提升机盘闸液压制动器设计含11张CAD图
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XXXXXXX设计(XX)任务书姓名学号专业及班级设计(或论文)题目:提升机盘闸液压制动器设计完成时间: 20XX年 6 月 1日 具体要求: 1、 制动器性能参数最大动制动力矩:200000Nm; 制动盘摩擦半径1.8m , 制动器副数:n=4,释放油压:6MPa。 2、 设计内容:确定摩擦方式和材料;设计制动器总体方案;结构方案;绘制制动器的总装图,根据计算设计所有零件图(20张左右);编写设计说明书。3、 要求:按照煤矿安全规程对提升机制动的要求,参考型号JK-2/11.5提升机的盘闸液压制动器结构进行设计,设计方案要至少查阅参考10篇最新的科技文献;用CAD绘图、绘图表达要清楚符合规范和加工要求;1.5-2万字的设计计算说明书一本(word文档)、说明书的书写格式要符合规范、计算公式的及参考数据引用要有出处、要正确。4、 时间进度:1 3周毕业调研实习完成开题报告;45周完成制动器方案的设计;610周完成所有零件图;1112周完成图纸的审核和说明书的书的编写;13周交设计图纸和说明书(文本及电子文档) 指导教师:周新建 职称:教授 2013年 3月3日院 系部审核意见 教学院长(主任) (签名)提升机盘闸液压制动器设计摘要提升机在煤矿中是很关键的运输设备,在矿井的生产中占有很重要的地位,本次设计对于JK型、2JK-3/11.5提升机,将其制动系统中的盘闸制动器进行设计、计算及分析。首先对制动器的方案进行分析,选定最优方案,其次对于制动器的材料,摩擦片材料进行选择,再次,对制动器各部分零件图进行设计、计算、校核。至今为止矿井提升机用的制动器大部分是液压盘闸制动器,对其工作可靠性的分析及监测,具有很重要的意义。液压盘闸制动器作为一种很传统的制动器来说,它具有制动力矩易调整、结构简单、紧凑,通用性好、安全可靠性好等优点,对提升机、矿用提升设备安全有重要意义。 关键词:制动系统;盘闸制动器;可靠性Machine For Disc Brake Hydraulic Brake DesignAbstract Coal mineupgrading equipment as the key equipment holds an important position in mechanized production of the time. The disc brake of the braking system for JK type (2JK-3/11.5) hoist have been designed. First analyze the brake options, select the optimal scheme, the second for brake material, lining material selection, once again, the brake part drawing for each part design, calculation and checking. So far the mine hoist brake machine used mostly hydraulic disk brake, analysis and monitoring of the disc brake working reliability, is objective and realistic significance. As the latest development of a brake, hydraulic disc brakes have many advantages such as with easy to adjust the braking torque, compact structure, common good safe and high reliability, is important in enhancing security.Keywords: Braking System; Disc Brake; Probability of reliability目录1、绪论11.1、概述11.1.1、提升机盘闸制动器的研究现状21.1.2、提升机盘式制动器的功能及可靠性要求22、盘闸制动器结构及其工作原理32.1、盘闸制动器的概述32.1.1、盘式闸制动系统32.1.2、提升机盘式制动器的结构型式及其原理42.1.3、影响盘闸制动器制动力矩的因素62.1.4盘式制动器的故障类型及预防措施73、制动器受力分析、标准件的选取计算83.1制动器性能参数83.2、摩擦片材料的选取:93.3、制动器液压缸的结构与设计计算:103.3.1、缸筒主要几何尺寸设计计算:103.3.2、液压缸结构参数的计算:113.3.3、液压缸的密封选取:123.3.4、活塞与活塞杆连接衬板的螺栓选取与校核计算:133.4、碟簧的选择和设计计算:163.4.1、蝶形弹簧的特点及应用:163.4.2蝶形弹簧的计算:164、制动器整体外形结构设计:194.1、摩擦片的结构尺寸194.1.1、摩擦片尺寸的确定194.1.2摩擦片的联接方式:铆接的强度校核204.2、摩擦片衬板的结构尺寸214.2.1、摩擦片衬板的外形尺寸确定214.2.2、摩擦片衬板连接螺栓设计计算:214.3、衬板的结构尺寸设计:224.4、液压缸油缸结构尺寸的确定:234.5、间隙调整螺母校核与计算:244.6、制动器外壳的结构计算:254.