提升机制动系统计算
Company Document number：WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998
提升机制动系统的验算
一、副井最大静张力、静张力差的验算：
副井技术参数：
绞车型号：2JK —20 罐笼自重：3450kg
一次提物载重量：6332kg 提人重量：1275kg
提升高度：540m 每米绳重m
最大静张力：17000kg 最大静张力差：11500kg 变位质量：64228（kg s2/m ） 楔形连接器：227 kg
盘形制动器型号：TS-215（闸瓦面积749cm 2,摩擦半径1.7m ，油缸作用面积138cm 2,液压缸直径15.4cm,活塞杆直径7.0cm ，一个油缸产生的最大正压力6300kg ）。
液压站型号：GE131B 型（制动油最大压力,最大输油量：9L/min,油箱储油量：500L ，允许最高油温：65℃）。
1、最大静张力的验算：
PH Q Q Q F Z j +++=21m ax = 718+2448+3450+227+3569
=10413kg<18000kg
式中：
Q 1—矿车重量
Q 2—碴重量
Q Z —罐笼自重(包括楔形连接器)
P — 钢丝绳自重
H — 提升高度
通过计算，提升机最大静张力10413kg 小于提升机允许的最大静张力18000kg ，符合《煤矿安全规程规程》第382条规定要求。
2、最大静张力差的验算：
PH Q Q F c ++=21m ax =3166+3443
=6609kg 〈12500kg
式中：Q 1—矿车重量， kg
Q 2—碴重量， kg
通过计算，提升机最大静张力差6609kg ，小于提升机允许的12500kg ，符合《煤矿安全规程》第382条规定要求。
二、安全制动力矩的验算：
1、安全制动力矩：
式中：
M Z —安全制动力矩
μ — 闸瓦与制动盘摩擦系数，
R m — 摩擦半径，1.7m
n — 制动闸副数，8副
N — 制动盘正压力
N=)/(C K F n l +?-
K — 碟形弹簧刚度，4100kg/mm
?— 闸瓦最大间隙，2mm
n l — 一组碟形弹簧片数，8片
C — 制动器各运动部分的阻力，
F — 活塞推力
F=4/)(22d D P x -π
P x —工作制动油压，最大值=63kg/cm2
D — 油缸直径，14.0cm
d — 活塞杆直径，5.0cm
得：
n N R M m Z μ2==2[C K n d D P l x -?--/4/)(22π]n R m μ
=2[?（142-52）/4-5570?2/]??? ==
2、 3倍最大静张力矩的验算：
=×6609?4/2
=
M Z =>3M j =?=
3、 调绳时制动力矩的验算：
M j '
=（PH Q Z +）D/2
=（3450+×）?4/2
=
M z '=1/2M Z =1/?=>M j '
=?计算得知：安全制动力矩大于3倍实际静张力矩，调绳时制动力矩倍罐笼和钢丝绳产生的静力矩。符合《煤矿安全规程》第432条规定要求。
三、安全减速度的验算
1、上提重载：
取M Z =3M j =
a ZS =2（M Z +M j ）/s m D m 2/5≤?∑
则a ZS =2?（+）/64228?4
=4.07m/s 2>5m/s 2
四、保险闸实行二级制动时，一级制动力矩的选择与验算
=??2+
=353485Nm
式中：a ZX 为下放重物减速度取1.7m/s 2
=2（353485+）/64228?4
=3.8m/s 2<5 m/s 2
下放重物
5.1/)(2≥?∑+=D m M M a j Z ZX m/s 2
a ZX =2?（+）/64228?4=4.07m/s 2>1.5m/s 2
罐笼上提重物时，安全制动减速度为3.8m/s 2<5m/s 2,下放重物时，安全制动减速度为4.07m/s 2>1.5m/s 2, 符合《煤矿安全规程》第433条规定要求。
五、盘形闸制动器的验算
1、正压力N 值的计算
=??? =
2、制动器贴闸皮时的油压即工作油压P 1值的计算
P 1=5.0)11(/04.02
2+-d D N π
=?π（142-52）+
=
式中：D 1为油缸直径；
d 1为活塞杆直径；
3、敞闸油压（即最大工作油压） =++
=
式中：P ‘—全松闸时，为了保证闸瓦的必要间隙而压缩碟形弹簧之
力；
P ''— 松闸时各运动部位的阻力；
六、一级制动油压P 1'
值的计算 1、P 1'=（M M ZL Z -）/200A R m 'μ =（）/（???）
=
2、延时时间t 的计算 t a V t ZL 0m ax 1/+==+=
式中：t 0为制动装置空行程时间，取。
七、验算与现实对照
提升机制动系统计算 Company Document number：WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998
提升机制动系统的验算 一、副井最大静张力、静张力差的验算： 副井技术参数： 绞车型号：2JK —20 罐笼自重：3450kg 一次提物载重量：6332kg 提人重量：1275kg 提升高度：540m 每米绳重m 最大静张力：17000kg 最大静张力差：11500kg 变位质量：64228（kg s2/m ） 楔形连接器：227 kg 盘形制动器型号：TS-215（闸瓦面积749cm 2,摩擦半径1.7m ，油缸作用面积138cm 2,液压缸直径15.4cm,活塞杆直径7.0cm ，一个油缸产生的最大正压力6300kg ）。 液压站型号：GE131B 型（制动油最大压力,最大输油量：9L/min,油箱储油量：500L ，允许最高油温：65℃）。 1、最大静张力的验算： PH Q Q Q F Z j +++=21m ax = 718+2448+3450+227+3569 =10413kg<18000kg 式中： Q 1—矿车重量 Q 2—碴重量 Q Z —罐笼自重(包括楔形连接器) P — 钢丝绳自重 H — 提升高度
