(如圖1)在制動盤上產(chǎn)生的式中N—閘瓦壓向制動盤上的正壓力，N;μ—閘瓦對制動盤的摩擦系數(shù)，μ=0.35~0.5。第45頁共78頁PA=N-F(3)式中A—油缸有效作用面積：第46頁共78頁動盤在盤式彈簧的正壓力的作用下，獲得最大制動力；右移動，提升機解除制動；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50N/cm2。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3-9所示：表3-9液壓缸的設計參數(shù)液壓缸直徑及活塞外徑尺寸d制動器正壓力KN設計摩擦系數(shù)設計閘瓦比壓MPa尺寸系列(制動盤直徑×液壓缸直徑有效制動半徑m制動力矩，N·m液壓缸油壓，MPa777單活塞雙向對置式雙活塞雙向對置式三活塞雙向對置式—————————第47頁共78頁————————————————————————安全制動閘的最小調整釋放壓力已知液壓缸：工作油壓—P=21.9MP;活塞直徑—D=8.5cm活塞面積—A=56.7cm2制動器液壓缸如圖3-12所示：第48頁共78頁圖3-12盤式制動器液壓缸示意圖計算下列數(shù)值：η——總阻力損失率，η=0.7~0.8當活塞V<0.2m/s時，;所以取δ=8cm即移動負載為m=261Kg。(8)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P—實際需要的最大工作油壓；第49頁共78頁N'=F?-F+F(2)第50頁共78頁圖3-13液壓盤式制動器壓力所有盤閘在提升機卷筒上產(chǎn)生的制動力矩為=2×28又0×4K.2手1OVmR?—制動器的摩擦半徑另一方面，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=7435N2m或=7352.3Nm第51頁共78頁R—卷筒半徑。3.5.2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，而其中彈簧力則是示中K—碟型彈簧的剛度；△—閘瓦與閘盤之間的間隙；n盤閘內碟型彈簧的片數(shù)。于是，盤閘活塞上的液壓推力為將示(4)代入上式，便有第52頁共78頁液壓站的最大油壓為d?—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53頁共78頁第4章制動器的工作可靠性評定4.1.1盤式制動器的要求(包括零部件)(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(5)閘瓦的技術性能應符合JB3721--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JB3812--84中1.3的規(guī)定，技術要求應符合(7)產(chǎn)品應裝設放氣裝置；(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(chǎn)品裝配后在1.25倍設計油壓下保持10min,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；(1)閘瓦與制動盤的間隙：新的為1mm;使用中的不大與2mm。安全規(guī)定閘盤偏擺最大1.5mm(規(guī)程要求0.5mm)。由于偏擺大造成閘開關誤動作，無法正常生產(chǎn)。經(jīng)多次調試效果不理想，有的不得不降低動作范圍。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，否則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，以襯板為第54頁共78頁(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，然后向制動油缸充入壓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。測量閘瓦兩個閘瓦應同時進行。調整好后，應進行閘的試運行，并重新測量閘瓦間隙，如(5)為了避免損壞活塞上的密封圈而產(chǎn)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，然后分三級進行調整：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，推動閘提升機的安全運行，很大程度上取決于制動器的工作可靠性。從狹義可靠性更新彈簧才能使制動器可靠性達到原有的水平。從廣義可靠性理解，盤式制動器液壓站零件發(fā)生故障，修理后也能使制動器可靠性達到設計水平。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(chǎn)品出廠時便已明確；使用可靠性則是安裝、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，固有可靠性的體現(xiàn)，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，體現(xiàn)了制動器的Rw=R,R?第55頁共78頁R?—制動器的使用可靠性。4.2制動器的故障模式及可靠性圖框提升機制動器的故障，是指制動器未能達到設計規(guī)定的要求(如制動力矩不足或制動減速超限),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行評價，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；制動系統(tǒng)的故障模式通?？蓮乃膫€方面考慮；運行過程中的故障，規(guī)定時間內無法啟動，預定時間內無法停車，制動能力降級或受阻。制動系統(tǒng)的各類故障在已經(jīng)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，確保提升機安全停車，這種補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所示第56頁共78頁n副閘RjRjRj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，只有液壓站的動力部分是冷儲備關系，而多副盤閘的制動力矩則是表決狀態(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較復雜。