7、端盖尺寸设计计算:254.7.1、端盖的材料及结构尺寸的确定254.7.2、端盖螺栓布置及选取计算:264.8制动器安装板274.8.1、制动器安装板材料的选取274.8.2、安装板与外壳的焊接强度校核:284.8.3、影响焊缝强度的因素和提高焊缝强度的结构措施:294.8.4、制动器安装时所需螺栓设计:305、设计中配合公差选取计算:325.1、公差等级的选用基本要求:325.2、配合选择的基本要求:325.3各种件之间的配合公差计算335.3.1、活塞与油缸之间的配合,尺寸公差的计算:335.3.2、活塞杆与油缸之间的配合:335.3.3、油缸与制动器外壳之间的配合345.3.4、衬板与制动器外壳之间的配合:343、结论36致谢37参考文献38VII1、绪论1.1、概述矿用提升设备是沿井筒提升煤炭、矸石、升降人员和设备,运输材料的大型设备,它是井下生产系统和地面工作设备相连接的枢纽,是矿井运输的咽喉部分。因此矿用提升设备在矿井生产的整个过程中占有非常重要的地位。在提升过程中,矿井提升机能否安全高效的运行以及在紧急情况下及时制动,直接影响煤矿生产的安全运行和矿工的生命。因此,矿山安全已成为矿山生产亟待解决的问题,矿井提升机的可靠性运行是安全生产的关键,而提升机制动系统则是保证提升机安全运行以及实现提升机正常减速停车或者在各种故障情况下执行紧急制动安全停车的最终手段,以避免紧急情况下出现重大事故。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;传动装置是使工作装置产生或解除制动摩擦力的机构。因此按工作装置结构区分,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闸制动器。液压盘闸制动器的优点主要是:结构紧凑,调整方便,制动力可任意组合;制动闸的通用性好,具有较高的互换性;动作迅速,反映灵敏;多副盘闸同时工作,满足复式布置要求,可靠性较高。盘闸制动器是机电液集为一体的设备,有制动装置、液压系统以及配套的电控系统。它主要有碟簧、液压缸和制动闸组成。盘闸制动器的制动力矩是由闸瓦与制动盘摩擦而产生的,因此调节闸瓦对制动盘的正压力即可改变制动力,而制动器的正压力大小与液压系统的残压、碟簧的弹力有关。提升机正常工作时,油压达到最大值,此时正压力为零,并且闸瓦与制动盘间留有12mm的间隙,即制动闸处于松闸状态;当提升机提升终了、调速或出现紧急情况需要制动时,电液控制系统将根据工况要求发出控制指令,使制动装置按照规定的程序自动降低油压以达到制动的要求,控制油压下降,闸瓦与制动盘贴合,产生制动力矩,制动闸处于抱闸状态。由于盘式制动器采用安全型结构,即高油压松闸,低油压抱闸,当系统突然断电时,仍能保证提升机平稳的减速停车。其液压控制系统采用双回路结构,两回路完全对称,可以互为备用。1.1.1、提升机盘闸制动器的研究现状随着提升机发展而改变的提升机制动系统,提升机制动系统至今为止有三大类形式: 第一类是块闸制动器,属径向制动器,分为角移式、平移式、综合式三种。 第二类是液压径向推力平移式制动器,利用盘型制动器的先进技术,采用碟形弹簧制动,而适应于老提升机带闸轮的结构。 第三类是盘型制动器,属轴向制动器,分为固定式盘型闸和浮动式盘型闸。1.1.2、提升机盘式制动器的功能及可靠性要求制动器是提升机制动系统的执行机构,制动力矩不足是其主要的故障形式。由于制动力矩是盘闸制动器中碟形弹簧的正压力和制动盘与闸瓦之间的摩擦系数决定的,制动力矩的不足一方面是因为摩擦片摩擦系数的降低,摩擦片的材质问题和摩擦片受污染引起的,另一方面是因为制动正压力失效,即弹簧失效。因为摩擦片磨损严重造成闸瓦间隙过大,碟形弹簧疲劳失效或断裂、系统残压过大。所以为了提高制动器的安全可靠性,应该增强制动器的日常检修和维护。并且在线监测盘闸制动器的正压力可以间接测量制动力矩的大小,确定闸瓦间隙在线监测也在不同程度上提高了制动器的可靠度。从安全可靠性的意义上来说,提升机制动装置的功能就是刹住提升机卷筒,使提升机停止转动。然而,根据提升机的具体作业情况,制动装置的功能有四个:(1)在提升机正常操作中,参与提升机的速度控制,在提升终了时可靠地刹住提升机,即通常所说的工作制动。(2)当发生紧急事故时,能迅速的按要求减速,制动提升机,以防止事故的扩大,即安全制动。(3)当提升机停车时,可靠地闸住提升机,保证任何情况下均不能够转动。(4)对于双卷筒提升机,在调节绳长、更换水平及换钢丝绳时,应能分别闸住提升机的活卷筒及死卷筒,以便主轴带动死卷筒一起旋转时活卷筒闸住不动(或锁住不动)。从制动器可靠性功能的分类看,制动器的可靠性要求应是能在规定的制动距离内,保证提升机或提升容器停止运动,或在规定的制动储备能力及规定的减速度条件下,使重载容器保持悬挂状态不动或减速运行。2、盘闸制动器结构及其工作原理2.1、盘闸制动器的概述2.1.1、盘式闸制动系统盘式制动系统是应用于矿井提升机上的新型制动系统,用于XKT系列和JK 系列矿井提升机及JKD 型多绳摩擦轮提升机上。盘式闸制动系统与块闸制动系统比较,它具有以下一些优点:(1)多副制动器同时工作时,即使有一副或者更多副失灵,也只会 影 响到部分制动力矩,因此安全可靠性比较高;(2)制动力矩的调节是利用液压站的电液调压装置来实现的。操纵方便,制动力矩的可调性好;(3)惯性小、动作快、灵敏度高;(4)重量轻、结构紧凑、体积小;(5)安装和维护使用较为方便;(6)通用性能好,且便于实现矿井提升的自动化。盘式制动装置的缺点为:(1)对制动盘和盘式闸的制造精度要求高;(2)对闸瓦的性能要求较高。