通过计算，提升机最大静张力10413kg 小于提升机允许的最大静张力18000kg ，符合《煤矿安全规程规程》第382条规定要求。 2、最大静张力差的验算： PH Q Q F c ++=21m ax =3166+3443 =6609kg 〈12500kg 式中：Q 1—矿车重量， kg Q 2—碴重量， kg 通过计算，提升机最大静张力差6609kg ，小于提升机允许的12500kg ，符合《煤矿安全规程》第382条规定要求。 二、安全制动力矩的验算： 1、安全制动力矩： 式中： M Z —安全制动力矩 μ — 闸瓦与制动盘摩擦系数， R m — 摩擦半径，1.7m n — 制动闸副数，8副 N — 制动盘正压力 N=)/(C K F n l +?- K — 碟形弹簧刚度，4100kg/mm ?— 闸瓦最大间隙，2mm n l — 一组碟形弹簧片数，8片 C — 制动器各运动部分的阻力，
大学生方程式赛车制动系 统设计和优化 Prepared on 22 November 2020
摘要 Formula SAE比赛由美国车辆工程师学会（SAE）于1979年创立，每年在世界各地有600余支大学车队参加各个分站赛，2011年将在中国举办第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国赛程规定进行设计。 本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。最后对制动性能进行了详细分析。 关键字：制动、盘式制动器、液压
Abstract Formula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in various races around the world,China will hold the first Formula one for Chinese college students,the design will be for design of the provisions of the Chinese calendar. This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula of all,breaking system's development,structure and category are shown,and according to the structures,virtues and weakness of drum brake and disc brake analysis is done. At last, the plan adopting hydroid two-backway brake with front disc and rear , this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance. Key words:braking,braking disc,hydroid pressure
摩擦式提升机选型方法 1.提升容器的选择 1）小时提升量： t b CA A r f N h ?= 式中 C -----不均衡系数。《规范》规定：有井底煤仓时为1.10~1.15;无井底煤仓时为1.20; f ?----提升能力富裕系数。 2）提升速度： t m H V 4.0= 式中 t H ---提升距离，罐笼提升时：s t H H =；箕斗提升时：z s x t H H H H ++=。 3）一次提升时间估算： θ++++?= u v H v T m t m q 1 式中 1?---提升正常加速度，通常2 1/1s m ≤?； u ---容器启动初加速及爬行段延续的时间，取5~10s ； θ---提升容器在每次提升终了后的休止时间，s 。 4）一次提升量' Q 的确定：t b CT A Q r f q N 3600' '?= 2.钢丝绳的选择 1）钢丝绳的端部荷重：c d Q Q Q += 式中 Q ---容器的载重量，即实际一次提升量,kg ； c Q ---容器（包括连接装置）的重量,kg 。 2）提升钢丝绳的单重： c B d k H m Q P -= σ1.1' 式中 B σ---钢丝绳的公称抗拉强度，一般选B σ=155~1702/mm kg ； m----钢丝绳的静力安全系数； c H ---钢丝绳的最大悬垂长度，m 。 k t h c H H H H ' ++= 式中 h H ---尾环绳的高度，m 。 S H H g h 25.0++= 式中 S---两提升容器的中心距，m ；对于单容器带平衡锤的提升系统，则为提升容器与平 衡锤的中心距，m ； g H ---过卷高度, m ；t H ---提升高度 , m 。 p x s z t h H H H H +++= 式中 z H ---井底车场运输水平至在装载位置的提升容器底部的距离，在未最后确定前，一 般按18~25m 计算； s H ---矿井深度； x H ---井口至卸载煤仓的高度，在未最后确定前，一般可取13.5~14.5m ; p h --- 箕斗在卸载位置时，底部高出煤仓的高度，一般取0.3~0.5m 。
