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电力液压块式制动器不松闸的设计原因
⑦7一『.
电力液压块式制动器不松闸的设计原因
北京起事运输机械研究所刘武胜广H2妞弓
A摘要;电力液压块式制动器在使用中会出现推动器推杆推不起来,制动器不能正常检闸的现象.本
文以常闭式电力液压块式制动器为基础,从设计方法和结构形式等方面分析了制动器不检闸的原周,并
提出了改进措施.
叙词:
液压制动器制丝盥翌±々!
±兰分析改进措施素lfu
/
在电力液压块式制动器（以下简称制动器）
的实际使用中,特别是当制动器的满载程度较
大,机构所需制动力矩接近制动器额定力矩
时,经常出现推动器推不起来,制动器不能正
常松闸,电动机堵转烧毁的现象.如某机械厂
在年终赶生产进度时,曾连续两次出现这种制
动故障,烧毁了两台电动机,使生产中断.在
制动器的动载试验中,当制动弹簧调整到相当
于额定力矩长度时,同样会出现上述现象令
人费解的是对推动器进行试验时,当最大推力
大于1.25倍的额定推力,其余性能指标均符合
要求.本文以现有结构形式的常闭式电力液压
块式制动器为基础,从设计方法和结构形式等
方面分析了产生上述现象的原因,并提出了改
进措施.
1.现有制动器的设计方法
不同型号电力液压块式制动器结构形式的
主要区别在于制动弹簧的布置形式,目前在我
国主要有三种形式,即图l中的A,B,C
型.其中A型和B型的弹簧在上部水平布置,
C型的弹簧在侧面垂直布置.A型产品在我国
的块式制动器产量中占绝大多数,基本上是在
胁印围l制动器结构形式示意围
1973年联合设计的基础上,各
厂家稍加修改而已.B型结构
为制动器国家标准GB6333--
86中规定的形式,B型和C型
为修订原GB6333标准后的新
标准JB/T6406.1—92中规定
的形式.尽管三种结构形式有
4制——制动减速度,4制=口/fm/s
验算结果不满足式（23）与式（24）表明存
在打滑现象.不经常使用的起重机允许短暂打
滑,使用繁忙的不允许打滑.解决的措施是改
选电动机,也可以减小加速度与减速度或者增
加驱动轮数.通过大量的计算表明,带悬臂门
式起重机与装卸桥满载小车位于悬臂端时,打
滑验算一般都不能通过.常需改变小车位置使
最小轮压加大,从而避免打滑.
4.结柬语
根据以上介绍的设计计算程序,可以编制
‘耘t运输礼镶1~3（1
出符合起重机设计规范要求的垒套计算
机程序.应用该程序我们已结合8～50t箱形
双鬃门式起重机和5～l6t桁架门式起重机系
列设计任务进行验证,经过10t22m电动葫
芦门式起重机和32t30m双梁门式起重机的
样机试制,证明是有效的.
参考文献
1起重机设计规范.GB3811—83.
2起重机设计手册.北京机械工业出版社,1980.
3张质文,刘垒德.起重运输机械.北京:
中国铁
道出版社,t985.
一
7一
区_JI但它们的设计
方法基本相同.图2
是以A型制动器为例
表示的计算简图,其
中,为在额定制
动力矩下,抱闸时压
缩弹簧所需的松闸圈2设计计算简图
力,即推动器所承受的载荷..为在额定
制动力矩下,松闸时弹簧被压缩后,弹簧所需
的松闸力,即推动器所承受的载荷.当某一规
格制动器的制动力矩以相应的电动机和减速器
的功率为依据确定之后,可以利用下面的公式
算得制动器的杠杆比:
to>+
（1）
式中.——推动器的额定推力,N
jIf.——?
额定制动力矩,N-m
D——制动轮直径,m
c-一弹簧刚度,N/ram
e——瓦块单侧退距,mm
t7——杠杆系统的效率
p——制动衬垫与制动轮间的摩擦系数
f一一制动瓦块到推动器的杠杆比
il——制动瓦块到弹簧的杠杆比
当杠杆比确定之后,即可根据空间结构的
要求确定杠杆系统的各个尺寸及制动瓦块到制
动弹簧的杠杆比,并设计弹簧,从而完成制动
器的设计
2.现有制动器的计算分析
在传统设计方法中,由于变量多,为了简
化计算,常先忽略式
（1）的后一项,计算出
前一项中的杠杆比f,再适当放大,对制动器
松闸时制动弹簧再次被压缩弹簧力应有所增长
的情况考虑不充分.表l是根据A型结构
YWZ系列电力液压块式制动器的具体结构尺
寸,计算出的在额定制动力矩下的弹簧所需松
闸力,.和推力利用系数x,x.以及松
闸时弹簧再次被压缩后所需松闸力增长系数
..表2是B型结构制动器的计算结果,表3
是c型结构制动器在改进前后的计算结果对
——
8一
比.其中,K-=T-/r.,K.=T./r.,K.=./
-
裘1A型结构制动罄的计算结果
制动器规格T（N）hT.（N）X.X.