(3)用作工作制动时制动衬垫单位时间内磨损量大目前没有配备制动衬垫磨损自动补偿装置,需要人工调整衬垫磨损补偿。盘式闸制动系统包括两部分,即盘式闸制动器和液压站。前者是制动系统的执行机构成,后者是系统的控制装置。盘式闸可分为两类,固定式盘闸制动器和浮动式盘闸制动器。该设计中采用固定式。2.1.2、提升机盘式制动器的结构型式及其原理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;传动装置是使工作装置产生或解除制动摩擦力矩的机构。目前国内外生产的提升机或提升绞车都使用了盘闸制动器。盘闸制动器都是依靠碟形弹簧的预压缩恢复张力使闸瓦压向制动盘,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闸制动器形式多样,主要有前腔式盘形闸和后腔式盘形闸。图2-1表征提升机制动装置的主要特征量是制动力矩。由于在一个制动过程中,制动力矩的数值并非是一成不变的恒量,因此人们使用了诸如平均制动力矩、最大制动力矩以及静制动力矩等特征量来描述制动过程。从提升机可靠停车的要求看,制动器只要具备提升机载荷力矩的一倍数值,就能够产生阻力矩使提升机停车。然而,由于各种随机因素的影响,需要制动力矩有一定储备方能使可靠性得以保证。煤矿安全规程规定,制动器最大工作静态制动力矩应大于提升机最大载荷力矩的三倍,即;提升机制动装置的重要功能之一便是发生突发性事故时产生紧急制动,以防止事故的损害后果扩大。从这种可靠性要求出发,就要求制动闸的动作非常迅速,即制动闸动作的无效时间应非常短。将控制系统紧急停车断电到制动闸开始贴于闸盘之瞬间成为制动器的空动时间,煤矿安全规程规定盘式制动的空动时间不得大于0.3s(本文取空动时间为0.2s)。2.1.3、影响盘闸制动器制动力矩的因素 影响制动器制动力矩的主要因素有碟型弹簧的刚度、弹簧预压量、闸瓦间隙、活塞运动阻力、液压系统残压、摩擦片与制动盘之间的摩擦系数等等,准确分述如下:1)弹簧预压量和闸瓦间隙弹簧预压量直接决定着闸瓦作用于制动盘上正压力的大小,制动器在运行一段时间后,闸瓦由于磨损,将使得闸瓦间隙变大,碟形弹簧预压量将随着闸瓦间隙的增大而减小,制动力也随之减小。因此,闸瓦磨损的本质是弹簧预压量的减小,并通过闸瓦间隙反映出来,闸瓦间隙的增加值即等于弹簧预压量的减少,闸瓦间隙将决定制动力矩的大小。2)碟型弹簧刚度施加于制动盘上的正压力是依靠碟型弹簧储积的压力能产生的。碟型弹簧在频繁使用中由于金属的疲劳现象引起使用应力即刚度急剧下降,致使制动力有较大的变化。由于盘形闸中碟型弹簧数量较多,一旦有一片碟型弹簧损坏,将使整个制动器失去制动力,因此,碟型弹簧是影响盘形闸能否正常工作的重要因素。 3)液压系统残压如果因为油质差或被污染等因素使油路不畅通或堵塞,将出现制动器中油液不能完全回到油箱,从而使制动器工作腔内的残压较大。由于盘形闸是靠油液压力松闸和碟型弹簧力制动的,残压的增大将使制动力矩降低。若出现油路堵塞,制动器中油液不能回油,使碟形弹簧储存的能量无法释放,从而导致盘形闸制动失效。4)运动阻力因为盘形闸在制动过程中,活塞与液压缸之间、筒体与制动器之间的摩擦以及液压缸卡缸等原因使得运动阻力比理论值要大,在其它的影响因素不变的情祝下,运动阻力的增大将导致制动器制动力矩的降低,如果出现液压缸卡缸将会使盘形闸的制动完全失效。5)闸瓦摩擦系数闸瓦摩擦系数通常认为是一个常数,实际上不同的提升速度、温升、正压力对摩擦系数有不同的影响,另外闸瓦和制动盘若被油液污染或闸瓦材质差及闸瓦过热,则摩擦系数将大大降低,严重时将会使制动失效。6)制动盘偏摆度由于制动盘本身表面误差、安装的误差、主轴轴向蹿动间隙及支撑系统的误差,制动盘存在偏摆,使四副闸不能同时作用或者在一副闸中单面先按触。制动盘偏摆度过大时,使闸瓦与制动盘不能很好地贴合和按触面积减小,并使闸瓦间隙不太均匀,造成制动力不稳定并且加剧了提升机卷筒轴向受力,从而造成提升机运行不稳定和疲劳损坏,同时也加剧了制动器内碟形弹簧的疲劳。并且,制动力的不稳定和轴向力又加剧制动盘的变形,使其偏摆度加大,可见制动盘偏摆度将影响到制动力矩。2.1.4盘式制动器的故障类型及预防措施有上述影响盘式制动器制动力矩的因素可知,盘式制动器常见的故障类型为:(1)摩擦系数降低;(2)制动闸的间隙过大或不均匀;(3)碟形弹簧正压力不足;(4)液压站残压过大;(5)液压系统故障。具体表现在提升机制动系统上的下列现象:(1)不松闸;(2)松闸缓慢时间长;(3)制动器不能制动;(4)制动时间长;(5)制动力小。 虽然提升机制动器的故障多种多样,但是只要采取合理预防措施,就能避免盘式制动器的上述故障,使其可靠工作。主要预防措施如下:1)提高维护工人的业务水平,维护工人应熟悉制动器系统的各个环节和工作原理,熟练掌握检修技能,熟知制动器系统的检修完好标准。2)加强对提升机的管理,杜绝和防止操作失误,如开反车、注意力不集中、施闸不合规范等。3)加强日常维护和停产检修,日常维护中要检查到位,发生异常现象时及时处理,避免故障扩大化。合理安排和利用日检时间。停产检修时,要对制动系统全面检查、检修,对存在隐患的部件必须更换,检修按标准规定去要求。如定期测量闸瓦间隙并按要求调整;定期测量制动盘偏摆度,若超过标准则应采取相应措施;若出现闸座松动,则应加固若制动盘上存在油污,则应及时清理并安装挡油板,防止钢丝绳上的油水溅到制动盘上。4)提高盘形闸液压系统工作制动、安全制动及其工作元件的可靠性。5)确保盘式制动器和制动盘的安装质量。6)对盘形闸各种保护装置一方面加强检查,另一方面要定期测试。