制动系统匹配设计计算 根据AA车型整车开发计划，AA车型制动系统在参考BB轿车底盘制造平台的基础上进行逆向开发设计，管路重新设计。本计算是以选配C发动机为基础。 AA车型的行车制动系统采用液压制动系统。前、后制动器分别为前通风盘式制动器和实心盘式制动器，制动踏板为吊挂式踏板，带真空助力器，制动管路为双回路对角线(X型)布置，采用ABS。驻车制动系统为机械式手动后盘式制动，采用远距离棘轮拉索操纵机构。因AA车型与参考样车BB的整车参数接近，制动系统采用了BB样车制动系统，因此，计算的目的在于校核前/后制动力、最大制动距离、制动踏板力、驻车制动手柄力及驻坡极限倾角。 设计要符合GB 12676-1999《汽车制动系统结构、性能和试验方法》；GB 13594-2003《机动车和挂车防抱制动性能和试验方法》和GB 7258-2004《机动车运行安全技术条件》的要求，其中的踏板力要求≤500N，驻车制动停驻角度为20％（12），驻车制动操纵手柄力≤400N。 制动系统设计的输入条件 整车基本参数见表1，零部件主要参数见表2。 表1 整车基本参数
表2 零部件主要参数制动系统设计计算 1.地面对前、后车轮的法向反作用力 地面对前、后车轮的法向反作用力如图1所示。 图1 制动工况受力简图由图1，对后轮接地点取力矩得:
式中：FZ1（N）：地面对前轮的法向反作用力；G（N）：汽车重力；b（m）：汽车质心至后轴中心线的水平距离；m（kg）：汽车质量；hg（m）：汽车质心高度；L（m）：轴距；（m/s2）：汽车减速度。 对前轮接地点取力矩，得： 式中：FZ2（N）：地面对后轮的法向反作用力；a（m）：汽车质心至前轴中心线的距离。 2.理想前后制动力分配 在附着系数为ψ的路面上，前、后车轮同步抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于汽车的地面附着力；并且前、后轮制动器制动力Fm1、Fm2分别等于各自的附着力，即：
课程设计 字第 院（系） 专业 班级 姓名 x x x x x 年月日
课程设计任务书 材料科学与工程学院材料科学与工程专业 学生学号 课程设计题目: 斗式提升机的选型设计 课程设计容与要求： 1. 设计基本参数 1）输送物料：输送粘土熟料，粒度＜40mm，密度ρB=1.4g/cm3 2）布置要求：垂直输送，提升高度42m 3）输送量：45 m3/h；料仓为3×3m 4）下料溜管横截面为圆形 2．设计要求 1）对斗式提升机进行选型计算 2）溜管与方圆接头设计 下料速度：1.8m/s；下料量：Q=3600Fv m3/h；溜管的直径 ≮200mm；方圆接头角度＜15° 3）料仓设计 4）绘制立面图，平面图，设备订货单，预留孔，基础图，进出口图；撰写设计说明书 3．绘图要求
按土建制图标准进行 4．参考资料 水泥工厂设计手册，粉体工程及设备 5．绘图工具 计算机（AutoCAD）绘图 目录 1 前言 (2) 1.1 斗式提升机的简介 (2) 1.2 斗式提升机的特点（优缺点） (4) 1.3 斗式提升机的应用 (5) 2 选型计算与校核及各种系数的确定 (5) 2.1 斗式提升机输送能力的计算 (5) 2.2 电机功率大小的计算选择 (6) 3 斗式提升机的布置与确定 (8) 3.1 检视门 (8) 3.2 进料口... ... (8) 3.3 卸料口... ...... (8) 3.4 传动装置置法... ... (8)
4 基础尺寸的确定 (8) 地脚孔尺寸的确定... ... (8) 5 设备的运行与维修 (9) 5.1斗式提升机的安全操作规程 (9) 5.2斗式提升机的维护保养 (9) 6 参考资料 (10) 致...... (11) 1 前言 1.1 斗式提升机的简介 斗式提升机作为一种应用极为广泛的垂直输送设备[1]，已经广泛应用于粮食、饲料及种子加工业。斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点，其主要性能及参数符合JB3926----85《垂直斗式提升机》（该标准等效参照了国际标准和国外先进标准），牵引圆环链符合MT36----80《矿用高强度圆环链》，本提升机适于输送粉状，粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物
制动器的计算分析 整车参数 2、制动器的计算分析 2.1前制动器制动力 前制动器规格为?310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力： F1=2*A c*L/a*BF*?*R/R e*P 桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为F1=3255kgf
以上各式中：A c—气室有效面积 L—调整臂长度 a—凸轮基圆直径 BF—制动器效能因数 R—制动鼓半径 R e—车轮滚动半径 ?—制动系效率 P—工作压力 2.2后制动器制动力 后制动器规格为?310×100mm，铸造底板，采用无石棉摩擦片，制动调整臂臂长，气室有效面积。当工作压力为P=6×105Pa时，前制动器产生的制动力： F2=2*A c*L/a*BF*?*R/R e*P 桥厂提供数据在P=6×105Pa时，单个制动器最大制动力为 F2 =3467kgf
2.3满载制动时的地面附着力 满载制动时的地面附着力是地面能够提供给车轮的最大制动力，正常情况下制动气制动力大于地面附着力是判断整车制动力是否足够的一个标准。地面附着力除了与整车参数有关之外，还与地面的附着系数有关，在正常的沥青路面上制动时，附着系数?值一般在0.5~0.8之间，我们现在按照路面附着系数为0.7来计算前后地面附着力：F?前=G满1×?+G×? 2 =2200×0.7+6000×× =2002kgf F?后=G满2×?-G×? 2 3800×0.7-6000×× = =1487kgf
