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提升机制动系统设计（液压盘式制动器）【3张CAD图纸+毕业论文】

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提升 晋升 机制 系统 液压 制动器 设计
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提升机制动系统(液压盘式制动器)设计

摘  要

目前我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，矿井提升设备作为煤矿的关键设备，在矿井机械化生产中占有重要地位。制动器是提升机(提升绞车)的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。

多绳摩擦提升机具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优点，适用于较深的矿井提升。本文针对JKMD型(4.5米4多绳摩擦轮)提升机，对其制动系统进行设计。

在对提升机的制动器选型过程中，因盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可，特别是在结合了液压系统和PLC 控制之后，液压系统和PLC 超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。制动盘的制动力，靠油缸内充入油液而推动活塞来压缩盘式弹簧来实现。

液压盘式制动器作为最新一种制动器，具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。它具有制动力大、工作灵活性稳定、敏感度高等特点，对生产安全具有重要意义。


关键词：提升机；多绳摩擦；制动器；设计；液压传动。

Abstract

Currently many of our coal mine has turned to deep mining. Mine coal upgrading equipment as the key equipment holds an important position in mechanized production of the mine. The brakes are one of the important components of a direct bearing on Hoist the safe operation of equipment.

Multi-rope friction hoist with small size, light weight, safe, reliable, and strong ability to upgrade apply to the deeper mine hoist. In this paper, the braking system for JKMD type (4.5 meters over four-rope friction round) hoist have been designed.

In the hoist brake selection process, because in recent years disc brake is used in the new brakes It's unique strengths and good safety performance recognized by the majority of users. Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance 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 the piston to compress spring to achieve Disc.

Hydraulic disc brakes as the latest development of a brake, which has many advantages. Therefore it in a modern aircraft types to upgrade gain wider application. It is the braking force, flexibility stability, high sensitivity; on production safety is of great significance.


Keywords: Hoist; Multi-rope friction; Brake; Design; Hydraulic drive.



目  录

第1章  矿井提升设备概述1

1.1 提升机的定义1

1.2 提升机的分类1

1.2.1 按用途分1

1.2.2 按拖动方式分1

1.2.3 按提升容器类型分1

1.2.4 按井筒的倾角分1

1.2.5 按提升机类型分1

1.3 提升机的制动装置的功用、类型7

1.3.1 制动装置的功用8

1.3.2 制动装置的类型8

1.4提升机型号的选用及制动器的设计类型8

1.4.1提升机的选用8

1.4.2制动器的设计类型9

第2章  提升机的选型计算(4.5米4多绳摩擦轮)10

2.1 工作参数11

2.2 速度图11

2.3 变位重量13

2.4 力图13

2.5 等效力：15

2.6 启动力矩与等效力的比例：16

2.7 有效功率：16

2.8电机最大轴功率及选型：16

2.9液压站工作原理17

2.9.1 提升机液压站系统17

2.9.2 液压站系统原理图17

2.9.3 控制电路图18

第3章  提升机制动装置的结构设计20

3.1 制动装置的有关规定和要求20

3.2 提升机制动器主要类型21

3.2.1 块式制动器21

3.2.2盘式制动器22

3.3 盘式制动器的结构及工作原理23

3.3.1盘式制动器的布置方式23

3.3.2盘式制动器的结构24

3.4 制动器的设计计算25

3.4.1 确定在工作状态下所需要的制动力25

3.4.2 确定制动器数量31

3.4.3 碟型弹簧的选型计算35

3.4.4 制动器液压缸的结构与设计计算41

3.5 制动器的强度校核49

3.5.1制动力整定计算49

3.5.2 液压站油压整定计算51

第4章  制动器的工作可靠性评定53

4.1 盘式制动器的安装要求及调整53

4.1.1 盘式制动器的要求（包括零部件）53

4.1.2 盘式制动器闸瓦间隙的调整53

4.2制动器的故障模式及可靠性图框55

4.3制动器的优化设计及工作可靠性评定56

4.3.1 设计变量56

4.3.2 优化策略57

4.4制动器的维护可靠性评定58

第5章  结论60

总  结61

英文原文62

中文翻译71

参考文献77

致  谢78


第1章  矿井提升设备概述

1.1 提升机的定义

矿井提升机是矿井大型固定设备之一，它的主要任务就是沿井筒提升煤炭、矿石和矸石；升降人员和设备；下放材料和工具等。矿井提升设备是联系井下与地面的纽带，是主要的提升运输工具，因此它整个矿井生产中占有重要的地位。

1.2 提升机的分类

1.2.1 按用途分

(1) 主井提升设备

主井提升设备的任务是专门提升井下生产的煤炭。年产30万吨以上的矿井，主井提升容器多采用箕斗；年产30万吨以下的矿井，一般采用罐笼(立井)或串车(斜井)。

(2) 副井提升设备

副井提升设备的任务是提升矸石、废料，下放材料，升降人员和设备等。副井提升容器采用普通罐笼(立井)和串车(斜井)。

1.2.2 按拖动方式分

按提升机电力拖动方式分为交流拖动提升设备和直流拖动提升设备。

1.2.3 按提升容器类型分

分为箕斗、罐笼、串车等提升设备。

1.2.4 按井筒的倾角分

提升设备按井筒倾角可分为立井提升设备和斜井提升设备。立井提升时，提升容器采用箕斗或罐笼等.斜井提升时，提升容器一般采用矿车(串车)或斜井箕斗。串车提升适用于井筒倾角不大于；斜井箕斗提升适用于井筒倾角在~范围内。近年来大型斜井提升多采用胶带输送机。

1.2.5 按提升机类型分

(1) 单绳缠绕式提升设备

单绳缠绕式提升设备目前大部分为直径圆柱型滚筒，在个别的老矿井，还有使用变直径滚筒(如双圆柱圆锥型滚筒)提升设备。

1) KJ型(2~3m)和BM及JKA型单绳缠绕式提升机

KJ(2~3m)型单绳缠绕式提升机是我国在1958~1966年生产的仿苏BM-2A型提升机，按滚筒个数来分，有单滚筒和双滚筒的提升机；按布置方式来分，有带地下室和不带地下室的提升机，可根据设计而选用，但二者技术性能完全相同。

(A) KJ型(2~3m)提升机代号意义以KJ22.51.2D-20型为例说明如下：

K--------矿井；

J---------卷扬机(提升机)；

2---------双滚筒(单滚筒时为1)；

2.5-------滚筒名义直径，m；

1.2-------每个滚筒的两侧党绳板的距离，m；

D---------带地下室(无D字表示不带地下室)；

20--------减速器名义传动比。

(B)