YwZ20CI1252460.983141.261.28
YWZ300/252420.973071.231.27
YwZ3001454751.065401.201.14
YWZ4001455571.246331.411.14
YWZ400190888.0.999661.081.09
●YWZ500/9011441.2712431.381.09
YWZ600/90l1501.2813221.471.14
YWZ600]lSOl8O01.001958,1.9S1.09
YWZ700,18021601.2O23721.321.i0
YWZ866/18923891.3225771.431.O8
裘2B型结构棚动器的计算结果
制动器规格Tb（N）置b.（N）置.X.
YWz160/181680.931981.101.18
YWZ200]252420.972841.141.18
YWZ250]454300.065131.141.19
YWZ315,454270.9552A1.t71.v.2
YWZ40019o8400.939631.071.15
YWZs00/908619.969751.08L_13
YWZ63（I/18017070.9518821.051.10
YWZT1o/18639309.9533321.041.10
YWZ800/18032831.0336111.131.10
从表l至表3的计算结果来看,对抱闸时
弹簧力所需的松闸力,除了A型产品的个
别规格外,推动器基本上能够满足松闸要求,
利用系数瓦接近于l.但是,松闸时弹簧
再次被压缩后,对弹簧需施加的松闸力由r
增至.,它不仅超过了推动器的额定推力r.,
个别的已经接近或超过了推动器的最大推力,
即1.25倍的额定推力,利用系数超过l,个别
系数超过I.25,因而推动器不能克服橙
闸,或者可以克服r但不能克服r.,结果
不能完垒松闸或松闸所需时间过长,造成设备
主电动机培转烧毁.另外,弹簧刚度的制造公
差过大,铰点销轴润滑不够引起杠杆系统效率
下降,以及推动器供电电压不足等原固,往往
使推力利用系数x.增大得更多,推动器推不
寰5c型结构饼动墨在改进前后的计算结果对比
相同轮径配同一弹簧相同推动器配同一弹簧
弹簧制动器规格h.
置弹簧制动器规格置b置.j
现格规格
iY160—2200.76i0.94』i.24YW16O一2200.760.911,2C
YW200—2200.851.06i.25l
2YW200—2200.851.00i?
1∈
YW2D0—3000.991.151.16YW250—22D0.971.0311.11
YW2种一2200.971.251.20YW200--3000.991.i51.iE
3YW250--3000.8g1.1i.232YW250—3000.891.O01.1I
YW250—5000.9G1.06i.13YW315—3000.891.061.i￡
YW3l5—3000.891.141.28YW250—5000.96l?
081.1
4Y315—5D00.951.11.163YW315--5000,05l-071.i{
Y3l5—80D0.051.051.i1Y400—5000?
.1?
051.11
YW400--5000.951.141.2YW3l5—8000.95j1.071.i{
5YW400--8000.041.061.i34YW400---8000.9411.o51.i2
YW400—12500.061.041.08YW5O0—80Oo92f1.o51.i4
YW50D一8O00.021.111.21YW40O—i2500.9甜i.0411.0日
6YW50o--12500.041.071.14YW500—12500.9i.051.12
YW500--20000.931.011.09YW600--12500-%l1,00i14
YW630一l2500.951.i91.25YW500--20000.93i.0i1.02
7YW630--2000D.061.11.i56YW630--20000.9611.081.13
YW630--30000.890.991.11YW710--20001
0.97I1.131.1E
{
YW7iD一2oo00.971.i21.15YW630--30000.390.99I1,
1,8
YW7i0—30000.021.021.il7YW7iO一30000.921.02Ii-11
9YW800--300010,831.001.i4YW800--30000.881.DO1-14
起来,其中最主要的原因应是设计的推力利用
系数偏高.
尽管多数规格的制动器所需松闸力都超过
推动器额定推力,但在实际使用中,不能正常松
闸的现象并不是随时可见,只是在制动器的动
载试验中出现的机会偏多.这是由于在制动器
的设计选用时,实际需要的制动力矩往往只有
额定力矩的60～80,各机构并不经常满负
荷操作.此外,制动衬垫的摩擦系数也高于设
计选用值0.35,结果制动器的实际制动力矩大
于标称的额定力矩,远大干机构所要求的制动
力矩.考虑到刹车时间的长短和惯性冲击的大
小,在调整制动器时,制动弹簧的压缩长度比
额定力矩时要求的压缩长度
小得多,所需松闸力因而小
于设计的额定值,推动器的
推力能够满足正常松闸的要
求但是,个别规格制动器由
于设计的推力利用系数置
比1大得多,即所需松闸力
远大干推动器的额定推力,
便易于出现不能松闸的现
象.在制动器的动载试验
中,需要豌【试制动器的额定
力矩,将弹簧压缩长度调整
到额定力矩所需长度,所需
松闸力为表中的.或更
大,因而更多地出现不能松
闸现象.