7)对易造成盘形制动失效的零部件进行智能控制和监护,加强制动器的状态监测。采用先进手段,实时监测盘闸与制动盘的间隙,工作腔的残压及碟形弹簧的疲劳程度,对制动失效进行预报警。3、制动器受力分析、标准件的选取计算根据煤矿安全规程,盘闸制动器的闸瓦与制动盘之间的间隙不大于2mm。3.1制动器性能参数最大动制动力矩:制动盘摩擦半径R=1.8m,制动器副数:n=4,释放油压:6MPa。单个制动盘所受的制动力矩:摩擦盘所受的摩擦力:3.2、摩擦片材料的选取:制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数,抗热衰退性能好,不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降;材料的耐磨性好,吸水率低,有较高的耐挤压和耐冲击性能;制动时不产生噪声和不良气味,应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。以往制动器采用广泛应用的模压材料,它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后,在高温下模压成型的。工业机械用石棉摩擦片(见机械手册第一卷表2.3-97、表2.3-98)(摘自GB/T11834-2000)摩擦片尺寸根据结构确定,选择:ZP3-120025 GB/T11834-2000性能汇总表:分类、代号及用途3类1号经热压硫化制动片ZP3-1制动片尺寸及极限偏差宽度厚度10020010.0偏差2.00.6摩擦因数0.300.60磨损率V/ 0.50工程中实际测出摩擦因数计算正压力N:3.3、制动器液压缸的结构与设计计算:液压力,弹簧力,液压缸阻力,残余压力施闸时:由于弹簧直接作用在摩擦片上,正压力=松闸时:摩擦片脱离轮毂,液压力=+由于液压缸阻力对于整个系统受力可以忽略,所以=3.3.1、缸筒主要几何尺寸设计计算:液压缸活塞的常用材料耐磨铸铁、灰铸铁(HT300/HT350)。液压缸缸体常用材料为20、35、45、无缝钢管。因20钢的力学性能略低,且不能调质应用较少。一般情况下,均采用45钢,并应调质到241285HBW。缸体毛胚也可采用铸钢、锻钢、铸铁件。铸铁可采用HT200HT350间的几个牌号或球墨铸铁,特殊情况下,可采用铝合金材料。(查机械设计手册 第四卷 275页)(1)液压缸的工作压力液压力=(2)液压缸内径计算:根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算液压缸的内经D:查(机械设计手册表22.1-9)给出的缸筒内经尺寸系列圆整成标准值,得:(3)根据速度比的要求来计算活塞杆的直径d:设计中,根据工作压力的大小,选用速度比时可以参考下表选取:工作压力101.2520201.331.46;22活塞杆的直径:根据(机械设计手册表22.1-9)给出的活塞杆尺寸系列圆整成标准值:3.3.2、液压缸结构参数的计算:(1)缸筒壁厚:对于低压系统或时;液压缸缸筒厚度一般按薄壁筒计算,所以:液压缸壁厚;试验压力(Mpa),工作压力16Mpa时,=1.5对于铸铁=60Mpa;铸钢=100110Mpa;D是液压缸内径(m);缸体材料的许用应力Mpa,=;缸体材料的抗拉强度(Mpa),-安全系数,n=3.55,一般取5;根据结构类型,液压缸的壁厚取大于12mm的尺寸都符合要求。(2)液压缸进油口直径:根据壁厚实际情况选取,液压油口螺纹连接系列(机械设计手册表22.1-6)国家标准(GB/T28791993)液压缸进出油口的型式见(机械设计手册表22.657)液压缸进出油口的尺寸见(机械设计手册表22.658)根据液压缸油口直径应根据活塞的最高运动速度和油口最高液流速度而定:-液压缸油口直径(mm);D液压缸内径(mm);-液压缸最大输出速度();t制动器反应时间;s是盘闸与轮毂之间的间隙;-油口液流速度();查手册=1.5;3.3.3、液压缸的密封选取:最常用的O型密封圈密封,密封性能好,选择O型密封圈;(摘自GB/T3452.1-2005)(1) 活塞与油缸之间的密封:(机械设计手册表1045)标记:O型圈 152.55.3GNGB/T3452.12005 一般应用的O型圈内径、截面直径尺寸和公差(mm)(mm)尺寸公差5.30.13152.51.18(2) 活塞杆与油缸之间的密封:(机械设计手册表1045)标记:O型圈 803.5GNGB/T3452.12005一般应用的O型圈内径、截面直径尺寸和公差(mm)(mm)尺寸公差3.50.10800.69(3)液压缸动密封沟槽尺寸摘自(GB/T3452.32005)l 径向密封沟槽尺寸:(mm)O型圈截面直径(mm)3.555.3沟槽宽度4.87.16.29.07.610.9T沟槽深度液压动密封活塞2.854.35活塞杆2.854.35最小倒角长度1.82.7沟槽底圆角半径0.40.8取0.6沟槽棱圆角半径0.10.3取0.2活塞密封沟槽底直径-液压缸直径活塞杆密封沟槽底直径-活塞杆直径l 沟槽和配件表面的表面粗糙度:表面应用情况压力状况表面粗糙度沟槽的底面和侧面动密封1.6(0.8)配合表面0.4倒角表面3.212.53.3.4、活塞与活塞杆连接衬板的螺栓选取与校核计算: 缸体端部与缸盖的联接形式与工作压力,缸体材料以及工作条件有关。但由于采用后腔式盘形闸,缸体端部受力不大,而受力较大部位是活塞与衬板的连接,本文采用螺栓联接。优点是:外形尺寸小;重量较轻;容易加工、便于装拆;强度较大、能承受高压。