内容简介：
论文题目： 提升机制动系统设计 专 题： 液压盘式制动器设计 提升机制动系统提升机制动系统( (液压盘式制动器液压盘式制动器) )设计设计摘摘 要要目前我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，矿井提升设备作为煤矿的关键设备，在矿井机械化生产中占有重要地位。制动器是提升机(提升绞车)的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。多绳摩擦提升机具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优点，适用于较深的矿井提升。本文针对 JKMD 型(4.5 米 4 多绳摩擦轮)提升机，对其制动系统进行设计。在对提升机的制动器选型过程中，因盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可，特别是在结合了液压系统和 PLC 控制之后，液压系统和 PLC 超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。制动盘的制动力，靠油缸内充入油液而推动活塞来压缩盘式弹簧来实现。液压盘式制动器作为最新一种制动器，具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。它具有制动力大、工作灵活性稳定、敏感度高等特点，对生产安全具有重要意义。关键词：关键词：提升机；多绳摩擦；制动器；设计；液压传动。AbstractCurrently many of our coal mine has turned to deep mining. Mine coal upgrading equipment as the key equipment holds an important position in mechanized production of the mine. The brakes are one of the important components of a direct bearing on Hoist the safe operation of equipment.Multi-rope friction hoist with small size, light weight, safe, reliable, and strong ability to upgrade apply to the deeper mine hoist. In this paper, the braking system for JKMD type (4.5 meters over four-rope friction round) hoist have been designed.In the hoist brake selection process, because in recent years disc brake is used in the new brakes Its unique strengths and good safety performance recognized by the majority of users. Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance 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 the piston to compress spring to achieve Disc.Hydraulic disc brakes as the latest development of a brake, which has many advantages. Therefore it in a modern aircraft types to upgrade gain wider application. It is the braking force, flexibility stability, high sensitivity; on production safety is of great significance.Keywords: Hoist; Multi-rope friction; Brake; Design; Hydraulic drive. 目目 录录第第 1 章章 矿井提升设备概述矿井提升设备概述.11.1 提升机的定义.11.2 提升机的分类.11.2.1 按用途分.11.2.2 按拖动方式分.11.2.3 按提升容器类型分.11.2.4 按井筒的倾角分.11.2.5 按提升机类型分.11.3 提升机的制动装置的功用、类型.71.3.1 制动装置的功用.81.3.2 制动装置的类型.81.4 提升机型号的选用及制动器的设计类型.81.4.1 提升机的选用.81.4.2 制动器的设计类型.9第第 2 章章 提升机的选型计算提升机的选型计算( 4.5 米米4 多绳摩擦轮多绳摩擦轮).102.1 工作参数.112.2 速度图.112.3 变位重量.132.4 力图.132.5 等效力：.152.6 启动力矩与等效力的比例：.162.7 有效功率：.162.8 电机最大轴功率及选型：.162.9 液压站工作原理.172.9.1 提升机液压站系统.172.9.2 液压站系统原理图.172.9.3 控制电路图.18第第 3 章章 提升机制动装置的结构设计提升机制动装置的结构设计.203.1 制动装置的有关规定和要求.203.2 提升机制动器主要类型.213.2.1 块式制动器.213.2.2 盘式制动器.223.3 盘式制动器的结构及工作原理.233.3.1 盘式制动器的布置方式.233.3.2 盘式制动器的结构.243.4 制动器的设计计算.253.4.1 确定在工作状态下所需要的制动力.253.4.2 确定制动器数量.313.4.3 碟型弹簧的选型计算.353.4.4 制动器液压缸的结构与设计计算.413.5 制动器的强度校核.493.5.1 制动力整定计算.493.5.2 液压站油压整定计算.51第第 4 章章 制动器的工作可靠性评定制动器的工作可靠性评定.534.1 盘式制动器的安装要求及调整.534.1.1 盘式制动器的要求（包括零部件）.534.1.2 盘式制动器闸瓦间隙的调整.534.2 制动器的故障模式及可靠性图框.554.3 制动器的优化设计及工作可靠性评定.564.3.1 设计变量.564.3.2 优化策略.574.4 制动器的维护可靠性评定.58第第 5 章章 结论结论.60总总 结结.61英文原文英文原文.62中文翻译中文翻译.71参考文献参考文献.77致致 谢谢.78矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 1 页共 78 页第第 1 章章 矿井提升设备概述矿井提升设备概述1.1 提升机的定义提升机的定义矿井提升机是矿井大型固定设备之一，它的主要任务就是沿井筒提升煤炭、矿石和矸石；升降人员和设备；下放材料和工具等。矿井提升设备是联系井下与地面的纽带，是主要的提升运输工具，因此它整个矿井生产中占有重要的地位。 1.2 提升机的分类提升机的分类1.2.1 按用途分按用途分(1) 主井提升设备主井提升设备的任务是专门提升井下生产的煤炭。年产 30 万吨以上的矿井，主井提升容器多采用箕斗；年产 30 万吨以下的矿井，一般采用罐笼(立井)或串车(斜井)。(2) 副井提升设备副井提升设备的任务是提升矸石、废料，下放材料，升降人员和设备等。副井提升容器采用普通罐笼(立井)和串车(斜井)。1.2.2 按拖动方式分按拖动方式分按提升机电力拖动方式分为交流拖动提升设备和直流拖动提升设备。1.2.3 按提升容器类型分按提升容器类型分分为箕斗、罐笼、串车等提升设备。1.2.4 按井筒的倾角分按井筒的倾角分提升设备按井筒倾角可分为立井提升设备和斜井提升设备。立井提升时，提升容器采用箕斗或罐笼等.斜井提升时，提升容器一般采用矿车(串车)或斜井箕斗。串车提升适用于井筒倾角不大于；斜井箕斗提升适用于井筒倾角在范围025035内。近年来大型斜井提升多采用胶带输送机。1.2.5 按提升机类型分按提升机类型分(1) 单绳缠绕式提升设备矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 2 页共 78 页单绳缠绕式提升设备目前大部分为直径圆柱型滚筒，在个别的老矿井，还有使用变直径滚筒(如双圆柱圆锥型滚筒)提升设备。1) KJ 型(23m)和 BM 及 JKA 型单绳缠绕式提升机KJ(23m)型单绳缠绕式提升机是我国在 19581966 年生产的仿苏 BM-2A型提升机，按滚筒个数来分，有单滚筒和双滚筒的提升机；按布置方式来分，有带地下室和不带地下室的提升机，可根据设计而选用，但二者技术性能完全相同。(A) KJ 型(23m)提升机代号意义以 KJ22.51.2D-20 型为例说明如下：K-矿井；J-卷扬机(提升机)；2-双滚筒(单滚筒时为 1)；2.5-滚筒名义直径，m；1.2-每个滚筒的两侧党绳板的距离，m；D-带地下室(无 D 字表示不带地下室)；20-减速器名义传动比。(B) KJ 型(23m)和 BM 型提升机的机构特点主要有：(a) 制动装置采用角移式块型制动器,重锤制动传动，油压操纵装置；(b) 双滚筒提升机采用手动涡轮涡杆式调绳离合器；(c) 减速器采用渐开线人字形齿轮传动；(d) 使用机械牌坊式深度指示器；(e) 设有机械限速器。(C) JKA 型单绳缠绕式提升机是在 KJ 型提升机的基础上改进后制造的。JKA型双滚筒提升机在结构上具有下列特点：(a) 调绳装置即离合器为电动涡轮涡杆式离合器，因而调绳工作简便省力；(b) 采用综合式制动器,改善了闸瓦的磨损情况；(c) 液压站采用手动控制的低压电液调节阀和电磁铁控制的安全三通阀，分别对工作制动和安全制动进行控制；(d) 减速器采用圆弧形人字齿轮传动，提高了减速器的承载能力，并减轻了重量。2) KJ 型(46m)和 HKM3 型单绳缠绕式提升机苏联新克拉马托尔机械制造厂生产的 HKM3 型提升机的结构特点：(a) 滚筒采用焊接结构；(b) 采用气动齿轮式调绳离合器；(c) 制动器为新平移式块闸；(d) 采用压气制动传动装置；矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 3 页共 78 页(e) 使用机械牌坊式深度指示器；(f) 减速器采用渐开线人字齿轮，有一级传动和二级传动两种；(g) 有电气限速器,还有机械限速器。我国现有煤矿矿井多数是按照五十年代的标准设计的，为了快出煤、多出煤，当时主要是建设中、小型矿井，并且首先开采浅部煤层。五十年代，我国的矿井提升设备主要是从苏联进口的 BM 型产品和国产仿苏 KJ 型产品，设备的可选性小，主要是满足开采浅部煤层的需要。进入 80 年代以后，我国许多煤矿矿井已逐渐转向中深部开采，国家统煤矿矿井的平均深度已由 200 米延伸到 400 米，现在已达 600 米、1000 米。根据国内外的实践经验，落地式摩擦提升设备，是在矿井延伸后使现有提升设备满足加大提升高度要求的行之有效的办法。(A) 主提升钢丝绳的选择(a) 钢丝绳的结构形式应优先选用三角股钢丝绳及线接触圆股钢丝绳，当由于供应原因，亦可以选用普通圆股点接触平行捻钢丝绳。钢丝绳公称抗拉强度宜选用 1550帕。610(b) 钢丝绳的安全系数根据煤矿安全规程规定，钢丝绳的安全系数应符合下式：m升降人员和物料 9.20.0005mHc升降物料 7.20.0005mHc式中 提升钢丝绳的悬垂长度，m。Hc(c) 钢丝绳数目选择落地摩擦式提升机的钢丝绳树木以 24 绳为宜。(B) 尾绳的选择目前，绝大多数使用多绳摩擦式提升机的矿井，都由原来选用扁钢丝绳作平衡尾绳而改为使用圆股钢丝绳作平衡尾绳。新建的矿井，设计中也已全部选用圆股钢丝绳作平衡尾绳。这主要是因为扁钢丝绳生产效率低、供应困难。选用圆股钢丝绳作平衡尾绳时，以多层股（不旋转）圆股钢丝绳中的 187 和347 两种结构较为合适。但目前这两种产品尚不能满足需要，因而当供应困难时，也可选用普通圆股钢丝绳，如选用 619 和 637 等。应注意的是，选用钢丝绳股中的钢丝不可过细，并应尽可能选用镀锌钢丝绳，以提高使用寿命。当采用两条平衡尾绳时，可以选用左向交互捻和右向交互捻的钢丝绳各一条。(a) 主导轮直径 D 的确定根据煤矿安全规程规定，主导轮直径 D 应符合式：无导向轮 80Dd矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 4 页共 78 页有导向轮 100Dd式中 主提升钢丝绳直径， mm；d主导轮直径 D 除应符合上述规定外，还应按摩擦衬垫的许用比压q来校核，即： sxpssqqn dD 式中 主导轮上升（重载）侧钢丝绳静张力，N；ss 主导轮下降（重载）侧钢丝绳静张力，N；xs q摩擦衬垫的许用比压，取q=；4200 10帕 主绳数目。pn根据经验，现有 3 米以下提升机改造后的主导轮直径 D 可取为： 滚筒直径（m） 主导轮直径（m） 2.0 2.02.25 2.5 2.52.8 3.0 3.03.25(C) 钢丝绳间距 nA200 250nAmm(D) 天轮直径 w100wdmm(E) 钢丝绳在摩擦衬垫上的围包角当井深大于 300 米时，取： 00 220180如图 1-1 （a） 、 （b） 。当井深小于 300 米时，取： 002702360aa如图 1-1 （c） 、 （d） 。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 5 页共 78 页正常包围角a（井深大于300mm）特殊加大包围角a（井深小于300mm）图图 1-1 缠绕式提升机摩擦衬片上的包围角选择缠绕式提升机摩擦衬片上的包围角选择(2) 多绳摩擦式提升设备多绳摩擦式提升设备可分为塔式和落地式（KJM 和 JKMD 型多绳摩擦轮提升机）。多绳摩擦提升机的井架一般多采用钢结构四斜腿井架。放绳挂罐后在主绳张力水平分力作用下，使井架产生弹性变形、井架有倾斜现象。一般井筒采用冻结施工，井架基础随着井筒冻结层解冻变化。基础会产生少量下降。井架在受主绳张力作用下基础下沉不均衡也会使井架倾斜。由于井架倾斜、天轮轴心线相对位移，这种位移一般在投入使用初期产生，并渐渐逐于稳定。另外，天轮绳槽摩擦衬垫一般采用国内产品尼龙 1010、进口 K25，由于衬垫是磨损材料，从初期使用到更换之前，即剩余厚度为钢丝绳直径一半之前，提升绳落绳点向绞车房方向渐变位移，一般位置变化范围 030mm。多绳提升机由于使用了数根钢丝绳代替一根钢丝绳。钢丝绳的直径变小了，摩擦轮的直径因而变小，但由于有多根钢丝绳，所以摩擦轮变为摩擦筒，宽度稍有加宽。设采用 n 根钢丝绳，则多绳与单绳提升机钢丝绳直径间有如下关系： 1nddmmn同理，摩擦筒（主导轮）直径： 1nDDmmn矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 6 页共 78 页多绳摩擦提升机如图 1-2 所示：1-主导轮2-天轮3-提升机钢丝绳4-提升容器5-尾绳1主导轮 2天轮 3提升机钢丝绳 4提升容器 5尾绳图图 1-2 多绳摩擦提升机多绳摩擦提升机主轴装置的特点：它与缠绕式提升来代替木衬，由于摩擦提升是靠摩擦力来传递动力的，所以衬垫挤压固定在筒壳上。摩擦衬垫形成衬圈，其上再车出绳槽，初车时槽深为 1/3 绳径，槽距（即绳心距）约为绳径的 10倍利用熟知的柔索欧拉公式可知，摩擦轮两侧钢丝绳拉力的极限比值为 1122uauaFeFF eF或式中 自然对数的底，等于 2.71828；e 钢丝绳对于摩擦轮的围包角；a 钢丝绳与衬垫间的摩擦系数，通常取=0.2uu当钢丝绳拉力比大于上式右端所给出的数值时，钢丝绳对摩擦轮产生相对滑动。12FF为了避免这种滑动，两侧拉力不能达到其极限比值，而应有一安全系数，式改写矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 7 页共 78 页为 212(1)uaFFF e若考虑防滑而加入防滑安全系数，则有 122()(1)uaFFF e或者 212(1)uaF eFF式中防滑安全系数，如果式中和仅计及静力，则得防滑安全系数；如果1F2F计算和时考虑了惯性力的影响，则得动防滑安全系数。我国煤矿设计规1F2Fd范规定 1.251.75di有些国家不按拉力差来考虑防滑，而是把两侧的拉力比的极限值控制在 1.5以内，即： 121.5FF在某些特殊情况，例如进行紧急制动时，可能产生超前滑动，即钢丝绳的运动速度大于摩擦轮槽处的线速度，此时的防滑安全系数为 121(1)uadF eFF煤矿安全规程规定，紧急制动时不能产生滑动，即1。d当下放重物进行紧急制动时，更容易继发性滑动。1.3 提升机的制动装置的功用、类型提升机的制动装置的功用、类型提升机的安全运行,很大程度上取决于制动器的工作可靠性。从狭义可靠性理解,盘式制动器包含不可维修因素，如制动弹簧失效之后,影响制动力矩，需要更换新弹簧才能使制动器可靠性达到原有水平；闸瓦与闸盘之间摩擦系衰减，也只能靠更换新闸瓦方能维持原有可靠性水平。从广义可靠性理解,盘式制动器含有可维修因素，如闸瓦磨损后产生的间隙增大，经调整便可达到原有可靠性液压站零件发生故障，修理后也能使制动器可靠性达到设计水平。由此可知，制动器的工作可靠性是固有可靠性和使用可靠性的综合反映。固有可靠性是由制动器设计制矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 8 页共 78 页造及材料等因素决定的，在制动器产品出厂时便已明确，使用可靠性则是装、维护及操作等因素决定的，它反映了制动器固有可靠性在实际运行中的发挥程度。 因此，固有可靠性的体现,受使用可靠性的限制，固有可靠性再高，使用可靠性却较低，制动器的实际工作可靠性依然不会高。制动装置提升机(提升绞车)的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。它由两部分组成：制动器(通常称做闸)和传动装置。制动器是直接作用于制动轮或制动盘上产生制动力矩的机构，传动装置是控制并调节制动力矩的机构。1.3.1 制动装置的功用制动装置的功用制动系统是提升机不可缺少的重要组成部分。是提升机最关键也是最后一道安全保障装置，制动装置的可靠性直接关系到提升机的安全运行。制动力矩不足是导致提升设备过卷、放大滑等事故的直接因素。(1) 在提升机停止工作时能可靠地闸住提升机，即正常停车；(2) 在减速阶段及下放重物时,参与提升机的控制，即工作制动；(3) 当发生紧急事故或其他意外情况时，能迅速而合乎要求地闸住提升机，即安全制动；(4)双滚筒提升机在更换水平、调节钢丝绳长度时，能够闸住提升机的游动滚筒而松开固定滚筒。1.3.2 制动装置的类型制动装置的类型制动装置中的制动器按结构分为块闸(角移式或评移式)和盘闸；传动装置按传动能源分为油压(液压)、压气(气动)及弹簧等。