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、λ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；而理論可靠評定則過于抽象，但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礦井提升機制動系統(tǒng)(液壓盤式制動器)設計第57頁共78頁主要尺寸參數(shù)，涉及手柄、制動泵、制動鉗、摩擦片和制動盤等，①制動鉗結構參數(shù)L?、D,,見圖4-2;②制動盤結構參數(shù)D,、h,,見圖4;③摩擦片結構參方案優(yōu)化在制動器開發(fā)中所處的位置及進行方案優(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)化計算平臺采用浙江大學機械設計研究所開發(fā)的廣義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行二進制編碼，只有交叉和遺傳算子，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]的基本過程如下：(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(chǎn)品設計中的位置如圖4-3所示：初始方案制動器全性能模型優(yōu)化源模型模型模型經(jīng)濟性能優(yōu)化規(guī)劃制動器全性能優(yōu)化模型尋優(yōu)結果優(yōu)化設計結果戒整體;分性酮決策：評價方法憂化算法模型字橫子模目的性1分層分部總控圖4-3優(yōu)化計算流程圖第58頁共78頁(2)種群進化對每個個體X:①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D=D+Da=(X。-X,)+(X。-X?);②根據(jù)交叉率CR決定進行交叉或遺傳，其中交叉算子為新個體T,T=B+FD,這里F為變異倍數(shù)，主要用來控制進化速度；③種群更新，計算新個體T的適合度，如果優(yōu)于X,,則用T替換X;,否則保留X;。影響DE優(yōu)化效果的控制參數(shù)主要是種群規(guī)模N、交叉率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。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則往往潛伏事故隱患。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在以上三項維護工作中，若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：貼閘可靠性是指制動器所有制動閘同步貼閘的能力；若貼閘同步能力差，則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；殘壓可靠性則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結構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的離散程度能夠反映制動閘的貼閘可靠性，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，貼閘可靠性也愈第59頁共78頁低。若在合閘過程中，瞬時貼閘的閘瓦數(shù)為i,則貼閘可靠性為衡量貼閘可靠性高低的指標可用每個瞬間貼閘可靠度的平均值來表達，即：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副井要高。主井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計如表4-1所示表4-1主井制動器貼閘可靠性統(tǒng)計序列號145678貼閘油壓，MPa貼閘數(shù)59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5678貼閘油壓，MPa貼閘數(shù)5678第60頁共78頁第5章結論制動系統(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，制動力矩的不足是導致提升設備過卷、放大滑等事故的直接因素。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)點及良好的安全性能被廣大用戶認可。盤式制動器與其它類型制動器相比較，其優(yōu)點是：因多副制動器同時使用，即使一副制動器失靈，也不是影響一部分制動力矩，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、結構緊湊、外形尺寸小、安裝維護方便、通用性大等；但其缺點也比較明顯：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。它在現(xiàn)代多種類型提升機中獲得廣泛的應用，隨著盤式制動器發(fā)展的成熟，它的第61頁共78頁從年前的畢業(yè)設計方案確定到現(xiàn)在，半年過去了，大學四年也即將劃上一個句號。在進入中國礦業(yè)大學求學的幾年里，我學到了很多東西，這不僅包括老師要做什么,首先你得學會做人!”第一次聽說時并不以為然，但在以后的學習和生活中，我越來越真切地感體會到了這句話的深刻含義。因此，在本次設計過程中通過這次畢業(yè)設計，我了解了礦井提升機的工作原理，具體掌握了其制動系圖書，并從網(wǎng)上搜集了很多信息，還到一些相關企業(yè)去參觀實習。在此設計期間，我去過徐工集團，徐州重型機械廠，沛屯煤電公司，無錫優(yōu)益績腳手架有限公司等單位，參觀到了許多機械的實際結構，對我本次的畢業(yè)設計起到了一定的啟發(fā)這次設計是對作為學生的我們能力一次綜合性檢驗，知識面涉及到所學知識的各個領域，在收集資料準備畢業(yè)設計的過程中，還培養(yǎng)了我們信息檢索能力和同學間團隊合作能力，以及和老師的交流溝通能力，是即將到來的工作、生活的畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，學生時代的學習和生活也即將結束，有了這次畢業(yè)設計的經(jīng)歷，我對將來的工作、生活滿懷期待而且更有信心，我相信付出總有回第62頁共78頁英文原文AbstractThispaperpresentstheexperiencesofcalculationandreportinguncertaintyofspecimens.Thelaboratoriesalsoreportedtheirresultsconcerninguncertaintyoftheuncertaintiesofmeasurementwerecalculatedandreported.Nolaboratoryincludedthemostsignificantuncertaintysource,bendingstress(duetomisalignmentofthetestingmachine,"incorrect"specimensand/orincalculatingtheuncertaintyofmeasurement.SeverallaboratoriesdiuncertaintyofmeasurementinaccordancewiththeGuidetotheExpressionofUncertaintyinMeasurement(GUM)[1].KeywordUncertaintyofmeasurement,Calculation,Report,Fatiguetest,LaboratoryDefinitionsRStressratioFmin/Fmax·FForce(nektons)·Aanparameters·sandSStress(megapascals)·NNumberofcycles.ThecorrectorbestmethodofcalculatingandreportinguncertaintyofbecameevenmorerelevantincoISO17025[2].Thediscussion,aswellasimplementationoftheuncertaintyofmeasurementconcept,hasoftenbeenconcentratedonwhichequationtouseoronadministrativehandlingoftheissue.Therehasbeenlessinterestinthetechnicalproblemandhowtohandleuncertaintyofmeasurementintheactualexperimentalsituation,andhowtolearnfromtheuncertaintyofmeasurementcalculationwhenbodieshaveconcentratedontheveryexistenceofuncertaintyofmeasurement第63頁共78頁amoretechnicalfocus.OnetestingareawhereitisdifficulttodouncertaintyofmeasurementcalculationsinRefs.[3,4].Toinvestigatehowuncertaintyofmeasurementcalculationsareinterlaboratorycomparisonwhereoneofreporttheuncertaintyofmeasurementofatypicalfatiguetestthatcouldhavebeenorderedbyacustomeroftheparticipatinglaboratories.Forcostreasons,customers(highstresses)tomillionsofcyclofmeasurementfromtheprojectisreportedinthisarticleSixNordiclaboratoriesindustriallaboratory,tworestofthispaper.Theparticipantsreceivedinforresults.relativehumidity).Thiswasconsideredasatypicalcustomerorderedtest.parameters,AandB,accordingtolinearregressionofthelogsandlongvariables,i.e.logo=A+BlogN.ThereparametersAandBandtheshouldalsoincludetheconsiderationsandcalculationsbehithoseconcerninguncertaintyofmeasurement.第64頁共78頁wasthenumberofcyclesuntilfractureorifthespecimenwasarun-out(i.e.survivedfor5×10°cycles).ThetestsweretobeperfISO5725-2[6].ASTME-466-96doesnottakeuncertaintyofmeasurementintomisalignmentmustnotexceed5%ofthegreateroftherange,maximumorminimumstresses.Therearealsorequiremeofthetestspecimen.Allparticipantsusedhydraulictestingmachines.Thetestspecimensweremadeofsteel(yieldstress375-390Map,andtensilestrength670-690MaThetestspecimensweredistributedtotheparticipantsbytheorganizer.oftheresults.TheWhalercuItcanbeseenthatthereareconsiderabledifferencesbetweenlaboratories.AncannotexplainthedifferencesintheWhalercurves.betweenthelaboratoriesshowninFig.1couldbeattributedonlytomodeling.Oneofthemostimportantobjectiveswiththisinvestigatioobserveddifferencesbetweenlaboratorytestresultswiththeirestimateduncertaintiesofmeasurement.Theintentionwastoanalyzetheuncertaintyanalysesassuch,andtoExpressionofUncertaintyinMeasurement(GUM)[1].Thelaboratoriesidentifieddifferentsourcesofuncertaintyandtreatedtheminsuperimposedbendingstressesbecauseofmisalignmentandthedimensional第65頁共78頁measurements.Implicitly,laboratorytemperatureandhumidity,specimentemperatureThedifferentlaboratorytre