外螺纹的收尾、肩距和退刀槽:(摘自GB/T31997)螺距p收尾肩距退刀槽一般短的一般长的短的1.53.81.94.5632.54.5d-2.30.83.594.510.51476.210.5d-51.66157.51824121118d-8.33.2内螺纹的收尾、肩距和退刀槽:螺距p收尾肩距退刀槽一般一般一般1.5676D+0.30.83.5141624D+0.51.86242824D+0.53优先选用“一般”。 螺栓材料选取: 推荐材料:3.6级低碳钢;4.66.8级低碳钢或中碳钢;选用螺栓机械性能等级4.8级。材料选择45钢。抗拉强度,屈服极限,抗压疲劳极限;螺栓选用C级六角头螺栓(GB/T57802000)螺栓受力情况:属于受轴向载荷紧螺栓连接; 在螺栓强度计算中,螺栓螺纹部分危险截面的面积要用计算直径计算,此直径可根据螺栓拉断截面状况归纳出的经验公式确定:式中:-螺纹小径;H螺纹牙的三角形高度,对于普通螺栓,;查表P=3.5mm静载荷按螺栓最大拉伸力计算螺栓螺纹部分的强度条件为:式中,-螺栓的许用拉应力,,控制预紧力时=1.21.5,取=1.3,; 所以:取大于21.18mm的尺寸就满足要求;根据结构尺寸,螺栓直径的系列值取;根据机械设计手册取螺栓的尺寸参数:(mm)螺纹规格dbK公称S长度范围MaxMinM3066728510.550.8518.74645120300螺栓垫片选取:(GB/T97.1)标准系列、公称规格30mm由刚制造的硬度等级为200HVA级,不经表面处理,产品等级为A级的标记:平垫片 GB/T97.1 8公称规格(螺纹大径d)内径外径厚度h30315643.4、碟簧的选择和设计计算:3.4.1、蝶形弹簧的特点及应用:碟形弹簧简称碟簧,它常用金属钢带、钢板或锻造坯料加工而成,是一种刚度大、具有变刚度特性的截锥形弹簧。碟形弹簧的特点是:1)在载荷作用方向上尺寸较小,且能在很小变形时承受很大载荷,轴向空间紧凑。与其他类型的弹簧比较,其单位体积材料的变形能较大,具有较好的缓冲吸振能力,特别是在采用叠合弹簧组时,由于表面摩擦阻尼作用,吸收冲击和消散能量的作用更显著。2)具有变刚度特性。改变碟片内截锥高度h与碟簧厚度t的比值,可以得到不同的弹簧特性曲线,可为直线型,渐增型,渐减型或者是它们的组合形式。此外还可以通过由不同厚度碟片组合或由不同片数叠合碟片的组合得到变刚度特性。3)由于改变碟片数量或碟片的组合形式,可以得到不同的承载能力和特性曲线,因此每种尺寸的碟片,可以使用很广泛的使用范围,这就使备件的准备和管理都比较容易。4)在承受很大载荷的组合弹簧中,每个碟片的尺寸不大,有利于制造和热处理。当一些碟片损坏时,只需要个别更换,因而有利于维护和修理。5)正确设计、制造的碟形弹簧,具有很长的使用寿命。6)由于内截锥高度h和碟片厚度t对弹簧特性的影响很大,因此碟形弹簧的制造质量要求较高,限制了它的更广泛应用。 3.4.2蝶形弹簧的计算:(1)、碟簧材料的选取:查手册常用的材料有和,屈服极限碟簧的分类及系别:结构形式选择无支撑面的碟簧;国家标准代号:GB/T19722005(2)、导向件的选取及技术要求:碟簧的导向采用导杆或导套,碟簧的导向优先采用内导向。导向件与碟簧之间的间隙通过(机械手册表1168)。D或d大于80140mm的,间隙选择1mm。D或d大于5080mm的间隙选择0.8mm;导向件的表面硬度不小于50HRC,导向件表面粗糙度。导向件的尺寸按结构尺寸要求选,所以间隙选择0.8mm。(3)、弹簧表面的粗糙度:一般,根据(机械手册表11610)(4)碟簧的计算:l 选择碟簧的系列及组合型式:根据载荷的大小,导向杆尺寸从(表1162)(表1164)中选取的碟簧B系列的碟簧,尺寸见下表:尺寸DdtPff=0.75hB系列1256487.610.6/N/mm/Mpa859001.951330由上表弹簧的分布组合形式初选对合组合型式,就能满足载荷要求。l 碟簧压平时载荷:B系列D=125mm对合组合式中 无支撑面则 ,得:l 计算:因组合型式是对合组合,所以单个弹簧载荷l 计算:由机械手册表1162查得B系列:所以: l 计算f:l 对合组合的片数及复合的组数:根据实际结构尺寸取;l 未受载荷时弹簧的自由高度:l 受载荷作用时弹簧的高度:l 碟簧压平时,OM点的应力:接近的屈服点。静载荷下作用的碟簧应超过校验的OM点的应力来保证自由高度的稳定。压平碟簧时,应接近(小于)碟簧材料的屈服极限,对于常用的碟簧材料屈服极限。l 碟簧的刚度:最终从上面的计算表明,B系列对合组合能满足要求,方案合理。4、制动器整体外形结构设计4.1、摩擦片的结构尺寸4.1.1、摩擦片尺寸的确定(1)、摩擦盘直径D:摩擦盘直径D应尽可能取大一些,这是摩擦盘的有效半径得到增大,可以减小摩擦盘的夹紧力,降低衬板的单位压力和工作温度,在本设计中:根据制动器整体外形尺寸,取制动盘直径D=200mm;(2)摩擦盘受力分析:摩擦力f向摩擦盘边缘简化,得:摩擦力矩:(3) 摩擦盘厚度:摩擦盘厚度h直接影响着摩擦盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大,摩擦盘厚度又不宜过小。摩擦盘可以制成实心的,而为了通风散热,又可在摩擦盘的两工作面之间铸出通风孔道。一般情况,实心摩擦盘厚度可取10mm-20mm;具有通风孔道的摩擦盘的两工作面之间的尺寸,即制动盘的厚度取为20mm-50mm,但大多数采用20mm-30mm。