KJ 型(23m) 和 BM 型提升机使用油压角移式制动装置。KJ 型(46m) 和 HKM3 型提升机使用压气平移式制动装置。JKA 型提升机使用液压综合式制动装置。XKT 型、JK 型、GKT 型(2m)、JKD 型、JKM 型、JKMD 型提升机使用液压盘式制动装置。矿用提升绞车使用手动角移式制动器作为工作制动.重锤电磁铁丝杠螺母操纵的角移式制动器或重锤电力液压推杆操纵的平移式制动器作为安全制动，但新系列 JT 型(1.21.6m) JKM（JKMD）型提升绞车则使用液压盘式制动装置。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 9 页共 78 页1.4 提升机型号的选用及制动器的设计类型提升机型号的选用及制动器的设计类型1.4.1 提升机的选用提升机的选用JKMD 型（4.5 米 4 多绳摩擦轮）提升机是基于挠性体摩擦传动原理实现的。它利用提升钢丝绳与驱动共同滚筒之间的摩擦力拖动提升容器在井筒中往复运行，加之采用多根钢丝绳共同承担载荷的方式，因而多绳摩擦提升机具有以下优点：(1) 提升机体积小；(2) 钢丝绳断绳的危害性减小；(3) 提升高度大。1.4.2 制动器的设计类型制动器的设计类型盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可。我们见过的带碟刹的摩托车，就是盘式制动器最简单的应用。它的制动原理与鼓闸式、抱闸式制动器的原理相同，仍为摩擦式制动，但它却有别于老式的鼓闸式和抱闸式制动器，特别是在结合了液压系统和PLC 控制之后，液压系统和PLC 超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。(1) 盘式制动器与其它类型制动器相比较，其优点是：因多副制动器同时使用，即使一副制动器失灵，也不是影响一部分制动力矩，故可靠性高，操作方便，制动力矩可调性好，惯性小，动作快，灵敏度高；重量轻，结构紧凑，外形尺寸小，安装维护方便；通用性大等。由于制动器具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。(2) 盘式制动器的缺点：对于制动盘和制动器的制造精度要求较高；对闸瓦的性能要求较高等。(3)液压盘式制动器作为最新开发出来的一种制动器，其发展前景远大，尤其是将液压电气控制结合在盘式制动器上，相信随着液压和电气技术的进一步发展，会更有利于盘式制动器的发展。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 10 页共 78 页第第 2 章章 提升机的选型计算提升机的选型计算( 4.5 米米 4 多绳摩擦轮多绳摩擦轮)多绳摩擦提升机具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优点，适用于较深的矿井提升。本文针对 JKMD 型(4.5 米 4 多绳摩擦轮)提升机，对其制动系统进行设计。下表 2-1 为 JKMD 型提升机(图 2-1)的型号及相关数据：表表 2-1 提升机的相关参数提升机的相关参数型号名称单位JKMD-4.54摩擦轮直径钢丝绳根数钢丝绳最大静张力差钢丝绳最大静张力钢丝绳最大直径钢丝绳间距最大提升速度天轮直径质量(不包括电气部分)m根KNKNmmmmm/smt4.5427093045350144.5图图 2-1 JKM（JKMD）型多绳摩擦轮提升机）型多绳摩擦轮提升机矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 11 页共 78 页2.1 工作参数工作参数 有效载荷 32500kgNm 井筒深度： 602.4m 提升距离 600mFs 提升速度 15m/sFv 加速度 b21 /ms 减速度 v21.2 /ms 主导轮直径 4.5mTD 主导轮转速 6060 1563.7 /4.5FTVnTDr m i n 爬行距离 0ss 爬行速度 0xv 停止时间 28spt 提升绳长度 820m 尾绳长度 640m 提升绳重量 49.08kg/m 尾绳重量 49.08kg/m 带悬挂装置箕斗重量 4000kg 抛物线段变加速度系数 /EPFVV 如无抛物线段 12.2 速度图速度图加速时间： 12151151EPFbbbbvvt Gt Gaas矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 12 页共 78 页 抛物线段加速时间： (1)20Fbpbvta 减速时间： 121512.51 2FVVVFvtttaAs 爬行时间： 0sssstv 加速度行程： 10.5 15 15 112.52FbGbGsv tm具体加速度如图 2-2 所示：图图 2-2 提升机加速度提升机加速度 变加速度行程： 1(2)03Fbpbpsv t 减速度行程： 10.5 15 12.593.752vvFsv tm 等速度行程： EAFdbpvssssssss 600 112.5 93.75 393.75m矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 13 页共 78 页 等速段时间： 393.7526.2515ddFstvs 总的运行时间：115 026 25 12.5 0053.75FsEsAbGbpdVttttttt As0ssEsAttt其中2.3 变位重量变位重量有效载重 32500kgmN两个带悬挂装置箕斗总重量 80000kg2 40000提升绳重量： 29782 kg尾绳重量： 23245 kg滚筒变位重量： 22222 kg2244 1125004 5e sJTm rDTA天轮： 12827 kg2244 700004 5Se sJm rDTA：不包括电机和减速器的变位重量： 20175 kgSJ电机： 5792 kg22244 1 1466024 5Me siJm rDT A 不带减速器直接传动时1i 减速器： 224Ge siJm rDT 电机转矩（包括电机联轴节）GJ总变位重量：207368 千克m2.4 力图力图提升机载物时载重力如图 2-3 所示：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 14 页共 78 页图图 2-3 提升机载物力图提升机载物力图负荷力： 3325009.81 10375.090.85LnLFFg千牛顿LNSSmmmm主尾绳重量差=0. 85摩擦力： 1(1)(1 0.85) 375.0956.26nRLLFFm g千牛顿启动力： 375.09207.37582.46LAbFFF千牛顿加速力： 1 207.37307.37bbFam 千牛顿减速力： 1.2 207.37248.84rvFam千牛顿制动力： 375.09248.84126.25vBLFFF千牛顿提升机实际速度如图 2-4 所示：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 15 页共 78 页米米米图图 2-4 提升机实际力图提升机实际力图提升机实际力图如图 2-5 所示：图图 2-5 提升机实际速度图提升机实际速度图2.5 等效力：等效力：注：（1）矿井效率取 0.85，一般在 8096%之间 （2）传动效率直接传动取 1，间接传动取 9698%之间。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 16 页共 78 页2.6 启动力矩与等效力的比例：启动力矩与等效力的比例：582.461.76331.45AeffFF2.7 有效功率：有效功率： 331.45 154972FeffeffFF V千瓦2.8 电机最大轴功率及选型：电机最大轴功率及选型： 时， =1max15 582.468736.9FAPV F千瓦 时， 122max(1 ()(0.5)0.5)FAPV Fbabaab其中； 0bAFaF2(1)b当时， abmaxFAPV F只有当时，而且abbptt0bptt （）224242()()333aabaaaab01由于电机为短时工作，可以充分利用电机的过载能力，以减少电机的容量，降低机器的成本和尺寸。电机型号：ZKTD25045P 直流电动机额定功率：1500kW效率：92eP额定转速：56rmin重量：620kgen 8 . 10 . 2额定扭矩堵转扭矩额定扭矩最大扭矩6.5堵转电流额定电流:1010 610 830 mm电机外形尺寸（长宽高）矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 17 页共 78 页280HHmm电机中心高：65 140 mm电机轴直径长度：64.281.432.045jeNN过载系数：注：由于电机为短时工作，可以充分利用它的过载能力，以减少电机的容量，降低机器的成本和尺寸。因此选择 ZKTD25045P 型直流电动机即可。2.9 液压站工作原理液压站工作原理2.9.1 提升机液压站系统提升机液压站系统最大工作油压 油泵最大供油量max6.5aPMPmax9 /minQL残压 一级制动油压值 可调0.5aMP一级制动延迟时间 可调 液压站用油牌号40#稠化液压油2.9.2 液压站系统原理图如图液压站系统原理图如图 2-6 所示：所示：1电动机；2油泵；3粗滤油器；4电液比例溢流阀；5精滤油器；6液控阀；7油箱；8油压表；9溢流阀；10电接点压力表；11单向节流阀；12单向顺向阀；13蓄能器；14油缸；G1G7二位二通电磁阀；G8G9三位四通电磁阀图图2-6 液压站系统原理图液压站系统原理图矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 18 页共 78 页2.9.3 控制电路图如图控制电路图如图 2-7 所示：所示：图图2-7 控制电路图控制电路图(1)正常工作制动：启动液压站电动机后即为正常工作状态，其制动力的大小，通过调节电液比例溢流阀4的电流大小来调整系统压力。液压站中电磁阀的控制由电磁阀的控制状况表确定。(2)井中紧急制动：它是在提升容器还没有到位，即井口容器到位信号闭合前，AC接点信号闭合，为满足制动减速度的要求，采用二级制动，液压站中电磁阀的控制由电磁阀的控制状况表确定。(3)井口紧急制动：它是在提升容器到位信号已经闭合，AC接点信号又闭合，这时采用紧急制动情况，以防止恶性事故的发生。液压站中电磁阀的控制由电磁阀的控制状况表确定。(4)调绳：在调绳状态时，转换打开开关并推动。可调闸手柄，把调绳离合器打开，然后转到调绳状态，压力油进入B管，打开提升机固定卷筒制动器，提升机即可开车进行调绳。调绳完毕后转到离合器合上状态，指导调绳离合器合上。(5)电磁阀检测信号：液压站中每一个电磁阀都有一个阀芯检测传感器，当电磁阀正常工作时，而阀芯没有到位，这时会发出故障信号，并通过PLC报警或显示。各电磁阀工作状况见表2-2。可调闸手柄，把调绳离合器打开，然后转到调绳状态，压力油进入B管，打开提升机固定卷筒制动器，提升机即可开车进行调绳。调绳完毕后转到离合器合上状态，指导调绳离合器合上。电磁阀工作状况表：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 19 页共 78 页表表2-2 电磁阀工作状况电磁阀工作状况工作类型G1G2G3G4G5G6G7G8G9备注正常工作 +井中紧急制动延时延时+井中紧急制动打开+固定卷筒转动+ + + +调绳离合器合上+表示通电表示断电(6)残压保护信号：残压保护信号需要和停车信号共同作用，如果停车信号闭合，同时残压高于设定的压力值，这时实施紧急制动。(7)温度报警信号、压差报警信号：当油温过高或滤油器压差过高时，温度报警信号或压差报警信号闭合，并通过PLC报警或显示。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 20 页共 78 页第第 3 章章 提升机制动装置的结构设计提升机制动装置的结构设计3.1 制动装置的有关规定和要求制动装置的有关规定和要求按照煤炭安全规程及有关技术规范的规定，提升机(绞车)的制动装置必须达到下列要求。（1）提升机(绞车)必须装设司机不离开位置即能操纵的常用闸(即工作闸)保险闸(即安全闸)。保险闸必须能在紧急时自动发生作用。 常用闸和保险闸共同使用一套闸瓦制动时，操纵部分必须分开。双滚筒提升机（绞车）的两套闸瓦的传动装置必须分开。（2）常用闸和保险闸必须经常处于良好的状态，保证灵活可靠。在工作中，司机不准离开工作岗位，也不准擅自调节制动闸。对具有两套闸瓦只有一套传动装置的旧双滚筒提升机（绞车） ，应加强闸瓦间隙和传动系统的检查和维护。（3）保险闸必须采用配重式或弹簧式的制动装置，除由司机操纵外，还必须具有能自动抱闸的作用，并且在抱闸同时使提升装置自动断电。常用闸必须采用可调节的机械制动装置。（4）提升机（绞车）除有（常用闸和保险闸）外，应加设定车装置，以便调整滚筒的位置（钢丝绳的长度）或修理制动装置时使用。（5）保险闸（或保险闸第一级）的空动时间（由保护回路断电时起至闸瓦刚刚接触到闸轮上的一段时间）：压缩空气驱动闸瓦式制动器不得超过 0.5 秒，储能压缩驱动闸瓦式制动器不得超过 0.6 秒，盘式制动器不得超过 0.3 秒。保险闸施闸时，在杠杆和闸瓦上不得发生显著的弹性摆动。（6）提升机（绞车）的常用闸和保险闸制动时，所产生的力矩和实际提升最大静载荷重旋转力之比（K） ，都不得小于 3。（7）双滚筒提升机（绞车）在调整滚筒旋转的相对位置时（此时游动滚筒与主轴脱离连接） ，制动装置在各滚筒闸轮上所发生的力矩，不得小于该滚筒所悬重量（钢丝绳重量与提升容器重量之比）形成的旋转力矩的 1.2 倍。 计算制动力矩时，闸轮和闸瓦摩擦系数根据实测确定，一般采用 0.3 到0.35；常用闸和保险闸的力矩应分别计算。（8）在立井和倾角以上的倾斜井巷，提升装置的保险闸发生作用时，全030部机械的减速度：下放重载（设计额定的全部重量）时，不得小于 1.5 米每二次方秒；提升重载时，不得超过 5 米每二次方秒。 倾角在以下是倾斜井巷，下放重载时的制动减速度不得小于 0.75 米每二030矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 21 页共 78 页次方秒，提升重载时的制动减速度不得大于自然减速度。cA= mcA(sincos ),gf2s式中 -重力加速度， m；g2s -井巷倾角， （ ） ；0 -绳端载荷的运动阻力系数，一般采用 0.10 到 0.105。f摩擦轮式提升装置，常用闸或保险闸发生作用时，全部机械的减速度，不得超过钢丝绳的滑动极限（上提重物加速度阶段及下放重物减速度阶段的动防滑安全系数不得小于 1.25，静防滑安全系数不得小于 1.75） 。下放重载时，必须检查减速度的最底极限。在提升重载时，必须检查减速度的最高极限。（9）制动器的工作行程不得超过全程的四分之三，必须留有四分之一作为调整时备用。司机操纵台制动手把的移动应当灵活，在抱闸位置时，应有定位器来固定手把，防止手把从抱闸位置自动向前移动。(10) 制动轮的椭圆度在使用前（新安装或大修后）不得超过 0.5 至 1mm；使用中如超过 1.5mm 时，应重新车削或换新的。3.2 提升机制动器主要类型提升机制动器主要类型提升机的制动器包括工作装置(即制动闸)和传动装置,工作装置直接作用于制动轮，产生摩擦力矩；传动装置是工作装置产生或解除制动摩擦力的机构。因此，按工作装置装置结构区分，制动器可分为盘式制动器和块式制动器；按传动装置的动力源区分，制动器可分为液压式、气压式和弹簧式。目前，进口提升机和国产新型提升机大都采用液压盘式制动器，而旧提升机(70 年代以前产品)多采用液压或气压块式制动装置，但近年也对这些制动器进行了较大规模的改造。3.2.1 块式制动器块式制动器 块式制动器一般都是闸块压在提升机滚筒的制动轮上而产生制动力矩，出于闸块与制动轮的作用方式差别，块式制动器有角移式、平移式和综合式之分。图(a)是角移式块闸的原理图,两个闸瓦块始终绕基座上的固定铰接点转动，故名为角移式。当制动动力向上拉三角块杠杆时，杠杆的联动会产生连杆拉力，从而迫使块闸压向制动轮，产生制动力；当外动力使三角块向下压时，连杆的压力则使块闸分离开制动轮，即达到松闸的目的。图(b)是常见平移式块闸的原理图，两个闸瓦始终由一连杆在其中心铰接，连杆的另一端则与基座铰接。两个闸瓦块的端头用杠杆系统约束起来，在三角块杠杆是上提作用下，各连杆内部的拉力使两闸块压向制动轮，从而产生制动力；当矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 22 页共 78 页三角块杠杆下放时，各连杆内部的压力迫使闸块与制动轮分离。由于闸块是在连杆转动时压向制动轮的，故闸块是整体平移运动，故称之为平移式。图(c)是综合式闸块的一种形式，由于闸块与角移杆铰接，又与基座连杆铰接，故有些相似于四连杆平行移动机构，但闸块压向制动轮的运动都是靠角移杠杆带动的，所以综合式块闸是介于角移式和平移式之间的一种闸块。块式制动器原理如图 3-1 所示：制动力源制动力源工作制动弹簧工作制动缸安全制动缸块式制动器力学原理图（a）角移式；（b）平移式；（c）综合式(a)角移式；(b)平移式；(c)综合式图图 3-1 块式制动器原理块式制动器原理3.2.2 盘式制动器盘式制动器 盘式制动器是为了克服块式制动器的可靠性不高的缺点而发展的新型制动装置，目前国内外生产的提升机或提升绞车都使用了盘式制动器.盘式制动器具有以下：制动力矩可在较大范围内调节，而且容易调整；制动系统空行程小、动作快、响应速度快、灵敏度高；重量轻，外形尺寸小，结构紧凑；通用性好，可通过改变盘形闸的数量来满足不同绞车的制动要求；安全可靠性高，多副盘形闸同时工作，其中少数部分盘形闸失灵或故障，其余完好盘闸一般仍可刹住绞矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 23 页共 78 页车；而且传动环节(如管路破裂失、压断电等)均可自动施闸。盘式制动器都是依靠碟形的预压缩恢复张力使闸块压向制动盘，从而产生制动力矩；当松闸时，向活塞腔内注入压力油，压力油推动活塞后移并压缩碟形弹簧，带动闸瓦离开制动盘，从而实现松闸。目前国内外提升机使用的盘式制动器形式多样，主要有前腔式盘形闸，后腔式盘形闸单缸双作用盘形闸，以及钳式盘形闸。盘式制动器原理如图 3-2 所示：图图 3-2 盘式制动器原理图盘式制动器原理图目前，国内进口的安全盘式制动器主要来自德国、法国。各国生产的盘式制动器原理上基本相同，都是碟簧上闸、液压松闸，高压油通过液压泵站产生，但是结构上有些差异，从而性能也略有不同。3.3 盘式制动器的结构及工作原理盘式制动器的结构及工作原理3.3.1 盘式制动器的布置方式盘式制动器的布置方式盘式制动器又称盘型闸，它与闸块不同，其制动力矩是靠盘瓦沿轴向两侧压向滚筒上的制动盘而产生的。