因为前面计算的前后制动器最大制动力分别为 F1=3255kgf F2=3467kgf 3、制动器热容量、比摩擦力的计算分析 3.1单个制动器的比能量耗散率的计算分析 前制动器的衬片面积A1=2×πR1××L1= 式中（L1=100mm摩擦片的宽度 w1=110°） 后制动器的衬片面积A2=2×πR2××L2= 式中（L2=100m m 摩擦片的宽度w2=） 比能量耗散率 e1=β= e2=β= 上式中：G—满载汽车总质量 V1—制动初速度，计算时取V1=18m/s β—满载制动力分配系数 t—制动时间，计算时取t=3.06s 鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜，故该制动器的比能量耗散率满足要求。 3.2单个制动器的比摩擦力计算分析 计算时取制动减速度j=0.6g
官庄河煤业 副斜井提升绞车能力核算说明书 一、设备参数： 1.提升机型号： 2JK-3×1.5 2.卷筒直径： 3 m 3.卷筒宽度： 1.5m 4.钢丝绳直径： 6×19＋FC（36mm） 5. 卷筒数量： 2个 6. 减速器型号 ZKL3 7. 减速比 31.5 8. 最大静张力： 135kN 9. 最大静张力差： 90kN 10. 提升长度： 525m 11.提升斜角 21度 12. 钢丝绳重： 4.78Kg/m×525=2510kg≈25.1 kN 13. 大件重： 185 kN 14. 平板车重： 15 kN 15.电机 YTS400L3-10 功率400KW 电压660V 转速594r/min 二、牵引力校核： 实际载荷校核计算 对于斜井 F= G·sinθ+G钢·sinθ+0.015 G·cosθ+0.175 G钢cosθ
G钢—钢丝绳总重： 25.1 kN G—最大件重（含平板车）： 185+15=200 kN θ—提升倾角： 21° F—实际静张力差： kN 所以 F=200×sin21°+25.1× sin21°+0.015×200cos21° +0.175×25.1 cos21° =87.6kN 5.2JK-3×1.5矿井提升机最大静张力差为90 kN，满足使用。 三、制动力矩校核计算： 安全系数na≥3.25 闸瓦摩擦系数μ=0.35 制动头数量n=16 摩擦中心直径Dm=3270mm 制动器最大正压力 N=（F×D×na）/（n×μ×Dm） =（87.6×3000×3.25）/（16×0.35×3270） ≈46.6 kN 50kN正压力的制动器可满足使用。 选用50kN正压力的制动器。 四、电机校核 1.电机转速计算 n= 60Vi/Dπ 式中n—电机转速 r/min V—最大提升速度3.11m/s i—减速器传动比 31.5
主井提升系统改造方案及验算 根据我矿实际生产情况，为了满足生产需要，扩大生产能力，提高经济效益，现决定对制约我矿生产能力的主井提升系统进行改造，以满足生产需要，具体改造方案如下： 一、提升系统现状 我矿主井井筒直径?4.5m，装备一对6T多绳箕斗，一台JKM-2.8/4（II）型多绳摩擦式提升机，矿井初期设计生产能力为45万吨/年，提升高度521.97m，根据设计院设计标准，我矿最大提升能力为72万吨/年（一钩6T、25钩/时、16小时/天、300天）。 我矿主井提升机为洛阳矿山机械厂上世纪八十年代生产的JKM系列提升机，根据出厂技术参数及说明书，钢丝绳最大静张力30T，钢丝绳最大静张力差9.5T，最大提升速度11.8m/s，传动方式分为单机拖动和双机拖动，单机最大输入功率为800KW，双机最大输入功率为1000KW，目前在用的为单机800KW拖动，已经达到最大设计标准，更换大功率的电动机已不能实现拖动，建议采用双电机（2×800KW）拖动，使现有提升机达到其最大提升能力。 二、改造方案 根据我矿现有情况，主井提升机改造方案如下： 1、不更换箕斗，现有单机拖动改为双机拖动，使现有提升机达到最大提升能力。 我矿箕斗为6T，根据实际装煤情况干煤可装7T、湿煤可装9T，按8T 计算，提升机、电动机、钢丝绳、防滑系统等均能满足生产要求（验算详
见附件二），全年出煤96万吨（一钩8T、25钩/时、16小时/天、300天），此种方案须由现在的单机拖动改为双机拖动，电控系统需全部进行更换高压变频系统，更换为高压变频系统的优点：变频调速系统节省了电阻调速环节，对车房环境温度有很大的改善，变频调速可有效减少重物下放和制动时的能量损失，节约电能；变频调速在电动机运行方面的优势，减少换向不当而烧毁电动机的问题。变频调速加减速时间比较平缓，起动电流较小，可以进行较高频率的起停。变频调速系统制动时，变频器可以利用自己的制动回路，将电能回馈给供电电网；改成双电机拖动后，可降低单台电动机的输出功率，增加电动机使用寿命，同时更换为变频系统运行稳定可靠，调速特性优越，能实现自动化控制。根据中信重工机械股份有限公司提供的资料，更换全套电控系统改造资金约为300万元左右，生产周期为3月，安装调试周期为10天。 2、更换轻型箕斗提高产量（验算详见附件一）。 更换轻型箕斗提高产量，经选型验算存在以下问题： （1）根据我国《煤炭工业设计规范》规定：提升重物时，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。验算得出静防滑系数为1.525小于1.75，不满足防滑要求。 （2）更换轻型箕斗现用800KW电动机不能满足生产需要需更换为1050KW电动机，我矿提升机双电机拖动最大输入功率为1000KW，所以提升电动机也不满足更换要求。 综上所述，更换轻型箕斗提升机不能满足需要。 附件一：