设计中:为了不影响摩擦盘的强度,取厚度为25mm;4.1.2摩擦片的联接方式:铆接的强度校核铆接孔的位置根据实际结构尺寸定为,摩擦片的受力分析如上所述:摩擦半径:,铆钉所受剪切力:,单个铆钉所受力:,初取铆钉布置为10个 根据铆钉所受的最大力,分别校核铆钉的抗剪强度和被铆件的抗压强度: 所以 被铆件强度: 所以取摩擦片衬板厚度10mm,摩擦片厚度25mm;铆钉选取 扁圆头铆钉因为摩擦片是非金属材料,应该选取金属垫片: 内径 外径 厚度;4.2、摩擦片衬板的结构尺寸4.2.1、摩擦片衬板的外形尺寸确定摩擦盘容易磨损,需要经常更换,为了拆卸方便,摩擦盘多做一个衬板,整体外形见图纸。采用六个螺栓固定摩擦盘,将摩擦盘与衬板铆接在一起,用螺栓固定在衬板上。材料45钢,衬板厚度h=10mm。衬板大小与摩擦盘结构相似,强度能够达到要求,只需要校核好连接螺栓的强度。4.2.2、摩擦片衬板连接螺栓设计计算:工作时,螺栓在联接接合处受剪,并于被联接件孔壁互相挤压。螺栓杆还收玩去,但在各接合面贴紧情况下可不考虑。联接的预紧力和摩擦力在一般情况下忽略不计。螺栓强度条件 式中,剪力为;m螺栓抗剪面数量;-螺栓的需用切应力,变载荷:螺栓的许用应力,取4;45钢;联接的强度条件为:式中,=;h受压高度10mm;螺栓许用挤压应力:钢 ,;综合考虑螺栓应该选取d=10mm螺栓规格选取:选取C级六角头螺栓(GB/T5781)(mm)dKGB/T5780104.517.596.41615.57451004.3、衬板的结构尺寸设计:衬板是铸造而成,铸件材料选取灰铸铁HT100,最终为消除内应力,要进行热处理,。第一热处理程序,主要用于消除内应力,而此内应力系在铸造过程中由于冷却状况及条件不同而引起。组织、强度及其它机械性质等,不因热处理而发生明显变化。对于第二类热处理而言,基地组织发生了明显的改变,可大致分为五类:(1)软化退火:其目的主要在于分解碳化物,将其硬度降低,而提高加工性能,对于球状石磨铸铁而言,其目的在于获得具有甚高的肥力铁组织。(2)正常化处理:主要用改进或是使完全是波来铁组织的铸品获得均匀分布的机械性质。(3)淬火:主要为了获得更高的硬度或磨耗强度,同时的到甚高的表面耐磨特性。(4)表面硬化处理:主要为获得表面硬化层,同时得到甚高的表面耐磨特性。(5)析出硬化处理:主要是为获得高强度而伸长率并不因而发生激烈的改变。由于螺栓头的最小尺寸=17.59mm,所以衬板最小厚度应该大于17.59mm,按衬板强度考虑,衬板厚度应该选取25mm,厚度过大,就会造成材料浪费。衬板上的圆筒不受任何载荷,只起到一个防尘作用,保护弹簧。圆筒的铸造应该留有拔模斜度2度。根据结构选择圆筒壁厚10mm。圆筒的高度和最大直径应根据弹簧的外径和不受载荷时的最大高度确定,最终确定最大直径152.35mm,高度75mm。衬板的内圆柱根据弹簧的内径64mm,和螺栓的外径30mm确定。弹簧与衬板圆柱之间应该留有间隙0.8mm,内圆柱对弹簧起到导向作用,最终确定尺寸62.4mm。圆柱上内螺纹和衬板圆盘上内螺纹的尺寸确定,钻孔深度,拧入深度,表面粗糙度,摘自机械设计手册表(5.245.25)(mm)公称直径d铸铁不通孔拧入深度H攻丝螺纹深度钻孔深度30455268101518254.4、液压缸油缸结构尺寸的确定:液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。安装油缸用途要求,活塞厚度一般是活塞直径的0.6-1,厚能增加活塞和活塞杆的稳定性。主要根据缸的密封件的型式、数量和安装导向环的尺寸来确定。制动器活塞的行程2mm,对于稳定性的要求不高,根据活塞密封沟槽的尺寸确定活塞的厚度为29.1mm,活塞与油缸内壁的间隙是1mm,活塞与活塞杆之间的间隙是6mm,计算得油缸内部长度是(29.1+1+6)mm=36.1mm。油缸的壁厚根据端盖螺栓尺寸10mm,还有进油口直径12mm,和调整间隙螺母在油缸外壁配合的尺寸,最终确定油缸壁厚为42mm。与活塞杆之间的密封采用2个O型圈密封,取油缸内壁尺寸为30mm。对于进油口在油缸壁中的路径,需要钻孔12mm斜孔。液压油经过管路进入油腔内部,应该直接作用在活塞上。油腔内出油口应该和内壁在同一平面上才能使油作用在活塞上,根据油口直径12mm,作图得钻孔斜度应该为。4.5、间隙调整螺母校核与计算:制动器在工作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大,因此制动器必须设有间隙调整机构。调整螺母的材料选用45钢。采用外螺纹调整间隙,调整螺母的最大直径d210mm,查手册,螺距p应该选择6mm,对于单头螺纹螺距应该等于导程等于6mm,间隙调整在10mm以内,螺纹柠一圈,螺栓近一个导程6mm,所以调整螺母上的螺纹圈数选择三圈就能满足间隙调整要求,调整螺母的长度3X6mm=18mm,螺母两端倒角、间隙,调整螺母最终长度初定20mm。调整螺母的壁厚初取242mm。间隙调整螺母的校核:选择第三系列,细牙螺纹,公称直径242mm,螺距选择6mm,外螺纹的螺纹牙高度 ,中径:,抗剪强度校核:螺纹牙只受轴向载荷,螺纹牙受剪切力螺纹牙的剪切和弯曲破坏多发生在螺母,牙的剪切和弯曲强度条件分别为: Mpa式中,;Z-结合圈数,无量纲,一般不大于10;,45号钢屈服极限;该尺寸可以达到要求,安全。螺母的抗弯曲强度条件:式中;=4555Mpa;该尺寸可以达到要求,安全。4.6、制动器外壳的结构计算:外壳设计根据油缸外形尺寸外径254mm,外壳壁厚初选30mm,与衬板配合的壁厚根据衬板圆筒的高度减去两端需要调整的间隙余量,初定与衬板配合的壁厚50mm。外壳上内螺纹,应该与间隙调整螺纹能够旋合,所以应该选择螺距P=6mm,车长20mm的内螺纹就可以使间隙调整螺母旋合。