为了使制动盘不产生附加变形，主轴不承受附加轴向力，因而盘式制动器都成对地装设使用，每一对盘式制动器叫做一副，如图所示。根据所需制动力矩的大小，一台提升机可以同时布置两副四副或更多副盘式制动器。盘式制动器的布置方式如图 3-3 所示：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 24 页共 78 页A管B管A管B管A管B管（a）(b)(c)图图 3-3 盘式制动器的布置图盘式制动器的布置图3.3.2 盘式制动器的结构盘式制动器的结构盘式制动器的结构如图所示。两个制动油缸 3 位于滚筒制动盘的两侧，均装在支座 2 上。支座 2 为整体铸钢件，一副盘式制动器通过支座及垫板 1 用地脚螺栓固定在基座上。制动油缸 3 内装有活塞 5 柱塞 13 调整螺栓 6 螺钉 7 盘式弹簧4 及弹簧套筒 8 等。筒体 9 衬板 11 和渣瓦 15 一齐可沿支座的内孔往复移动。闸瓦与衬板的连接，可用铜螺钉连接或用黏结剂粘贴，但大多数是以燕尾槽的形式将闸瓦固定在衬板上。在使用中当闸瓦磨损或闸瓦与制动盘的间隙过大时，可用调整螺栓 6 调节筒体 9 的位置，使闸瓦间隙保持在 11.5mm 。柱塞 13 与销子 14的连接采用榫槽结构，在拧动螺钉 7 时不致使柱塞 13 转动，以便调整闸瓦间隙。压向制动盘的制动力，由盘式弹簧产生。解除制动力，靠线油缸内充入油液而向右推动活塞 5，压缩盘式弹簧来实现。螺钉 12 是放空气用的。在第一次向制动油缸 3 充油，或在使用中发现送闸的时间教长时，可将放气螺钉 12 旋松，把制动油缸中的空气排出，以免影响制动油缸的正常工作。塞头 20 是排油用的。在使用中制动油缸可能有微量的渗油，因而要定期将塞矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 25 页共 78 页头 20 旋开排油。在排油时，应避免渗出的油玷污闸瓦及制动盘。盘式制动器的结构如图 3-4 所示：图图 3-4 盘式制动器的结构图盘式制动器的结构图3.4 制动器的设计计算制动器的设计计算滚筒直径：4.55 米3.4.1 确定在工作状态下所需要的制动力确定在工作状态下所需要的制动力盘式制动器的基本参数如表 3-1 所示：表表 3-1 盘式制动器的基本参数盘式制动器的基本参数确定工作所需要的制动力矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 26 页共 78 页主导轮直径 4.55dT 米制动盘的平均直径 0.5dB 米制动器数量 10Z 天轮直径 4.64ds 米闸瓦与闸盘摩擦系数 20.4钢绳与滚筒摩擦系数 10.25围包角 0183.74(1) 工作参数 提升高度 599.4米 提升速度（提物） 15/米秒 有效载物（提物） 32.5吨(2) 超载计算1) 质量的确定 提升钢丝绳悬垂长度： 提升时：在井下 1621.4L 米 在井上 316L 米 尾绳悬垂长度： 提升时：在井下 213.7L 米 在井上 4613.1L 米 主绳提升单位重量 4 9. 08 千克/ 米 钢丝绳根数 14Z 尾绳单位重量 4 9. 08 千克/ 米 绳数 24Z 钢丝绳重量 S1212311322133134221022.57100.523.1100.581022.2722.9ssssL gZL gZSL gZL gZSAA AAAAAA AAAA吨吨 吨吨吨 吨 (从主导轮到导向轮钢丝绳重量)3116 4 9.084.21S 吨钢丝绳重量 120.2SSSU吨矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 27 页共 78 页有效载重 32.5N 吨空箕斗 40.25吨2) 运行载荷 有载重 132.7aU吨 无载重 10.5bU吨3) 天轮主导轮电机转子和联轴节的变位重量计算A、天轮 数量 Z=8 天轮直径 4.64sd 米 惯性矩 29.75sJ 吨米 相对钢丝绳中心的变位重量 2241.81/2sssssJJGdd吨（） Z 个天轮的变位重量 14.49sG AZ吨B、主导轮 按钢丝绳中心计算的主导轮直径 4.55dT 米 惯性矩 2133TJ 吨米 变位重量 22425.697/2TTTTTJJGdd吨（） 电机转子惯性矩 214.22J吨米 变位重量 2242.747/2MMMMMJJGdd吨（）4) 运动部分的重量如表 3-2 所示：表表 3-2 矿井提升机的部分工件重量矿井提升机的部分工件重量项目有效载重（吨）无效载重（吨）钢丝绳 1S23.123.1钢丝绳 2S22.922.9矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 28 页共 78 页有效载荷 N32.532.5提升容器 FWG40.2540.25天轮 sZ GA14.4914.49主导轮 GT25.69725.697电机转子 GM5.4945.494滚筒与天轮之间绳 Ss4.211M208.89总重量2M176.39钢丝绳滑动极限的计算： A、下降时加速度 22122( FW) (1)( FW) (1)sGSeUagGSGeUAAA 2(40.2522.9) (2.229 1) 32.79.81(40.2522.97.24) (2.229 1)32.71.69AA米/ 秒 B、提升时加速 111122222( FW) (1)( FW) (1)sGSeU eagGSGeU e AAAAA 2(40.2522.9) (2.229 1)(32.7 2.229)9.81(40.2522.97.24) (2.229 1)(32.7 2.229)4.92AA米/ 秒 C、空运行时加速度 1122322( F) (1)( F) (1)sGSeagGSGe AAA 2(40.2522.9) (2.229 1)9.81(40.2522.97.24) (2.229 1)3.35AA米/ 秒 围包角0183.74 12.229e 矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 29 页共 78 页表表 3-3 钢丝绳与摩擦轮包围角基本参数钢丝绳与摩擦轮包围角基本参数弧度10.25围包角角度1e 1750.972.151801.002.191851.032.241901.052.291951.082.342001.112.392051.142.452101.172.502151.202.562201.222.615) 相对于滚筒轴中心制动力的确定A、运动制动力 制动安全系数 3FFFSU gA倍 因此： 33 32.7 9.81963FFU g A最小千牛顿 下降时工作超载的情况所需要的制动减速度 1211.5FfFU gmA米/ 秒所以： 21.51.5 208.89 32.7 9.81634FFm U gA最小千牛顿 工作制动所允许的最小制动力 FF 最小=963千牛顿 B、安全制动力schFa、下降时减速度，制动力1sch1schF极限值121.5sch米/ 秒矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 30 页共 78 页 22.5米/ 秒 （钢丝绳滑动极限）10.9 111schschFmU gAA极限值：111.5 208.89 32.7 9.81634schF千牛顿 12132.5 208.89 32.7 9.81 8430.9 208.89 1.69 32.7 9.81638schschFF千牛顿千牛顿b、提升时的加速度减速度，制动力2sch2schF极限值（钢丝绳滑动极限）220.9sch 210.9mU gA 210.9mU gAc、空载时加速度：减速度，制动力3sch3schF极限值（钢丝绳滑动极限）33sch 332schFmSU gAA 3.35 176.39 0.2 9.81589千牛顿d、极限值 11634schschFKNF121323843638604589schschschschFFFF千牛顿千牛顿千牛顿千牛顿 由于上述的要求不能被满足，所以使用了安全制动器以保证对于所有的提升矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 31 页共 78 页机工作方式采用的恒定减速度。21.5米/ 秒 C、作为停车闸的安全制动器 （制动器安全系数）3SsFSU gA因此： 33 32.7 9.81963SFU g A千牛顿3.4.2 确定制动器数量确定制动器数量(1) 确定使用 8SM7622 型盘式制动器 释放空间：最小 1 毫米 最大 2 毫米（需要调节） 制动力发生器装置的弹性拉力包括效率 最大释放间隙 max114F千牛顿 最小释放间隙 min110F千牛顿 整个间隙释放力 min118LF千牛顿 活塞直径 8.5Ld 厘米活塞面积 24LLdA256.7LA 厘米制动盘直径(mm)参数如表 3-4 所示：表表 3-4 制动盘直径参数制动盘直径参数制动器直径尺寸350400410450460500560630700注：括号内为非优先选用尺寸(2) 确定制动闸的数量 Z 工作制动闸所需要的制动力min963FF千牛顿矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 32 页共 78 页 取minmin2963 4.559.922 110 5.01 0.4FTFBFdZFdAAA10Z *制动装置之规定 E27L41119工作制动闸和安全制动闸可以作为停车制动使用，它们相对钢丝绳中心的工作制动力和安全制动力FFSF5.0110 2 1100.49694.55FSFF 千牛顿静态安全系数9693.02332.7 9.81FFSFSSUg在超负荷下降时，工作制动闸产生的制动减速速度为：221969 32.7 9.813.1/1.5/208.89FFFUgam米秒米秒(3) 安全制动控制器安全制动闸使提升机在任何工作状态下其减速度保持在恒定不变，21.5/米秒这个值低于第一部分中使用钢丝绳滑动的减速度。21.5/米秒制动控制器保证钢丝绳有效直径所需要的制动力。准确的减速度11210 32.7 9.811.54/208.89schschFUgm米秒(4) 如果一个制动器发生了故障，根据 TSA超载运行的静态安全系数3.9.7.6至少要达到 1.5，其减速度应符合下面之说明。下表为提升机工作状态下的参数如图 3-5 所示：表表 3-5 提升机工作状态下的参数提升机工作状态下的参数工作状态下降负载提升负载空箕斗减速度sch超载 U质量 m安全制动力schF21.5米/ 秒32.7 吨2089 吨634 千牛顿1schmUgA21.5米/ 秒32.7 吨2089 吨634 千牛顿1schmUgA21.5米/ 秒02 吨17639 吨262 千牛顿2schmUgA矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 33 页共 78 页 1) 工作制动 工作制动的制动力996987210FFKNKN静态安全系数8722.721.532.7 9.81FFFSUg 下降时的减速度 21872 32.7 9.812.64/208.89FFFUgam米秒 2) 用作固定闸的安全制动闸 制动力872FSFFKN 静态安全系数2.721.5FSSS 3) 在安全制动的情况下制动控制器能对制动器的故障进行补偿。根据第三节计算，下降运行时，安全制动所需要的最大制动力为 634 千牛顿，由于她比总的有效制动力 872 千牛顿要小，它可以由制动控制器进行调节。(5) 如果减速度达不到，就要预先调节安全制动力，使它达到第 321.5/米秒节中对下降运行计算得到的保险制动力，这样它才能正常控制。634schFKN 利用恒定制动力可以得到如下的减速度值如表 3-6 所示：表表 3-6 在恒定制动力下提升的减速度在恒定制动力下提升的减速度工作状态下降负载提升负载空载超载 U质量 m安全制动闸的制动力1schF减速度1scha32.7 吨20889 吨634 千牛顿121 1.5schFUgm米/ 秒32.7 吨20889 吨634 千牛顿121 4.57schFUgm米/ 秒02 吨17639 吨634 千牛顿2213.6schFUgm米/ 秒在液压装置中，产生所需要的恒定剩余压力计算如下：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 34 页共 78 页（钢丝绳有效直径的安全制动力）634schFKN2634 4.5571.9210 2 0.4 5.01TschschBFdPKNZd AA AA根据下图的压力/制动力曲线可以发现对制动力，其剩余压71.9schPKN压力/制动力曲线如表 3-7 所示：表表 3-7 压力压力/制动力曲线制动力曲线箕斗提升机制动释放间隙的调定值制动控制器停车上的剩余压力制动力传动装置的制动力千牛顿矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 35 页共 78 页 ，蓄能器压力=。7.2aschPMP4.8aMP 释放间隙 1 毫米，制动器的制动力有 4MPa 到。7.6schPMPa盘式制动器的性能参数包括制动力矩、弹簧刚度、液压站油压等。另外制动器的强度参数还有支架强度、螺栓强度、液压缸强度等。3.4.3 碟型弹簧的选型计算碟型弹簧的选型计算盘形闸制动力是由碟形弹簧产生的，因此碟形弹簧的失效或疲劳损坏都会对制动工作产生影响。碟形弹簧的寿命制造厂是按4106循环次数设计的，根据使用工况我们验算其寿命如下：在使用中应根据实际情况确定盘式弹簧的使用寿命： 61 1 24 10YTn n式中 盘式弹簧使用年限，；Ya 每年工作时数， （=30016=4800h）；1T1T 每小时提升次数，(28 勾)；1n 每提升一次松闸次数（2 次）。2n代人公式得 14.9Ya在盘式弹簧接近疲劳寿命时，应加强对盘式弹簧的检查，必要时将它更换掉。复位弹簧及拉杆也曾发生损坏事故，如无备件，应着手订购配件或进行相关备件的国产化替代。部分碟形弹簧出现损坏，就会造成制动力下降。碟型弹簧是盘式制动器的动力源，其刚度和强度对盘式制动器都是至关重要的性能，刚度是影响制动力矩的重要参数，而强度则是影响碟型弹簧寿命的关键因素。碟型弹簧犹如一个圆盘，从其支承面来区分，可划分为 A 型和 B 型。A 型弹簧呈现标准锥台形状，如图 a；B 型弹簧在锥台上表面加工出一个平面，利于多片碟簧的叠放支承，如图 b。碟簧的刚度和强度与碟片外径 D，内径 d，碟片厚度 ，碟片内锥自由高度等参数有很大关系。其中，系数 C=D/d 对碟型弹簧的特性有主要影响，C 值越大，刚度越小，但 C 值过小会给加工制造带来困难。一般情况下，C 值取在 1.72.5 范围较为适宜，初值时可取 C=2.0。比值和比值的变化，会得到碟簧各异的特性；这两个比值越小，弹簧的线规律越好。 机械设计手册中列有标准碟型弹簧的尺寸及参数。 (1) 碟型弹簧的刚度及使用片数计算单片碟型弹簧的刚度可按下式计算矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 36 页共 78 页 (1)322002223()12hh ffKaD式中 与 C 值相对应的系数；a单片弹簧的刚度；K碟型弹簧的设计尺寸、参数如表3-8所示：表表3-8 碟型弹簧的设计尺寸、参数碟型弹簧的设计尺寸、参数矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 37 页共 78 页碟型弹簧在最大载荷（即松闸）时的变形量，mm。f式中的刚度算式与碟簧的变形量是有关的。因为单片碟簧的变形是有限的。为满足松闸间隙或提高承载能力的要求，碟型弹簧一般都成组使用，故计算刚度时的值还与碟簧使用片数有关，因而为简化计算起见，初算碟簧刚度可暂取=0.75。f0h3222220.70.190.253 0.25 0.19()10.70.04 100.72 0.7K 4.5计算出刚度之后，制动时每片碟簧的预压缩量为 (2)01HK 松闸时碟簧还会继续压缩，但由于闸瓦间隙大都控制在 11.5mm 之间，故图（b）的组合形式，得单片弹簧的压缩量（取间隙为 =1mm）为 (3)211n 从碟型弹簧线性度考虑，要求单片碟簧的最大变形量不超过，因此有00.75h (4)1200.75h 即 (5)00110.75HhKn 10.75 0.250.614.5n据此可估算出碟型弹簧的使用片数（应取整数） ，得：1n =21.3，取=22。1n1n(2) 碟型弹簧强度验算碟簧承载后，截面内各点的应力有差别，其中 1、2、3 和 4 处是最薄弱环节，它们的应力计算为 (6)012()2hffaD矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 38 页共 78 页 120.19 0.70.250.192 () 1.20.72 0.70.04 10 35.94 10Pa (7) 022()2hffaD 220.19 0.70.250.192() 1.20.72 0.70.04 10 32.48 10 Pa (8)032(2)()2hffaD C 3220.19 0.70.250.19(2 1.2 2)() 1.20.72 0.70.04 10 3102.06Pa (9)042(2)()2hffaD 420.19 0.70.250.19(2 1.2 2)() 1.20.72 0.70.04 10 3103.8Pa1 和 4 处承受压缩应力，2 和 3 处承受拉伸应力，再大应力通常在 1 处。对承受静载荷或服务期间载荷变化次数不超过的工作状态，仅校核 1 处的应力即410可。在的条件下，碟簧的许用应力可取在 19602350。00.75fhaMP因为拉力会引发疲劳裂纹扩展，故对于承受较高循环次数的碟型弹簧，2 和3 处有可能出现疲劳裂纹，应对此处进行疲劳强度校验。由下图可知，碟簧的裂纹或疲劳危险位置取决于比值和。校核 2 和 3 处的疲劳强度，是校验碟簧内锥面的最大拉伸应力和应力幅，根据碟片厚度、循环次数的寿命，按制动时碟片产生预压变形量所应对的应力下极限，在碟簧疲劳极限应力图中查取许用力。若碟片为非对合型组合，或片数大于 6，或厚度大于 16mm 时，还应考虑安全系数，酌情降低许用应力，安全系数可取 1.21.5。