5.改进措施
<1）由同一轮径制动
器配用同一弹簧改为同一规
格推动器配用同一弹簧
在传统的制动器设计
中,为了减少零件数,同一
轮径的制动器匹配不同规格
推动器时配用同一种弹簧,
只是变化压缩长度,由于弹
簧再次被压缩时压缩力的增
量对于同一轮径小规格推动
器推力的比例较大,增大系数五.值就越大
（见表1～表3）.如果同一规格的推动器配
用同一种弹簧,不仅能使增大系数置和利用
系数置.有所降低,而且使系数置和置.比
较集中在较小的范围内（见表3）.
（2）在空间容许的条件下,尽可能降低
制动弹簧的刚度
在制动器的结构尺寸确定之后,松闸时弹
簧再次被压缩的长度仪与松闸间隙和杠杆比有
关,是一个确定的量.降低弹簧刚度可有效地
降低再次被压缩时弹簧力的增量.弹簧竖放的
c型结构制动器给予弹簧一个较大空问,为弹
簧增大尺寸,降低刚度创造了有利条件.
（3）在设计方法中引进修正系数
在传统的设计过程中,由于没有充分考虑
弹簧再次被压缩时压缩力的增量,致使松闸力
超过了推动器的额定推力.少数资料也考虑过
松闸时弹簧再次被压缩的影响,但其计算过程
繁琐.从表l至表3的计算结果看,三种结构形
式的制动器,松闸时弹簧再次被压缩引起的压
缩力增量,基本上为制动力矩所需弹簧力的
10～20,即增大系数K;=LI～I.2.困
此,建议在设计公式
（1）中引进修正系数
K=1.2,即
盯
.≥1.2—
（2）
③f.一糊
我们在贯彻新标准的新系列产品设计
中,应用以上措施使弹簧的规格数由9个减少
到7个（见表3）}为降低弹簧刚度,选用了
较细的钢丝,有利于弹簧加工}在设计中引进
修正系数置后,避免了制动器设计中的先天性
不足.
参考文献
I超重机设计手册北京#机械工业出版社,l98D
2电力液压块式制动器.JB/T6~06.1—92.
3电力液压堤式制动器.GB6333--8~
避设冲
0—…0……’
;l;板式输送机的改进设计i
毒
屯.o.o?
州婚陕西成阳西北轻工业学院机械系自传慌?
o帕.o”
.
.]广H228.0z2
在机械制造业,特别是装配工序,板式输
送机的应用非常广泛.本文介绍为陕西标准缝
纫机公司和华南缝纫机公司设计,用来与
GC6一l型高速平缝机（俗称工业缝纫机）装配
线配套使用的板式输送机.沿输送机全长设有
l2个工位,每个工位备有气动或电动装配工
具,紧急停车按钮,三相及两相电源插座等.
每个工位的操作范围不小于21111.已运行近两
年,性能稳定.1992年5月已通过轻工部和西
安市科委鉴定.其技术参数如下:
输送机尺寸（长×宽×高）:
30000mmx
724mmx830mm
电动机型号{JZT2—32—4型,3kW,l20～
1200r/min
调速控制器型号:
ZTK1型
减速器:
SJW160—426型行星减速器
运行速度;0.1~lm/min（实测0～1.1
mlmln）无级变速
输送量{30工件/h（30kg/7”件,H~900kg/h）
一
l0一
输送量是由上遭工序决定的,上道工序生
产率为60I件/h,供给两台输送机,故每台
30工件/h如开快速（Ira/rain）,则在输送机
上为l工件/2m.如开慢速（0.1m/min）,则
在输送机上为5工件/m,即输送机最大载荷
150kg/m.
该板式输送机与一般板式输送机比较,主
要有以下几方面的改进.
1.结构的改进
原从日本三菱公司引进的板式输送机有以
下映点:
链板宽度为700mm,绕过链轮对回
转半径大,占用空间大,整台缝纫机不便于从
输送机两端直接上下J链板问缝隙也大,约
10ram}链板厚约3ram.为增大刚度,在板下
面设有加强角钢,但使用中还是被缝纫机砸得
凹凸不平.改进设计的结构特点如下.
（1）窄链板
改进设计使用了=150mm的窄链板,
链条节距也为150mm,在头尾传动部分链板
‘起■运■机镛’1993（12）
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