矿井提升机技术参数介绍及设备选型过程 目录 一、提升机相关参数 二、选型过程 三、MA标志查询办法 四、提升系统设计内容与步骤。 五、电机功率选择与校核 一、技术参数 1、卷筒宽度和直径 2、两卷筒中心距 3、最大静张力、最大静张力差 4、钢丝绳直径、绳速 5、提升高度、容绳量 6、减速器速比 7、电机功率、极数、电机型号简介 8、变位质量 JK-2/2JK-2提升机技术参数表 1、卷筒宽度和直径 卷筒直径：提升机卷筒上第一层钢丝绳中心到卷筒中心距离的2倍。 绞车卷筒的直径为：卷筒缠绳表面到卷筒中心距离的2倍。 二者概念有差别，相差1根钢丝绳的直径。 卷筒宽度：卷筒两个挡绳板内侧直间的距离。 卷筒直径和宽度决定了卷筒使用钢丝绳的最大直径和容绳量 2、最大静张力和最大静张力差 JK-2型提升机的最大静张力161KN，2JK-2型绞车的最大静张力和最大静张力差分别为61KN、40KN。 钢丝绳的张力，也就是钢丝绳的拉力。在单钩提升时，滚筒上只有一根钢丝绳，其拉力主要由提升容器、钢丝绳、提升载荷的重力构成。拉力最大值在天轮的切点处，载荷越大、井筒越深、容器重量越大钢丝绳的拉力就越大。最大静张力是针对提升机而言的，是强度允许的，滚筒上最大的拉力值 双钩提升时，滚筒上有两条钢丝绳，重载钢丝绳的拉力大，轻载钢丝绳的拉力小，两根钢丝绳拉力的差值就是静张力差。最大静张力差就是静张力差的最大值，是绞车强度所允许的，滚筒上两根钢丝绳拉力差的最大值。 通过以上分析，我们可以这样来理解二者。 对于单滚筒绞车，只有最大静张力，没有最大静张力差。最大静张力就是绞车强度所允许的容器、钢丝绳、提升载荷自重的总和。单位为重力单位：KN，最
提升机制动系统的验算 一、副井最大静张力、静张力差的验算： 副井技术参数： 绞车型号：2JK —3.5/20 罐笼自重：3450kg 一次提物载重量：6332kg 提人重量：1275kg 提升高度：540m 每米绳重5.63kg/m 最大静张力：17000kg 最大静张力差：11500kg 变位质量：64228（kg s 2/m ） 楔形连接器：227 kg 盘形制动器型号：TS-215（闸瓦面积749cm 2,摩擦半径1.7m ，油缸作用面积138cm 2,液压缸直径15.4cm,活塞杆直径7.0cm ，一个油缸产生的最大正压力6300kg ）。 液压站型号：GE131B 型（制动油最大压力6.3MPa,最大输油量：9L/min,油箱储油量：500L ，允许最高油温：65℃）。 1、最大静张力的验算： PH Q Q Q F Z j +++=21m ax = 718+2448+3450+227+3569 =10413kg<18000kg 式中： Q 1—矿车重量 Q 2—碴重量 Q Z —罐笼自重(包括楔形连接器) P — 钢丝绳自重 H — 提升高度
通过计算，提升机最大静张力10413kg 小于提升机允许的最大静张力18000kg ，符合《煤矿安全规程规程》第382条规定要求。 2、最大静张力差的验算： PH Q Q F c ++=21m ax =3166+3443 =6609kg 〈12500kg 式中：Q 1—矿车重量， kg Q 2—碴重量， kg 通过计算，提升机最大静张力差6609kg ，小于提升机允许的12500kg ，符合《煤矿安全规程》第382条规定要求。 二、安全制动力矩的验算： 1、安全制动力矩： n N R M m Z μ2= 式中： M Z —安全制动力矩 μ — 闸瓦与制动盘摩擦系数，0.35 R m — 摩擦半径，1.7m n — 制动闸副数，8副 N — 制动盘正压力 N=)/(C K F n l +?- K — 碟形弹簧刚度，4100kg/mm ?— 闸瓦最大间隙，2mm n l — 一组碟形弹簧片数，8片
编号：-DPJS-011制动系统设计计算报告 项目名称：A级三厢轿车设计开发项目代 号: 编制: 日期: 校对: 日期: 审核: 日期: 批准: 日期: 2011年03月
目录 1 系统概述. ............................................ 错误! 未定义书签 系统设计说明.......................... 错误! 未定义书签 系统结构及组成........................ 错误! 未定义书签 系统设计原理及规范....................... 错误! 未定义书签 2 输入条件. ............................................ 错误! 未定义书签 整车基本参数.......................... 错误! 未定义书签 制动器参数........................... 错误! 未定义书签 制动踏板及传动装置参数 ...................... 错误! 未定义书签 驻车手柄参数.......................... 错误! 未定义书签 3 系统计算及验证. ......................................... 错误! 未定义书签 理想制动力分配与实际制动力分配 .................. 错误! 未定义书签 附着系数、制动强度及附着系数利用率 ................. 错误! 未定义书签管路压强计算.......................... 错误! 未定义书签 制动效能计算.......................... 错误! 未定义书签 制动踏板及传动装置校核 ...................... 错误! 未定义书签 驻车制动计算.......................... 错误! 未定义书签 衬片磨损特性计算......................... 错误! 未定义书签 4 总结. ................................................ 错误! 未定义书签 5 制动踏板与地毯距离. ...................................... 错误! 未定义书签 参考文献. ............................................ 错误! 未定义书签