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 39 页共 78 页dD Hh2 3 4 A型dD Hh2 3 4 B型b(a) (b) 图图 3-5 弹簧结构示意图弹簧结构示意图碟型弹簧的三种组合方式如图 3-6 所示：PZ=np fZ=fPZ=p fZ=ifPZ=np fZ=if PZ = np, fZ = f, PZ = p, fZ = if图图 3-6 碟型弹簧的三种组合方碟型弹簧的三种组合方弹簧破坏位置的判别：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 40 页共 78 页 0/h C=D/d图图 3-7 A 型弹簧破坏位置的判别型弹簧破坏位置的判别碟型弹簧下的应力极限如图 3-8 所示：疲劳强度下的应力 z/MPa疲劳强度下的应力 zh/MPa图图 3-8 碟型弹簧下的应力极限图矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 41 页共 78 页3.4.4 制动器液压缸的结构与设计计算制动器液压缸的结构与设计计算(1) 盘式制动器与液压传动装置的作用盘式制动器的作用：1) 在提升机停止工作时，能可靠的闸住滚筒；2) 在减速阶段及下放重物时，参与提升机的控制；3) 紧急事故情况时，能使提升机安全制动，迅速停车，避免事故的扩大；4) 双滚筒提升机在调节钢丝绳长度时，应能制动住提升机的游动滚筒；(2) 液压传动装置的作用：主要是作为制动力的能源，并控制制动器的动作，即根据制动的需要分别实现工作制动和安全制动。(3) 盘形制动器与液压传动装置的可靠性探讨：1) 盘形制动器结构存在问题：由于盘形制动器的前腔进油结构存在问题，如复位，对榫困难，漏油容易污染闸盘，因此降低了摩擦系数，降低制动力。2) 液压站中的电磁换向阀存在问题：由于该阀的阀芯被卡住，造成制动器在安全制动时油腔液体无法回油箱，工作制动无法进行，盘形制动器中蝶形弹簧力不能全部施加在制动盘上，从而降低了制动力。3) 制动系统中油液污染问题：制动系统油液的污染由外部浸入，主要是从油箱盖脏物的浸入。盘形制动器在加工安装过程中未彻底清洗而造成油液的污染。由于油压反复的运动，杂物脱离阀体，容易造成阀芯的堵塞，影响制动的可靠性。系统内形成的油液污染，例如密封圈磨损严重而产生胶状悬浮物，长期下去堵塞阀芯，影响制动的可靠性。(4) 制动器与液压传动装置的监测综上分析，如果制动器和液压传动装置出现故障，特别是液压的残压以及油污染会导致电磁换向阀的卡住等，都会造成严重后果。因此，减少和预防油污染对提升机系统的可靠性有重大意义，从而保证煤矿安全生产。为了进一步提高制动器与液压传动装置的可靠性，增强监测功能是必要的。1) PBM监测方法：利用该仪器与液压站油压制动阀联合使用，监测制动力矩，闸瓦间隙和闸瓦同步状态，而且还具有检测制动闸空动时间，闸瓦摩擦；能够识别诸如蝶性弹簧断裂失效，闸瓦磨损，残压过高，油路不畅通和油缸受卡等故障。2) 盘形制动器控制补偿增压装置：为了保证盘形制动器的工作可靠性，中国开发盘形制动器控制补偿增压，利用该装置，能够在制动器制动力矩意外降低而刹不住闸时，补偿制动力矩，增大制动力，从而保证提升机安全可靠。在盘形制动器和液压传动装置中安装监测补偿装置后，一旦提升机出现故障矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 42 页共 78 页时，我们可以马上看清故障原因，监测、补偿装置投入运转，补偿力矩，不会影响正常的生产作业，对提升机盘形制动器和液压传动装置的工作安全性、可靠性增大。(5) 液压缸工作原理目前，许多起重机的主起升系统采用行星减速机或行星差动减速机，为了防止发生因减速机的传动件失效等造成坠包事故，设计时一般对其做了双保险或三保险。按照设计规范，液压盘式制动器是起重机必备的最后一道安全防线。液压盘式制动器机械结构示意如图3-9(1图)所示，盘式制动器4的作用是抱紧主起升卷筒上的制动盘，制动器的制动力由碟型弹簧产生；松闸力由与制动器相配套的液压站提供动力。当液压原理图3-9(2图)中电磁阀10得电后，液压力将制动器打开；当电磁阀失电后卸压，制动器制动。盘式制动器液压系统如图3-9所示： (1) 盘式制动器结构图盘式制动器结构图 (2) 盘式制动器液压系统图盘式制动器液压系统图(图 1) 1电缆压盖；2液压管接头； 3摩擦片；4制动盘(图 2) 1制动盘；2制动器；3压力表；4压力表开关；5压力继电器；6测压点；7球阀；8单向阀；9手动泵；10磁阀；11溢流阀；12电机；13泵；14过滤器；15空气滤清器图图 3-9 盘式制动器液压系统图盘式制动器液压系统图盘式制动器是在事故状态下的紧急制动器。使用者必须每班班前检查一次，在确认盘式制动器可靠好用后，才能开动起重机吊运重物。(6)液压盘式制动器的工作特征1) 超速上闸： 当下降速度超定的比较值额定速度的15%20%，监测主起升卷筒转速的超速开关发出指令，电磁阀失电，盘式制动器失去液压张开动力后在蝶簧的作用下立即上闸。这是液压盘式制动器的基本特征，也是设计者设置液压盘式制动器的根本目的。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 43 页共 78 页2) 定时上闸：液压盘式制动器还可以依据一个工作循环时间间隔实现定时上闸。这个上闸时间应事先调定，随起重机具体工艺状况不同而异，它只能根据实际工作循环所需的时间而定。3）断电上闸：不论在任何情况下，只需主起升电机断电，盘式制动器就应处于制动状态。失电保护功能是铸造起重机使用盘式制动器的另一个鲜明特征。3）提前松闸：当起升机构在工作开始或一个工作循环开始时，主提升电机与盘式制动器之间的连锁功能是盘式制动器总是比起升电机先启动，提前松闸。这可避免在制动的情况下电机送电而造成设备损坏。这种控制通过设置在制动闸表面的制动传感器来实现。4）滞后停止：当起升机构在工作停止或一个工作循环结束时，电机与盘式制动器之间的连锁要求盘式制动器总是滞后于安装在主起升高速轴上的制动器制动上闸。例外情况是超速上闸中所描述的，在超速的情况下，制动器是必须迅速上闸的。(6) 不同工作状态下盘式制动器的控制特性1) 正常工作状态正常工作时,首先启动液压站，然后盘式制动器打开即松闸，高速级轴上4个制动器也随后松闸，同时启动主起升电动机；若需停止起吊重物，其操作顺序则恰好相反：关闭切断主起升电机高速轴上的抱闸式制动器全部制动抱闸接着盘式制动器也通过液压系统卸压上闸起升机构停止工作或完成了一个工作循环。正常工作状态中的点动或微动，因电机轴上仍有转矩作用，这时超速开关或时间继电器都不起作用，都不会也不可能指令盘式制动器闭合上闸。这就是说在点动或微动工况时盘式制动器不应上闸制动。2) 事故状态事故状态是指凡是一个电动机坏掉或传动轴系统发生破坏性故障这样的事故一旦出现：钢水包迅速下坠卷筒轴超速旋转超速开关在超速状态下关断电磁阀使液压盘式制动器卸压盘式制动器上闸卷筒停止旋转。与此同时切断驱动电机电源主起升传动机构高速级上全部制动器上闸吊钩或起吊的重物瞬间停止于现实位置，待进一步处理事故。以上即为液压盘式制动器在重型机械上的最重要应用防止坠包。3) 高可靠性盘式制动器的液压回路设计对重型机械的盘式制动器来说，除了机械设计上的高可靠性以外，对液压系统的设计也提出了高可靠性的要求：A、双路安全卸荷回路：如图3-10(1)示并联设计，避免了单一回路可能出现的控制故障，增加了系统的可靠性。两个电磁换向阀可同时得电。B、手动卸载调节系统：与球阀2并联安装，在失电情况下用手动泵可将负载矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 44 页共 78 页安全放下如图3-10(2)所示。(1) 双路安全卸荷回路双路安全卸荷回路 (2) 手动卸荷调节系统手动卸荷调节系统C、手动控制下降负载：原理与手动卸载调节系统相近，只不过用电磁换向阀13替代了手动换向阀8，该电磁换向阀由备用电路控制。阀13的位置由阀2的位置控制，并进行电气联锁（如图2)。D、过滤器装有堵塞报警开关。若发出信号应更换滤芯，液压站必须采用全封闭式，以适应冶金厂的高粉尘)大湿度及高温。 (3) 手动控制下降负载手动控制下降负载 图图3-10 制动器液压回路设计图制动器液压回路设计图(7) 制动力的调节盘式制动器的闸瓦（如图 1）在制动盘上产生的制动力等于： F制FN制 式中 闸瓦压向制动盘上的正压力，N；N 闸瓦对制动盘的摩擦系数，=0.350.5。由图可知，闸瓦压向制动盘的正压力等于： （1）N214NFFF式中 压力油产生的推力；1F盘式弹簧推力，N；2F矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 45 页共 78 页活塞移动阻力；N。4F液压盘式制动器结构示意图如图 3-11 所示： 1制动盘；2闸瓦；3活塞；4弹簧图图 3-11 液压盘式制动器液压盘式制动器2212()4FPADDP1式中 作用在活塞上的油压，；P2/cm油缸直径，；1Dcm柱塞直径，。2Dcm将式带入，则得：NFPA2活塞移动阻力大会降低制动器对闸盘的正压力，使制动力矩降低，活塞移动阻力的太小可以通过测试信号分析，当闸瓦问隙刚好为零时，橙闸过程的闸瓦刚刚开闸盘时的油压 称为橙闸油压；合闸过程的闸瓦与闸盘刚刚贴上的油压KP称为贴闸油压。根据油缸内活塞运动方向的不同，和的表达式：tPKPtP （2）3KP ANF （3）3tPANF式中 油缸有效作用面积；A，松阿和贴闸阻力。3F3F矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 46 页共 78 页由式(2)、式(3)得合阻力： （4）33()tKPP AFF显然，按式，当 P=0 时：，则为最大值（按=） ，提升机NF2F制F制制动盘在盘式弹簧的正压力的作用下，获得最大制动力；当，且时：，；或，则闸maxPPmaxPAF20N 0F制0N 0F 制瓦向右移动，提升机解除制动；当时：，则在零至最大值之间变化。max0PP0NF2F制由上述可以得出：调节制动油缸内的油液压力，则可调节制动力。在制动或松闸过程中，制动力的可调级数在 30 级以上，这样可以保证提升机制动时的平稳和调速性能要求。通常制动油缸内的油压的最小值不等于零，而为全制动时油缸内的残压，其残压值最大达。解除制动时需要的最大油压，应根据提250/cm升机实际静张力差来计算。液压缸的设计参数如表 3-9 所示：表表 3-9 液压缸的设计参数液压缸的设计参数液压缸直径及活塞外径尺寸 d5063707580制动器正压力 KN设计摩擦系数设计闸瓦比压 MPa10，20，25，32，40，50，1.063，80，120，1500.41.0制动力矩，Nm液压缸油压，MPa710710710尺寸系列(制动盘直径液压缸直径mm)有效制动半径m单活塞双向对置式双活塞双向对置式三活塞双向对置式360500.154148021202960423044406350400500.174167023903350478050207170(41050)450500.199191027303830547057408200矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 47 页共 78 页360630.147224532104490641067359620400630.1672550364051007290765010930450630.1922930419058608380880012570450700.18950901013015270500700.21457601153017290560700.24465701314519720450750.18657501150017260(46075)6525500750.21174501305019590560750.24180101411022300560800.23996401682025200630800.274108701928028930700800.3092175032620活塞工作需要的最小压力（效率）30.95 2minmin210002190/21.9LaLFPN cmMPAA 安全制动闸的最小调整释放压力 min22.5aPMP已知液压缸：工作油压P=21.9；aMP 活塞直径D=8.5cm 活塞面积A=56.72cm制动器液压缸如图 3-12 所示：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 48 页共 78 页dDP1P2FV图图 3-12 盘式制动器液压缸示意图盘式制动器液压缸示意图计算下列数值：= P， 总阻力损失率，=0.70.8 当活塞0.2 m/s 时，取=0.7，所以m axm i n=21.90.7，得=87KN。F推4285 aMP F推 由于0.5m/s，查表液压与气压传动 得0.3，取=0.3，得=，所以=2.61KN 即移动负载为 m=261Kg。F推FFF推在一般工况下=0.20.3，取 d=0.2D，得 d=1.7cm ，壁厚与内径之比往往为，dD/D1/10所以取=8cm(8) 盘式制动器所需的最大工作油压的确定；盘式闸制动系统液压站的工作油压为 52MPa，一级制动油压为 17MPa，残压为 03MPa，10 副制动器；盘式制动器实际需要的最大工作油压，应当根据矿井实际最大静张力差按下式计算和调整；0()xFPPCFxc式中 实际需要的最大工作油压；xP矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 49 页共 78 页 提升机设计最大静张力差时的油压值（查表得提升机司机 ） ；0P 提升机实际最大静张力差，N；Fx 提升机设计最大静张力差，N；Fc 克服盘式制动器各阻力之和所需要油压，C 值为：；C123CPPP 提升机全松闸时，为了保证闸瓦的必要的间隙而压缩盘式弹簧之力，1P折算成油压值；2190/Pcm 油缸、密封圈、拉紧弹簧等阻力，折算成油压值；2P2270/Pcm 液压站在提升机制动状态时的残压，按最大残值计算，3P；2350/Pcm查表得： ； 0 =421PF =930NCF =890NX求得 2890(421)9070 50411/930xPN cm3.5 制动器的强度校核制动器的强度校核3.5.1 制动力整定计算制动力整定计算图（a）是制动器力学原理示意图，活塞承受三个轴向力，一是碟型弹簧推力，二是压力油作用产生的推力，三是活塞运动阻力。当制动闸向制动盘施2F1F3F压时，阻力与油压推力同方向；而闸瓦离开闸盘时，阻力与弹簧力同3F1F3F2F向。施闸时，制动器的正压力可表达为 (1)213NFFF 松闸时，真压力可表达为 (2)213NFFF由此可见，同样正压力的情况下（=） ，松闸油压比施闸油压要高，其原NN因是两种情况的运动阻力作用方向不同；制动器的正压力与油压的关系如图(b)所示，从图中可以看出：制动器的正压力与油压变化成反比；松闸过程与制动过程的曲线不重合；两条曲线重合性好，说明盘式制动器的控制灵敏性高。盘式制动器力学原理如下图(a)；盘式制动器正压力与油压关系如下图(b)所示：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 50 页共 78 页 图(a) 盘式制动器力学原理1-制动盘；2-闸瓦；3-活塞 ；4-碟型弹簧图(b) 盘式制动器正压力与油压的关系松闸过程制动过程(a)、1制动盘；2闸瓦；3活塞；4碟型弹簧 (b)、盘式正压力与油压关系图图 3-13 液压盘式制动器压力液压盘式制动器压力所有盘闸在提升机卷筒上产生的制动力矩为 (3)2ZZMN R n 2 287 0.4 0.25 10574N m A示中 N闸瓦的正压力； 闸瓦与闸盘的摩擦系数； 制动器的摩擦半径；ZR 制动闸副数。n另一方面，制动力矩应满足大于三倍最大静力矩的要求。提升机的最大静力矩是最大静张力差与钢丝绳缠绕半径之积，即 (4)12()CMQn pn q H R 32504 9.082 9.083504.552 或7435.2N mA7352.3N mA示中 Q有效提升载荷； 提升钢丝绳数量；1n 尾绳数量；2n 提升钢丝绳单位长度重量；p 尾绳单位长度重量；q钢丝绳悬挂长度；H矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 51 页共 78 页卷筒半径。R因为要求，故制动闸的最大正压力应达到3ZCMM (5)123()2ZR Qn pn q HNN R n 194.374335.22 574NN 或192.173352.32 574NN3.5.2 液压站油压整定计算液压站油压整定计算盘式制动器松闸时，油缸上的推力必须克服三部分反作用力，即：碟型弹簧的预定力压缩力，其值等于正压力；为保持闸瓦间隙，而使碟型弹簧再压缩的反力；油缸活塞松闸时的运动阻力。当闸瓦与闸盘分离之后，式中的，而其中弹簧力则是 (6)21FNKn示中 K碟型弹簧的刚度； 闸瓦与闸盘之间的间隙； 盘闸内碟型弹簧的片数。1n于是，盘闸活塞上的液压推力为 (7)131FNKFn在实际计算中，可近似取为=0.1N；同时，采用适当方法也可以实测出阻力。3F3F将示(4)代入上式，便有 (8)121313()2ZR Qn pn q HFKFN R nn 194.30.154.50.1 195.3322NN矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 52 页共 78 页 或192.10.154.50.1 193.1322NN液压站的最大油压为 (9)1224()mgsFPDd 4224 194.33.54 10(0.0850.017 )N 或4224 192.13.5 10(0.0850.017 )N式中 制动器油缸直径；gD 活塞柱销直径。sd由以上公式计算得出所设计的制动器满足强度要求，可以安全工作。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 53 页共 78 页第第 4 章章 制动器的工作可靠性评定制动器的工作可靠性评定4.1 盘式制动器的安装要求及调整盘式制动器的安装要求及调整4.1.1 盘式制动器的要求（包括零部件）盘式制动器的要求（包括零部件）（1）盘式制动器应符合标准的要求，并按照经规定程序批准的图样及技术文件制造；（2）盘式制动器应符合煤矿安全规程的规定；（3）配套件应符合现行标准或技术文件的规定；（4）凡本标准未予规定的铸、锻、焊、加工和装配等通用技术要求，均应符合现行国家标准或行业标；（5）闸瓦的技术性能应符合JB3721-84中第2章的规定；（6）碟形弹簧的工作极限负荷、工作极限负荷下的变形量、在I点的计算应力及强压处理负荷等主要技术参数应符合JB3812-84中1.3的规定，技术要求应符合B3812-84中第2章的规定；（7）产品应装设放气装置；（8）产品装配后，活塞和闸瓦在设计油压下应同时动作，不应有爬行、卡住现象；（9）在无负荷条件下，盘形制动器活塞最低动作压力不得超；0.3aMP（10）在设计油压下，盘形制动器闸瓦的行程与设计行程的差值不得大于设计行程的10%；（11）产品装配后在1.25倍设计油压下保持10min，各密封处不显油迹；（12）盘式形制动器油缸密封件寿命不低于3个月或提升4X10次；（13）产品现场安装、调整和试验时，应符合TJ 231(六)的有关规定。