外壳内壁上的孔应该与衬板圆筒间隙配合,孔的直径根据圆筒直径选取152.35mm。间隙配合公差在设计说明书后面有详细计算。4.7、端盖尺寸设计计算:4.7.1、端盖的材料及结构尺寸的确定(1)、端盖的加工,材料45钢。端盖上有进油口螺纹孔,见(机械设计手册表22.1-6)国家标准(GB/T28791993),取M12X1.5。端盖的外径根据油缸外径确定,选择244mm,根据活塞与活塞杆连接螺栓螺栓头的外形尺寸,选定内壁孔的尺寸52.79mm。为了减轻活塞对端盖的冲击,应该将孔做成锥形。端盖厚度30mm,孔的锥度。(2)液压缸缓冲装置液压缸的活塞及活塞杆,在液压力的驱动下具有很大的动量。它在行程终端,当杆头进入液压缸的端盖和缸底部分时,会引起机械碰撞,产生很大的冲击。 为了防止带来的冲击对油缸的影响,设计时会考虑到油缸收到底时活塞与缸筒底的碰撞问题,所以会考虑油缸行程,大都会让行程有富裕,快到行程终端时外部都有机械限位,防止油缸内部碰撞,任何时候都不会用到油缸的全行程。若在行程方面无法得到解决的话,就必须在油缸的设计时采用缓冲装置,来避免油缸较强的机械碰撞。在缓冲装置的作用下,在行程终端时能实现速度递减,直至为零。避免机械碰撞,从而达到对油缸的保护作用。4.7.2、端盖螺栓布置及选取计算:端盖受轴向弹簧力,所以选择螺栓应该进行校核。螺栓选用全螺纹六角头螺栓(GB/T5781),螺栓材料45钢,屈服极限:。螺纹规格选取:dKGB/T5780GB/T5781M104.517.596.41615.574510020100机械性能等级:钢 4.6级表面处理:钢,1)不经处理,2)电镀3)非电解锌粉覆盖层螺栓强度校核:初选6个螺栓连接端盖,各螺栓受力相等:式中,端盖受液压力和弹簧力,液压力要克服弹簧力,所以选取液压力进行校核:单个螺栓联接的受力分析和强度计算:计算直径计算,此直径可根据螺栓拉断截面状况归纳出的经验公式确定:式中,H螺纹牙形的三角形高度,对于普通螺纹,H=0.866P;螺栓在工作时受拉力F,棋螺栓部分的强度条件为式中,-松联接螺栓的许用拉应力,松联接螺栓:8.8级以下未经淬火的钢8.8级以上经淬火的钢所以取1.2代入式中得:。按螺栓系列值选取M10。端盖螺栓联接选取细牙全螺纹六角头螺栓,细牙螺纹产品的最小拉力载荷,性能等级 钢选4.6级,最小拉力16500N,螺距1.5mm。4.8制动器安装板4.8.1、制动器安装板材料的选取安装板材料:采用灰铸铁,HT100;灰铸铁的组织及性能:组织:可看成是碳钢的基体加片状石墨。按基体组织的不同灰铸铁分为三类:铁素体基体灰铸铁;铁素体一珠光体基体灰铸铁;珠光体基体灰铸铁。力学性能:灰铸铁的力学性能与基体的组织和石墨的形态有关。灰铸铁中的片状石墨对基体的割裂严重,在石墨尖角处易造成应力集中,使灰铸铁的抗拉强度、塑性和韧性远低于钢,但抗压强度与钢相当,也是常用铸铁件中力学性能最差的铸铁。同时,基体组织对灰铸铁的力学性能也有一定的影响,铁素体基体灰铸铁的石墨片粗大,强度和硬度最低,故应用较少;珠光体基体灰铸铁的石墨片细小,有较高的强度和硬度,主要用来制造较重要铸;铁素体一珠光体基体灰铸铁的石墨片较珠光体灰铸铁稍粗大,性能不如珠光体灰铸铁。故工业上较多使用的是珠光体基体的灰铸铁。其他性能:良好的铸造性能、良好的减振性、良好的耐磨性能、良好的切削加工性能、低的缺口敏感性灰铸铁的热处理:1.消除内应力退火;2.改善切削加工性退火;3.表面淬火安装板所有尺寸厚度初取30mm,长度152.18mm,宽度200mm,安装板上的圆弧根据制动器外壳的外形,设计圆弧,最终选取圆弧半径将所有尺寸进行校核:4.8.2、安装板与外壳的焊接强度校核:焊接方法的选取:采用焊条电弧焊:常用碳钢焊条型号焊条型号焊条牌号药皮类型焊接位置电流类型抗拉强度(Mpa)屈服点(Mpa)E4303J422钛钙型平立横仰直流交流420330采用对接焊缝接头:开破口熔透T型接头。受剪情况忽略不计,因为制动器的重量跟所受载荷相比要小的多;受轴向推力产生的弯矩对腹板产生弯矩:平面外弯矩式中,-板的高度:;-班的厚度初取30mm;-焊缝的许用拉应力; 所以板的厚度初取30mm,合理,强度能够满足要求。4.8.3、影响焊缝强度的因素和提高焊缝强度的结构措施:(1)、影响焊缝强度的主要因素是:1)焊接材料;2)焊接工艺;3)焊缝结构;在搭接接头的侧焊缝,受力是不均匀的,焊缝愈长,不均匀现象愈明显。在设计时,应限制焊缝长度不超过50。在搭接接头中,因为两端的作用力不在同一平面内,所以接头收到弯曲作用。搭接长度愈小,焊缝中平衡力矩的里即愈大,所以通常规定。如果是单面焊接,焊缝中的弯曲应力必将很大,这时应把接头做成上下互错的结构。焊接零件的结构应尽量减少产生焊接应力的可能性,。为了减少在焊缝交叉处的焊接应力,切去了加强肋交叉处的一角。(2)、焊接结构的特点:焊接结构与铆接、铸造、锻造结构相比,具有明显的优点:构造合理,易简化结构,减轻自重,板厚限制小,制造周期短,成本低,还可焊接不同金属材料等。作为焊接结构本身还具有以下特点:整体性强。一方面焊接结构具有很好的气和水的密封性.另一方面刚度大,对应力集中因素和缺陷较为敏感,选材时应注意。设计灵活性大.几何形状几乎不受限制,璧厚不受影响,也可法行异种金属焊接.实现物尽其用.适用于制作大型或重型机器、设备。单件、小批量、越大的产品采用焊接结构越优越。成品率高。一且出现焊接缺陷,修复容易,很少产生废品。焊接过程会局部改变材料的性能,使结构中的性能不均匀.甚至部分材料性能会有所下降,对整体结构的强度和断裂行为产生一定影响。