绞车提升能力计算 已知：α=25oL=960M f1=0.015 f2=0.2n=7 每米钢丝绳m P=2.129 ，车皮重600kg, 煤重850kg, 矸石重1600kg （1350KG） 已知：电动机型号JR127-6型，电机额定功率Ne 185KW,滚筒直径2m,二级传动系数y=0.85,过负荷系数∮1.9，提升机最大提升速度V=3.14*2（滚筒直径）*979(转速)÷（60*30传动比）=3.42m/s。 一、绳端负荷： 求Q j（提6个煤车） Qj=n .g（Sin25o+f1COS25o）+L.m P .g (Sin25o+f2 COS25o) =6*9.8(850+600)(0.423+0.015*0.906)+960*2.129*9.8(0.42 3+0.2*0.906) =37190 + 12093 =49283N 提4个矸石车时： Q j = n .g（Sin25o+f1COS25o）+L.m P .g (Sin25o+f2 COS25o) =4*(1600+600)*9.8*（0.423+0.015*0.906）+960*2.129*9.8*（0.423 + 0.2 * 0.906）=37617 + 12093 =49710 N 提5个矸石车时：
Q j = n .g（Sin25o+f1COS25o）+L.m P .g (Sin25o+f2 COS25o) =5*(1600+600)*9.8*（0.423+0.015*0.906）+960*2.129*9.8*（0.423 + 0.2 * 0.906）=47022 + 12093 =59115 N 钢丝绳安全系数校验： 1、提6个煤车时，查表得出6*7FC 24.5mm,公称强度1700Mpa 钢丝绳破断拉力总和为378.5KN,所以钢丝绳安全系数：378.5KN ÷49.28KN = 7.68＞ 6.5 符合《煤矿安全规程》要求。 2、提4个矸石车时，查表得出6*7FC 24.5mm,公称强度 1700Mpa钢丝绳破断拉力总和为378.5KN,所以钢丝绳安全系数：378.5KN ÷49.71KN = 7.6＞ 6.5 符合《煤矿安全规程》要求。 3、提5个矸石车时，查表得出6*7FC 24.5mm,公称强度 1700Mpa钢丝绳破断拉力总和为378.5KN, ,所以钢丝绳安全系数：378.5KN ÷59.115KN = 6.4＜ 6.5 ，不符合《煤矿安全规程》要求。 一、电动机初选（按4个矸石车）： Ns =Fc * Vmax / （1000 * Y） = 49710*3.5 /（1000 * 0.85）=204KW 选JR127-6型电动机
制动系统的开发和设计 1．设计依据和原则 1．1 根据况、使用条件及用户群体等）确定制动系统的总体方案，为系统各零部件的选型提供产品信函（或项目描述书）所描述的整车的使用情况（含道路状依据； 包括：制动形式、制动器形式、制动总、分泵（阀）形式等。 1．2 根据车型提供的整车参数，结合各项强制法规的要求，初步分析各所选制动零部件与整车匹配的合理性； 所需参数：质心距前轴a、质心高hg、总质量Ga、前轴负荷G1、前轴质量分配％、后轴负荷G2、后轴质量分配等。 1．3 根据强制法规的要求，制定试验方案进一步验证整车制动系统匹配和各制动元件选型的合理性。 2．设计方案初步规划 2．1 各主要零部件的选型及相关注意事项： 2．1．1 制动器总成 2．1．1．1 通过对所开发车型与已开发同类车型（或标杆车）的比较，初步确定系统各零部件的型式、结构和相关参数，而单纯从整车对制动力的需求方面来说，制动器的制动力越大越好，但由于制动器所产生的制动力与制动器的结构型式、制动器直径、制动器的分泵直径、制动器摩擦副的相对摩擦系数、制动管路压力等等因素有关，故在选取时应遵循以下原则； 2．1．1．2 制动器结构型式的选型原则：根据整车档次、使用地区、用户群体等确定制动器的结构型式；
2．1．1．3 制动器直径的选型原则：由于制动器的直径与轮辋直径有关，在选型时应根据整车布置及轮辋的要求，考虑制动鼓的散热问题，一般制动鼓与轮辋的间隙应不小于10mm，否则会导致制动器散热不良，引起制动鼓早期龟裂、制动衬片烧结、炭化，大大降低制动器的制动效能；另外，制动器与轮辋的间隙太小，制动过程所产生的热量也将大量传导至轮辋上，对轮胎不利。 2．1．1．4 制动器衬片摩擦系数的确定：由于制动器衬片的摩擦系数是决定制动器制动力的主要原因之一，在同型、同规格的制动器中，制动衬片的摩擦系数越高，制动器所产生的制动力越大，但对于不同结构的制动器来说，并不是摩擦系数越高越好，摩擦系数太高对制动鼓（或盘）的磨损也越大，且对于双向自增力式制动器，摩擦系数越高，制动过程越粗暴，对制动底板、制动蹄铁、制动鼓的刚性要求越高，否则在制动过程中越易产生制动器颤动、整车发抖的现象，故对于摩擦系数的选取根据本人的经验建议：双向自增力式制动器的取0.38左右，其它结构型式的制动器取0.45~0.5左右，盘式制动器取0.35左右。 2．1．1．5 制动器分泵直径的选型和确定：在上述参数选定以后，根据整车所需的各轴制动力来确定制动器分泵的直径。对于单个制动器而言，制动器所产生的制动力与制动分泵活塞的有效面积（直径的平方——液压制动器）成正比，在选取过程中应兼顾国家标准规格和社会成熟资源，液压制动器的分泵直径最大不超过32mm。