4.1.2 盘式制动器闸瓦间隙的调整盘式制动器闸瓦间隙的调整装配盘式制动器闸瓦时的有关要求和调整方法如下：（1）闸瓦与制动盘的间隙：新的为 1mm；使用中的不大与 2mm。安全规定闸盘偏摆最大 15mm(规程要求 05 mm)。由于偏摆大造成闸开关误动作，无法正常生产。经多次调试效果不理想，有的不得不降低动作范围。（2）安装闸瓦时，应首先检查和实验闸瓦衬板中部的孔和筒体上的销子直径，它们的配合必须是滑动配合。如装配时太紧，必须将衬板孔修刮，否则以后去下来是很困难的。同时，将它们清洗后其滑动面要涂上防锈漆，以免锈死不易取出。（3）为了使闸瓦获得良好的摩擦接触面，应将试装后的闸瓦取下，以衬板矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 54 页共 78 页为基准刨削闸瓦，直到刨平为止。（4）调整闸瓦间隙时，应根据实际情况首先将两个提升容器提至适当的位置（通常是将固定滚筒所带的重载容器放置于井底罐座上，或者将两个空载的容器提升至井筒中相遇的位置） ，用定车装置将滚筒锁住，然后向制动油缸充入压力油，使盘型制动器处于全松闸状态，用塞规测量闸瓦与制动盘之间的间隙。测量闸瓦间隙，一般将闸瓦间隙调整在 11.5mm 范围内。调整闸瓦间隙时，一副制动器的两个闸瓦应同时进行。调整好后，应进行闸的试运行，并重新测量闸瓦间隙，如有变化时应进一步调整。（5）为了避免损坏活塞上的密封圈而产生的漏油现象，盘式制动器在安装或大修后第一次调整闸瓦间隙时，必须首先将调整螺栓向前拧入，使闸瓦与制动盘贴合，然后分三级进行调整：第一次充入等于最大工作油压值的 1/3 的油压，制动器盘式弹簧受油压作用被压缩一个距离，随之将调整螺栓向前拧入一些，推动闸瓦向前移，直到与制动盘相贴合；第二充入最大工作油压值的 2/3 的油压，调整方法与第一次相同；最后充入最大工作油压值油液，调整到使闸瓦与制动盘保持 1mm 间隙为止。（6）更换闸瓦时要注意不要全部换掉，那样会造成由于新闸瓦接触面积小而影响制动力距，应逐步地交替更换，即先更换一副制动器的两个闸瓦，让它们工作一段时间，使其接触面积达到要求之后，再更换另一副制动器的闸瓦。这样既保证提升机运行的安全，又不影响矿井生产。提升机的安全运行，很大程度上取决于制动器的工作可靠性。从狭义可靠性理解，盘式制动器包含不可维修因素,如制动弹簧失效之后，影响制动力矩，需要更新弹簧才能使制动器可靠性达到原有的水平。从广义可靠性理解，盘式制动器又含有可维修因素，如闸瓦磨损后产生的间隙增大，经调整便可达到原有可靠性；液压站零件发生故障，修理后也能使制动器可靠性达到设计水平。由此可知，制动器的工作可靠性是固有可靠性和使用可靠性的综合反映。固有可靠性是有制动器设计制造及材料等因素所决定的，在制动器产品出厂时便已明确；使用可靠性则是安装、维护及操作等因素决定的，它反映了制动器固有可靠性在实际运行中的发挥程度；因此，固有可靠性的体现，受使用可靠性的限制；固有可靠性再高，使用可靠性却较低，制动器的实际可靠性依然不会高。制动器的固有可靠性和使用可靠性的串联乘积，体现了制动器的工作可靠性，即：WIARR R式中 制动器的工作可靠性；WR矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 55 页共 78 页制动器的固有可靠性；IR制动器的使用可靠性。AR4.2 制动器的故障模式及可靠性图框制动器的故障模式及可靠性图框提升机制动器的故障，是指制动器未能达到设计规定的要求(如制动力矩不足或制动减速超限)，因而完不成规定的制动任务或完成的不好。盘式制动器有许多故障，但并不是所有故障都会造成严重后果，仅是其中一些故障会影响制动器功能或造成事故损失。因此，在分析制动器故障的同时，还需要对故障的影响或后果进行评价，这称为故障模式和影响分析(FMEW)。制动系统中包括功能件、组件和零件。所谓功能件是指由几个到几百个零件组成的，具有独立功能的子系统，例如液压站、盘闸、控制台；组件是由两个以上的零部件构成的并在子系统中保持特定功能的部件，如电磁阀、电液调压装置；零件是指无法继续分解的具有设计规定的单个部件。一般情况下，零件故障都可能导致制动器的故障。制动系统的故障模式通常可从四个方面考虑；运行过程中的故障，规定时间内无法启动，预定时间内无法停车，制动能力降级或受阻。制动系统的各类故障大致表现为如下：(1)闸瓦间隙超限； (2)制动器漏油；(3)活塞卡死； (4)弹簧疲劳或断裂；(5)闸瓦贴闸比良； (6)闸瓦不松闸；(7)残压过高； (8)最大油压过低；(9)油压不稳； (10)闸盘污染；(11)控制闸不灵； (12)电器故障；(13)制动力矩不足； (14)闸瓦不合闸；(15)闸瓦摩擦系数过低； (16)油温超限。显然上述故障中的“闸瓦不合闸”和“制动力矩不足”等故障将直接引发制动器致命性故障，应倍加注意。近年在实际使用中，已多次发生盘式制动器刹不住车引发的“放大滑”事故，造成很大的经济损失。为保障盘式制动器的工作可靠性，现在已经研制出盘式制动器自适应控制补偿增压装置，能够在制动器制动力矩意外降低而刹不住车时，补偿制动力矩，增大制动力，确保提升机安全停车，这种补偿装置已在一些提升机上使用。对于像制动装置这样复杂系统，为了说明子系统间的功能传输情况，可用可靠性图框表示系统状况。从图框中可以清楚地看出系统、子系统与元件之间的层矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 56 页共 78 页次关系，系统及子系统之间的功能输入、输出、串联和并联关系。盘式制动装置的可靠性图框如图 4-1 所示RiRFRWRiRiRiRDRbRrR&k/nn副闸图图 4-1 制动器的可靠性图框制动器的可靠性图框弹簧可靠性；摩擦可靠性；维护可靠性；电磁阀可靠性；tRFRWRDR闸盘抗污染可靠性；液压站整定可靠性；闸同步可靠性bRrRR4.3 制动器的制动器的优化设计及工作可靠性评定优化设计及工作可靠性评定从图 4-1 可见，制动装置各单元之间常常表现为串联关系，只有液压站的动力部分是冷储备关系，而多副盘闸的制动力矩则是表决状态关系(或简化为并联关系)，这些复杂的功能关系使制动装置的可靠性评定比较复杂。在实际工作中，制动装置可靠性评定分为现场可靠性评定和理论可靠性评定。现场可靠性评定是通过收集现场运行提升机的寿命数据，对制动器的 MTBF、和寿命分布做分析计算。显然，现场可靠性评定是具有全面性，方法简单；而理论可靠评定则过于抽象，但却有指导意义。4.3.1 设计变量设计变量图图 4-2 与制动钳、制动盘和摩擦片相关的设计变量与制动钳、制动盘和摩擦片相关的设计变量矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 57 页共 78 页液压盘式制动器的优化设计变量主要选择影响上述优化目标的主要零部件的主要尺寸参数，涉及手柄、制动泵、制动钳、摩擦片和制动盘等， 制动钳结构参数、，见图4-2； 制动盘结构参数、，见图4； 摩擦片结qLqDzpoDzph构参数、。mpbmpiRmpoR4.3.2 优化策略优化策略方案优化在制动器开发中所处的位置及进行方案优化的主要流程见图4-3(图中虚框为方案优化阶段)，优化计算平台采用浙江大学机械设计研究所开发的广义优化系统平台，采用改进的差分进化(differential evolution，DE)算法进行优化。DE算法是一种类似于遗传算法的进化算法，但它不需要对变量进行二进制编码，只有交叉和遗传算子，没有变异算子，具有算法简单、收敛性好和全局搜索能力强等优点。DE算法4的基本过程如下：(1) 初始种群 种群规模N，最优个体记为B。优化计算流程及在产品设计中的位置如图4-3所示：矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 58 页共 78 页图图4-3 优化计算流程图优化计算流程图(2)种群进化 对每个个体：随机从种群中选4个个体a、b、c、d，计算iX它们之间的差异量；根据交叉率CR决()()abcdabcdabcdDDDXXXX定进行交叉或遗传，其中交叉算子为新个体，这里F为变异倍TabcdTBFD数，主要用来控制进化速度；种群更新，计算新个体的适合度，如果优于，TiX则用替换，否则保留。TiXiX(3)收敛条件 经过N次进化后结束，取最优个体B为最优方案。影响DE优化效果的控制参数主要是种群规模N、交叉率CR和变异倍数F，此外计算差异量的个体数、种群更新策略和收敛条件对优化效果也有较大的影响。4.4 制动器的维护可靠性评定制动器的维护可靠性评定我们从实践中可以体会到，维护良好的制动器一般情况下都能够发挥应有的功能作用，而维护不善的制动器则往往潜伏事故隐患。从制动器的故障模式分析不难看出，保证制动器的固有可靠性的主要维护工作包括：(1) 制动闸瓦与闸盘间隙的调整；(2) 闸盘污染控制；(3) 液压站油压整定及残压限制。在以上三项维护工作中，若有一项维护工作未做好，都会影响制动器的可靠性发挥，因此，维护可靠性是这三项单元的串联组合，即： MbdhRR R R式中 闸瓦同步贴闸可靠性；bR闸盘污染可靠性；dR液压站残压可靠性。hR贴闸可靠性是指制动器所有制动闸同步贴闸的能力；若贴闸同步能力差，则制动力矩达不到设计值，固有可靠性保障能力差。闸盘污染可靠性指的是污染闸盘与闸瓦摩擦制动力矩不减值的能力；残压可靠性则是指液压站残压不超过规定值的能力。由于当前维护工作和结构设计中对盘闸污染都给予高度重视，所以发生非人为污染的概率非常小。残压可靠性与液压系统故障和电液阀调整、阀弹簧的抗疲劳能力有关。因此，维护可靠性的重点在于闸瓦间隙调整而影响的贴闸可靠性。一般情况下，制动闸不同步的原因在于闸瓦间隙差别和油缸阻力差别。贴闸油矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 59 页共 78 页压的离散程度能够反映制动闸的贴闸可靠性，贴闸油压越集中，同步贴闸数目越大，贴闸可靠性也越高；反之，贴闸油压愈分散，贴闸同步性愈差，贴闸可靠性也愈低。若在合闸过程中，瞬时贴闸的闸瓦数为 ，则贴闸可靠性为ibiRn衡量贴闸可靠性高低的指标可用每个瞬间贴闸可靠度的平均值来表达，即：1nbiibtRRn示中 贴闸序列样数。tn表 4-1 和表 4-2 是某矿主井和副井制动器贴闸可靠性统计，从中考核得主井制动器的，副井制动器的，这表明主井制动器的闸瓦贴闸同0.633bR 0.469bR 步性比副井要高。主井制动器贴闸可靠性统计如表 4-1 所示表表 4-1 主井制动器贴闸可靠性统计主井制动器贴闸可靠性统计序列号12345678贴闸油压，MPa4.44.34.24.14.03.83.63.4贴闸数568911121416Rb0.3130.3750.5000.5630.6880.8750.1001.00副井制动器贴闸可靠性统计如表 3-11 所示表表 4-2 副井制动器贴闸可靠性统计副井制动器贴闸可靠性统计序列号12345678贴闸油压，MPa4.84.74.64.54.44.34.24.1贴闸数12345678Rb0.0630.1250.1880.3130.3750.5630.9381.00矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 60 页共 78 页第第 5 章章 结论结论制动系统是提升机不可缺少的重要组成部分，是提升机最关键也是最后一道安全保障装置，制动力矩的不足是导致提升设备过卷、放大滑等事故的直接因素。制动装置的可靠性直接关系到提升机的安全运行。我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，多绳摩擦提升机适用于较深的矿井提升，它具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优点。本文针对JKMD 型（4.5 米 4 多绳摩擦轮）提升机的制动装置，通过了解制动器的结构和工作原理，对其零部件如：液压缸、液压站、盘式弹簧等进行了设计和强度校核。盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可。盘式制动器与其它类型制动器相比较，其优点是：因多副制动器同时使用，即使一副制动器失灵，也不是影响一部分制动力矩，故可靠性高，操作方便，制动力矩可调性好、惯性小、动作快、灵敏度高、重量轻、结构紧凑、外形尺寸小、安装维护方便、通用性大等；但其缺点也比较明显：对于制动盘和制动器的制造精度要求较高，对闸瓦的性能要求较高等。 盘式制动器所具有的优点在相当大的程度上可以满足生产和安全的需要，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用，随着盘式制动器发展的成熟，它的优越性会越来越明显，市场前景广阔。矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 61 页共 78 页总总 结结从年前的毕业设计方案确定到现在，半年过去了，大学四年也即将划上一个句号。在进入中国求学的几年里，我学到了很多东西，这不仅包括老师所教授的知识，还有许多做人的道理，不知多少次曾听说过这样的话， “不管你想要做什么，首先你得学会做人！”第一次听说时并不以为然，但在以后的学习和生活中，我越来越真切地感体会到了这句话的深刻含义。因此，在本次设计过程中我总是本着实事求是的原则进行设计。通过这次毕业设计，我了解了矿井提升机的工作原理，具体掌握了其制动系统中制动器的设计。为了使设计能顺利进行,我从开学就开始搜索、借阅了大量的图书，并从网上搜集了很多信息，还到一些相关企业去参观实习。在此设计期间，我去过徐工集团，徐州重型机械厂，沛屯煤电公司，无锡优益绩脚手架有限公司等单位，参观到了许多机械的实际结构，对我本次的毕业设计起到了一定的启发和帮助作用。这次设计是对作为学生的我们能力一次综合性检验，知识面涉及到所学知识的各个领域，在收集资料准备毕业设计的过程中，还培养了我们信息检索能力和同学间团队合作能力，以及和老师的交流沟通能力，是即将到来的工作、生活的综合预演。毕业设计已经接近尾声，学生时代的学习和生活也即将结束，有了这次毕业设计的经历，我对将来的工作、生活满怀期待而且更有信心，我相信付出总有回报。我一直努力着，也在期待着!矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 62 页共 78 页英文原文英文原文Reflections regarding uncertainty of measurement, on the results of a Nordic fatigue test interlaboratory comparisonMagnus Holmgren, Thomas Svensson, Erland Johnson, Klas JohanssonAbstract This paper presents the experiences of calculation and reporting uncertainty of measurement in fatigue testing. Six Nordic laboratories performed fatigue tests on steel specimens. The laboratories also reported their results concerning uncertainty of measurement and how they calculated it. The results show large differences in the way the uncertainties of measurement were calculated and reported. No laboratory included the most significant uncertainty source, bending stress (due to misalignment of the testing machine, “incorrect” specimens and/or incorrectly mounted specimens), when calculating the uncertainty of measurement. Several laboratories did not calculate the uncertainty of measurement in accordance with the Guide to the Expression of Uncertainty in Measurement (GUM) 1.Keyword Uncertainty of measurement, Calculation, Report, Fatigue test, Laboratory intercomparisonDefinitions R Stress ratio Fmin/Fmax F Force (nektons) A and B Fatigue strength parameters s and S Stress (megapascals) N Number of cycles. IntroductionThe correct or best method of calculating and reporting uncertainty of measurement in testing has been the subject of discussion for many years. The issue became even more relevant in connection with the introduction of ISO standards, e.g. ISO17025 2. The discussion, as well as implementation of the uncertainty of measurement concept, has often been concentrated on which equation to use or on administrative handling of the issue. There has been less interest in the technical problem and how to handle uncertainty of measurement in the actual experimental situation, and how to learn from the uncertainty of measurement calculation when improving the experimental technique. One reason for this may be that the accreditation bodies have concentrated on the very