焊接结构中必然存在焊接残余应力和交形,易产生裂纹.不仅影响结构的外形和尺寸还会影响结构的承载能力,对焊后加工也影响其尺寸的稳定性和加工精度.不同的制造工艺,如冷加工、切削、焊后热处理等都会对结构性能产生不同影响.必须经过严格的无损检测技术.以保证产品质量和提高安全使用的可靠性。4.8.4、制动器安装时所需螺栓设计:该螺栓是受预紧力和工作载荷的紧螺栓联接:安装板受推力,均匀分布到四个螺栓上;根据螺栓的静力平衡条件得:;根据螺栓与被联接件变形协调条件有,以和代入得:;值与螺栓的相对刚度系数有关。当时,;当时,。被联接件为钢铁零件时,一般可根据垫片材料不同采用下列数据:金属(包括不用垫片)0.20.3;皮革0.7;铜皮石棉0.8;橡胶0.9;所以,取;螺栓工作载荷过大时,联接出现缝隙的情况,这事不容许的。显然,应大于零,以保证联接的刚性或紧密性。下列数据可供选择时参考:无变化时,;有变化时,;压力容器的紧密联接,且应保证密封面的剩余预紧压力大于压力容器的工作压力。F有变化,取;将所有参数带入被联接件变形协调条件,得:;最终得到总拉力;螺栓材料选择45钢计算直径计算,此直径可根据螺栓拉断截面状况归纳出的经验公式确定:式中,H螺纹牙形的三角形高度,对于普通螺纹,H=0.866P;螺栓在工作时受拉力F,棋螺栓部分的强度条件为式中,-松联接螺栓的许用拉应力,松联接螺栓:8.8级以下未经淬火的钢8.8级以上经淬火的钢所以取1.2代入式中得:。所以:;按螺栓系列值选取M12X1.5。5、设计中配合公差选取计算:5.1、公差等级的选用基本要求:在满足使用要求的前提下,应尽可能选择较低的等级,以降低加工成本。对于基本尺寸500mm的配合,当公差等级高于或等于IT8时,推荐选择孔的公差等级比轴低一级,对公差等级低于IT8或基本尺寸500mm的配合,推荐选用同级孔、轴配合。5.2、配合选择的基本要求:有相对运动的配合件,应选择间隙配合,速度大则间隙大,速度小则间隙小。没有相对运动时,则综合虑其他因素。一般情况下,如单位压力大则间隙小,在静连接中传力大以及有冲击振动时,过盈要大。要求定心精度高时,选用过渡配合。定心精度不高时,可选用基本偏差g或h所组成的公差等级高的小间隙配合代替过渡配合。间隙配合和过盈配合不能保证定心精度。有相对运动而经常拆卸时,采用g或h组合的配合;无相对运动装拆频繁时,一般用g或h,或j 或js组成的配合;不经常装拆时,可用k组成的配合;基本不拆的,用m或n组成的配合。另外,当机器内部空间较小时,为了装配零件方便,虽然零件装上后不需再拆,只要工作情况允许,也要选过盈不大或有间隙的配合。当配合件的工作温度和装配温度相差较大时,必须考虑装配间隙在工作时发生的变化。在高温或低温条件下工作时,如果配合件材料的线膨胀系数不同,配合间隙(或过盈)须进行修正计算。单件小批量生产时,孔往往接近最小极限尺寸,轴往往接近最大极限尺寸,造成孔轴配合偏紧,因此间隙应适当放大些。应尽量优先采用优先公差带和优先配合,其次采用常用公 差带及常用配合,再次采用一般用途公差带。 为了满足配合的特殊需要,允许采用任一孔、轴公差带组合的配合。 对于尺寸较大(大于500mm),公差等级较高的单件或小批量生产的配合件,应尽量采用互换性生产,当用普通方法难以达到精度要求时,可采用配制配合。形状公差、位置公差和表面粗糙度对配合性质的影响。选择过盈配合时,由于过盈量的大小对配合性质的影响比间隙更为敏感,因此,要综合考虑更多因素,如配合件的直径、长度、工件材料的力学特性、表面粗糙度、形位公差、配合后产生的应力和夹紧力,以及所需的装配力和装配方法等。5.3各种件之间的配合公差计算设计中配合方式全部都是间隙配合,优先选用基孔制配合,5.3.1、活塞与油缸之间的配合,尺寸公差的计算:活塞相当于轴,油缸相当于孔,选用公差等级,查公差等级表18标准公差数值(GB/T1800.3-1998),;孔H7的基本偏差,查互换性与测量技术书籍,表111得:孔的上偏差:;轴的基本偏差查表111得:;轴h6的上偏差:;故得油缸,活塞。5.3.2、活塞杆与油缸之间的配合:间隙配合选取:活塞杆相当于轴,油缸相当于孔;孔孔H的基本偏差为下偏差,查表110得:=0;H7的上偏差:;轴g的上偏差,查得110得:;公差等级选择:;轴g的下偏差:;故活塞杆,油缸;5.3.3、油缸与制动器外壳之间的配合选用间隙配合孔:,查表111,公差等级;孔的基本偏差为下偏差:查表110得:;孔的基本偏差为上偏差:;轴的基本偏差为上偏差:查表110得:;公差等级:;轴的基本偏差为下偏差:;故油缸,制动器外壳;5.3.4、衬板与制动器外壳之间的配合:间隙配合选用,一般适用于缓慢松弛的动配合用于工作条件较差,受力变形或为了便于装配,而必须保证有较大的间隙时,推荐配合为;孔的下偏差:;公差等级选用,查表111得:;孔的上偏差为:;轴的上偏差:;轴的下偏差:;故衬板,制动器外壳;3、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,制动器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。制动器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JK-2/11.5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、摩擦片、制动器外壳、碟型
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