绞车提升能力计算 已知：α=25o L=960M f1= f2= n=7 每米钢丝绳mP= ，车皮重600kg, 煤重850kg, 矸石重1600kg（1350KG）已知：电动机型号JR127-6型，电机额定功率Ne 185KW,滚筒直径2m,二级传动系数y=,过负荷系数∮，提升机最大提升速度V=*2（滚筒直径）*979(转速)÷（60*30传动比）=s。 一、绳端负荷： 求 Qj（提6个煤车） Qj=n .g（Sin25o+f1COS25o）+ .g (Sin25o+f2 COS25o) =6*(850+600)+*+960**+* =37190 + 12093 =49283N 提4个矸石车时： Qj = n .g（Sin25o+f1COS25o）+ .g (Sin25o+f2 COS25o) =4*(1600+600)**（+*）+960***（ + * ）=37617 + 12093 =49710 N 提5个矸石车时： Qj = n .g（Sin25o+f1COS25o）+ .g (Sin25o+f2 COS25o) =5*(1600+600)**（+*）+960***（ + * ）=47022 + 12093 =59115 N 钢丝绳安全系数校验：
1、提6个煤车时，查表得出6*7FC ,公称强度1700Mpa钢丝 绳破断拉力总和为,所以钢丝绳安全系数：÷ = ＞符合《煤矿安全规程》要求。 2、提4个矸石车时，查表得出6*7FC ,公称强度1700Mpa钢 丝绳破断拉力总和为,所以钢丝绳安全系数：÷ = ＞符合《煤矿安全规程》要求。 3、提5个矸石车时，查表得出6*7FC ,公称强度1700Mpa钢 丝绳破断拉力总和为, ,所以钢丝绳安全系数：÷ = ＜，不符合《煤矿安全规程》要求。 一、电动机初选（按4个矸石车）： Ns =Fc * Vmax / （1000 * Y） = 49710* /（1000 * ） =204KW 选JR127-6型电动机 P=185KW, Ie=350A , Y= ，cos∮=, λ=, U2e=254V, I2e=462A, GD2=49kg/m2，Nd =980r/min, 所以Vmax = ∏D. Nd / 60t =*2*980/60*30=s 二、提升电动机变位质量 1、电动机 Gd =(Gd2)2、Dg2 = 49 *302/22=11025 2、天轮取Gt = 200KG 3、提升机变位质量Gj = 8200KG 4、钢丝绳变位质量Pk .Lk = *960 = 2043kg ∑G = Qj + Gt +Gd + Gj = +200 +11025 +8200=
制动系统设计计算 报告
文档仅供参考，不当之处，请联系改正。 目录 1 系统概述 .......................................................................... 错误!未定义书签。 1.1 系统设计说明......................................................... 错误!未定义书签。 1.2 系统结构及组成 ..................................................... 错误!未定义书签。 1.3 系统设计原理及规范 ............................................. 错误!未定义书签。 2 输入条件 .......................................................................... 错误!未定义书签。 2.1 整车基本参数......................................................... 错误!未定义书签。 2.2 制动器参数............................................................. 错误!未定义书签。 2.3 制动踏板及传动装置参数 ..................................... 错误!未定义书签。 2.4 驻车手柄参数......................................................... 错误!未定义书签。 3 系统计算及验证 .............................................................. 错误!未定义书签。 3.1 理想制动力分配与实际制动力分配...................... 错误!未定义书签。 3.2 附着系数、制动强度及附着系数利用率 .............. 错误!未定义书签。 3.3 管路压强计算......................................................... 错误!未定义书签。 3.4 制动效能计算......................................................... 错误!未定义书签。 3.5 制动踏板及传动装置校核 ..................................... 错误!未定义书签。 3.6 驻车制动计算......................................................... 错误!未定义书签。 3.7 衬片磨损特性计算 ................................................. 错误!未定义书签。 4 总结.................................................................................. 错误!未定义书签。 5 制动踏板与地毯距离....................................................... 错误!未定义书签。参考文献 ........................................................................... 错误!未定义书签。