existence of uncertainty of measurement calculations for an accredited test method, instead of on whether the calculations are performed in a sound technical way. The present investigation emphasizes the need for 矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 63 页共 78 页a more technical focus. One testing area where it is difficult to do 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 how uncertainty of measurement calculations are performed for fatigue tests in real life, UTMIS (the Swedish fatigue network) started an interlaboratory comparison where one of the most essential parts was to calculate and report the uncertainty of measurement of a typical fatigue test that could have been ordered by a customer of the participating laboratories. For cost reasons, customers often ask for a limited number of test specimens but, at the same time, they request a lot of information about a large portion of the possible stress-life area from few cycles (high stresses) to millions of cycles (low stresses) and even run-outs. The way the calculation was made should also be reported. The outcome concerning the uncertainty of measurement from the project is reported in this article. ParticipantsSix Nordic laboratories participated in the interlaboratory comparison: one industrial laboratory, two research institutes, two university laboratories and one laboratory in a consultancy company. Two of the laboratories are accredited for fatigue testing, and a third laboratory is accredited for other tests. Each participant was randomly assigned a number between 1 and 6, and this notification will be used in the rest of this paper. Experimental procedureThe participants received information about the test specimens (without material data), together with instructions on the way to perform the test and how to report the results.The instructions were that tests should be performed as constant load amplitude tests, with R=0.1 at three different stress levels, 460, 430 and 400 Map, with four specimens at each stress level, at a test frequency between 10 and 30 Hz, with a run-out limit at cycles and in a normal laboratory climate ( and 65 100203 C50 15%relative humidity). This was considered as a typical customer ordered test.The test results were to be used to calculate estimates of the two fatigue strength parameters, A and B, according to linear regression of the logs and long variables, i.e. The reported result should include both the estimated parameters loglogABNA and B and the uncertainties in them due to measurement errors. The report should also include the considerations and calculations behind the results, especially those concerning uncertainty of measurement.矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 64 页共 78 页Several properties were to be reported for each specimen. The most important one was the number of cycles until fracture or if the specimen was a run-out (i.e. survived for cycles).65 10The tests were to be performed in accordance with ASTM E-46696 5 and ISO5725-2 6. ASTM E-466-96 does not take uncertainty of measurement into account;However, ASTM E-466-96 mentions that the bending stress introduced owing to misalignment must not exceed 5% of the greater of the range, maximum or minimum stresses. There are also requirements for the accuracy of the dimensional measurement of the test specimen.All participants used hydraulic testing machines. The test specimens were made of steel (yield stress 375390 Map, and tensile strength 670690 Map, tabulated values). The test specimens were distributed to the participants by the organizer. ResultsThe primary laboratory results that should be compared are the estimated Whaler curves. In order to present all results in the same way, the organizer transformed some of the results. The Whaler curves reported by the participants are shown in Fig. 1.It can be seen that there are considerable differences between laboratories. An approximate statistical test shows a significant laboratory effect. Material scatter alone cannot explain the differences in the Whaler curves. In order to investigate if the laboratory effect was solely caused by the modeling uncertainty, we estimated new parameters from the raw data with a common algorithm. We then chose to use only the failed specimens and to make the minimization in the logarithmic life direction. The results are shown in Fig. 2. A formal statistical significance test was then made, and the result of such a test shows that the differences between the laboratories shown in Fig. 1 could be attributed only to modeling.Uncertainty of measurement calculationsOne of the most important objectives with this investigation was to compare the observed differences between laboratory test results with their estimated uncertainties of measurement. The intention was to analyze the uncertainty analyses as such, and to compare them to the standard procedure recommended in the ISO guide: Guide to the Expression of Uncertainty in Measurement (GUM) 1.The laboratories identified different sources of uncertainty and treated them in different ways. These sources are the load measurement, the load control, the superimposed bending stresses because of misalignment and the dimensional measurements. Implicitly, laboratory temperature and humidity, specimen temperature 矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 65 页共 78 页and corrosion effects are also considered. In addition, the results show a modeling effect. The different laboratory treatments of these sources are summarized in Table 1.Specific comments on the different laboratoriesAll laboratories gave their laboratory temperature and humidity, but did not consider these values as sources of uncertainty, i.e. the influence of temperature and humidity was neglected. This conclusion is reasonable for steel in the temperature range and humidity range in question 7.Laboratory 1. The uncertainty due to the applied stress was determined taking load cell and dimensional uncertainties into account. The mathematical evaluation was made in accordance with the GUM. Specimen temperature was measured, but was implicitly neglected. The modeling problem was mentioned, but not considered as an uncertainty source. Laboratory 2. The report contains no uncertainty evaluation. The uncertainties in the load cell and the micrometer are considered, but neglected with reference to the large material scatter. Specimen temperature was measured. Modeling problems are mentioned by a comment regarding the choice of load levels.Laboratory 3. The report contains no uncertainty evaluation. However, the accuracy of the machine is given and the load was controlled during the tests to be within specified limits. The bending stresses were measured on one specimen, but their influence on the fatigue result was not taken into consideration. Laboratory 4. The uncertainties in the load cell and the dimensional measurements are considered in an evaluation of stress uncertainty. The method for the evaluation is not in accordance with the GUM method, but was performed by adding absolute errors. The bending stress influence and the control system deviations are considered, but not included in the uncertainty evaluation. The failure criterion is mentioned and regarded as negligible, and corrosion is mentioned as a possible source of uncertainty. Laboratory 5. Uncertainties in the load cell and the load control were considered, and the laboratory stated in the report that the evaluation of the load uncertainty was performed according to the CIPM method. Laboratory 6. No report was provided, but only experimental results and a Whaler curve estimate.No laboratory reported the uncertainty in the estimated material properties, the Whaler parameters, but at most the uncertainty in the applied stress. The overall picture of the uncertainty considerations is that only uncertainty sources that are possible to estimate from calibration reports were taken into account in the final evaluation.Fig. 1 All experimental results and estimated Whole curves from the different laboratories矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 66 页共 78 页Number of cycles to failureOne important source that several laboratories mentioned is the bending stresses induced by misalignment in the testing machine, incorrectly mounted test specimens or “incorrect” specimens. The amount of bending stress was also estimated in some cases, but its influence on the uncertainty in the final Whole curve was not investigated.The results from this experimental investigation show that there are different ways of determining the Whole curve from the experimental result. One problem is the surviving specimens, the run-out results. Four laboratories used only the failed specimens results for the curve-fit, one laboratory neglected all results at the lowest level, and one laboratory included the run-outs in the estimation. Another problem is the mathematical procedure for estimating the curve. Common practice, and the recommendation in the ASTM standard, is that the curve should be estimated by minimizing the squared errors in log life, i.e. the statistical model is, (1)logloglogNabSWhere e is a random error, assumed to have constant variance, and where log stands for the logarithm with base 10. E can be interpreted as the combination of at least two types of errors: namely (1) a random error due to the scatter in the material properties, and (2) a measurement error due to uncertainties in the measurement procedures.矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 67 页共 78 页Fig. 2 All experimental results and estimated Whole curves using the common procedureNumber of cycles to failureTable 1 Sources of uncertainty and laboratory treatmentC The laboratory report considers the source explicitly or implicitly, N the laboratory report neglects the source, A the laboratory report takes the source into account in the uncertainty of measurement calculationWhere e is a random error, assumed to have constant variance, and where log stands for the logarithm with base 10. E can be interpreted as the combination of at least two types of errors: namely (1) a random error due to the scatter in the material properties, and (2) a measurement error due to uncertainties in the measurement 矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 68 页共 78 页procedures. Stress was minimized, which led to a model discrepancy as discussed in the following.DiscussionExperimental resultsMost laboratories performed estimations of the Whaler curve parameters. Visual comparison of their estimated curves suggests differences, and a statistical test verified the conclusion that there is a statistically significant laboratory effect. A closer study of each participants procedure for determining the Whaler curve shows that the differences seem to be caused by different modeling of the curve.Since the test was intended to simulate a customer ordered test, some specific problems occurred. First, the number of test specimens is limited and therefore one should be careful when drawing conclusions from the results, since the scatter is considerable in fatigue and the number of specimens are limited.Another problem that occurred was that, since run-outs were wanted, two different failure criteria (failure mechanisms) were used to halt the test: fracture of the test specimen or cycles. In the latter case, the use of the equation 65 10 may cause problems, see later.loglogABNThe investigator then looked at whether any laboratory differences remained after excluding the model interpretation effects. This was accomplished in two ways:Namely, firstly by direct comparison of the experimental fatigue lives obtained, and secondly by using the same estimating procedure on all data sets. This therefore tested whether any laboratory differences remained or not. The first comparison was done on the two higher load levels. For these, no statistically significant differences were found. The second comparison, which included the failuresOn the lowest level, verified the result. Since the variation between laboratories is larger than the variation within a laboratory no statistically significant variation within a laboratory can be distinguished from the totalVariation in material.The conclusion is that no systematic errors in measurements were detected, but different modeling techniques give significant differences in the results. This in fact indicates that when different fitting models are used different quantities are measured even though they have the same name. Before any agreement is reached about the way of reporting fatigue data, it is of utmost importance that the modeling procedure is clearly defined in the test report. It is very important for the laboratories customers to be aware of this fact and, when requesting a test, to ask for a preferred modeling 矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 69 页共 78 页procedure as well as to be aware of the modeling procedure used by the laboratory when using fatigue data in design.Uncertainty evaluationAll laboratories made some considerations regarding the uncertainties of measurement. However, none of them evaluated uncertainties for the resulting Whole parameters, but only for the applied stress. However, none of the measurement uncertainties reported are unrealistic considering the factors taken into account, this is based inexperience. Since the specimens were destroyed during the tests it is not possible to separate the material variation from the repeatability. An estimate of the combined measurement uncertainty and the variation in material isAbout 30% of the lifetime and the major contribution are from the material variation and therefore one conclusion is that the measurement uncertainty in this test could be neglected during this test. This is not true for all fatigue tests and it is therefore anyhow interesting to study how the participants treated measurement uncertainty.Only one participant used the method recommended by the ISO guide GUM. This is surprising, since European accreditation authorities have recommended the GUM for several years. Among the uncertainty sources that were identified by the laboratories, only load cell measurement uncertainties and dimensional measurement uncertainties were taken into account. Important sources such as misalignment and load control were identified by some participants but were not included in the evaluation of stress uncertainty. Apparently only calibrated devices were considered for the overall uncertainty, and other sources, more difficult to evaluate, were excluded. No motivation for these exclusions can be found in the reports. One participant rejected the uncertainty evaluation with reference to the large scatter in fatigue lives. Our overall conclusion from the laboratory comparisons, that there are no detectable systematic effects, may be seen as verification of this rejection, but it is questionable if this was an obvious result beforehand. In contrast, for instance, uncertainties due to misalignment are not obviously negligible in comparison with the material scatter, and should be considered in an uncertainty analysis. This investigation, together with other observations 8, 9, shows problems with the introduction of the ISO17025 requirement for uncertainty of measurement statements. The reasons for this may be that the uncertainty of measurement discussion during recent years has concentrated very much on which equation to use and on administrative aspects, e.g. whether the uncertainty of measurement should always be reported directly in the report, or only when the customer requests it, etc., instead of on 矿井提升机制动系统(液压盘式制动器)设计第 70 页共 78 页the real technical issues. Hopefully, the introduction of the pragmatic ILAC-G17:2002, a document about the introduction of the concept of uncertainty of measurement in association with testing 10, will improve the situation. ConclusionsThe way to define, calculate, and interpret uncertainty of measurement and to use it in Whaler-curve determination is poorly understood am
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本文标题：提升机制动系统设计（液压盘式制动器）【3张CAD图纸+毕业论文】
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