| | | 1.提升容器的选择 1）小时提升量： 式中-----不均衡系数。《规范》规定：有井底煤仓时为~;无井底煤仓时为; ----提升能力富裕系数。 2）提升速度： 式中---提升距离，罐笼提升时：；箕斗提升时：。 3）一次提升时间估算： 式中---提升正常加速度，通常； ---容器启动初加速及爬行段延续的时间，取5~10s； ---提升容器在每次提升终了后的休止时间，s。 4）一次提升量的确定： 2.钢丝绳的选择 1）钢丝绳的端部荷重： 式中---容器的载重量，即实际一次提升量,kg；---容器（包括连接装置）的重量,kg。 2）提升钢丝绳的单重： 式中---钢丝绳的公称抗拉强度，一般选=155~170； m----钢丝绳的静力安全系数；---钢丝绳的最大悬垂长度，m。
式中---尾环绳的高度，m。 式中S---两提升容器的中心距，m；对于单容器带平衡锤的提升系统，则为提升容器与平衡锤的中心距，m；---过卷高度, m；---提升高度, m。 式中---井底车场运输水平至在装载位置的提升容器底部的距离，在未最后确定前，一般按18~25m计算；---矿井深度； ---井口至卸载煤仓的高度，在未最后确定前，一般可取~ ; ---箕斗在卸载位置时，底部高出煤仓的高度，一般取~。 3）尾绳单位长度重量计算： 式中---尾绳设置的数量 3.提升机的选择 1）滚筒直径：； 式中：---滚筒的计算直径，mm；---已选定的钢丝绳直径，mm； ---已选定的钢丝绳中最粗钢丝的直径，mm。 2）提升钢丝绳作用在主导轮上的最大静张力和最大静拉力差： 最大静张力的计算内容见下表所示，即重载侧的静拉力； 最大静张力差式中：为轻载侧的静拉力，其计算内容见下表。
—最大提升速度，m 30—提升钢丝绳试验长度，m —提升机卷筒名义直径，m —提升钢丝绳绳圈间隙，取2- 3mm 3—摩擦圈数 —提升机卷筒宽，mm B＞时可绕n层，在建设时期 当井深≤400m时，n=2 井井深＞400m时，n=3，必须符合《煤矿安全规程》有关规定 错绳圈，一般=2~4
—提升机强度要求允许的钢丝绳最大静张力，N —提升机主轴强度要求允许的钢丝绳最大静张力差，N —提升物料荷重，N —提升容器荷重，N —钢丝绳线分布力，N/m =9.81 —每米钢丝绳标准质量，kg /m P—电动机功率，kN L0—钢丝绳最大斜长，m —矿车或箕斗运行阻力系数 箕斗提升：=0.01 矿车提升：=0.01（滚动轴承）=0.015（滑动轴承） —钢丝绳移动时阻力系数，=0.15~0.2 —井筒倾斜角
立井提升：斜井提升： —动力系数：吊桶提升时， =1.05 罐笼提升时，=1.3 —提升机最大速度，m/s —矿车阻力系数，=1.15~ 1.2 —电动机功率备用系数， =1.2 —传动效率， 一级减速=0.92 二级减速=0.85 其余符号同前 VT= 式中K—提升不均匀系数，K=1.15~1.25 Azh—抓岩机最大生产能力；多台抓岩机时为总生产能力（松散体积）m3/h 0.9—吊桶装满系数 T1—提升一次的循环时间，s，
Tzh/s Tzh= 为了充分发挥提升机的能力，Tzh≥T1 Vj= 式中K—提升不均匀系数，K=1.25 0.85—箕斗装满系数 Ag—掘进每一循环的小时出矸量m3/h —一次提升循环时间，S T1=2 T1= 式中—箕斗提升最大速度，m/s。《煤矿安全规程》规定，当箕斗提升物料时，≤7，当铺固定道床，并采用等于或大于38kg/ m的钢轨道时，≤9。 —箕斗在卸载轨内运行速度，m/s；=1.0~1.5 —卸载曲轨长度，m；一般选=6~8
基于MAT LAB 的汽车制动系统 3 设计与分析软件开发 孙益民(上汽汽车工程研究院 【摘要】根据整车制动系统开发需要, 利用MAT LAB 平台开发了汽车制动系统的设计和性能仿真软件。 该软件用户界面和模块化设计方法可有效缩短开发时间, 提高设计效率。并以上汽赛宝车为例, 对该软件的可行性进行了验证。 【主题词】制动系汽车设计 统分成两个小闭环系统, 使设计人员更加容易把 1引言 制动性能是衡量汽车主动安全性的主要指标。如何在较短的开发周期内设计性能良好的制动系统一直是各汽车公司争相解决的课题。 本文拟根据公司产品开发工作需要, 利用现有MA T LAB 软件平台, 建立一套面向设计工程师, 易于调试的制动开发系统, 实现良好的人机互动, 以提高设计效率、缩短产品开发周期。 握各参数对整体性能的影响, 使调试更具针对性。 其具体实施过程如图1所示。 3软件开发
与图1所示的制动系统方案设计流程对应, 软件开发也按照整车参数输入、预演及主要参数确定, 其他参数确定和生成方案报告4个步骤实现。3. 1车辆参数输入 根据整车产品的定位、配置及总布置方案得出空载和满载两种条件下的整车质量、前后轴荷分配、质心高度, 轮胎规格及额定最高车速。以便获取理想的前后轴制动力分配及应急制动所需面临的极限工况。 3. 2预演及主要参数确定 在获取车辆参数后, 设计人员需根据整车参数进行制动系的设计, 软件利用MAT LAB 的G U I 工具箱建立如图2所示调试界面。左侧为各主要参数, 右侧为4组制动效能仿真曲线, 从曲线可以查看给定主要参数下的制动力分配、同步附着系数、管路压力分配、路面附着系数利用率随路况的变化曲线, 及利用附着系数与国标和法规的符合现制动器选型、性能尺寸调节, 查看液压比例阀、感载比例阀、射线阀等多种调压工况的制动效能, 并通过观察了 2汽车制动系统方案设计流程的优化 从整车开发角度, 制动系统的开发流程主要包括系统方案设计、产品开发和试验验证三大环节。制动系统的方案设计主要包含结构选型、参数选择、性能仿真与评估, 方案确定4个环节。以前, 制动系统设计软件都是在完成整个流程后, 根据仿真结果对初始设计参数修正。因此, 设计人员往往要反复多次方可获得良好的设计效果, 而且, 在调试过程中, 一些参数在特定情况下的相互影响不易在调试中发现, 调试的尺度很难把握。 本文将整车设计流程划分为两个阶段:主要参数的预演和确定、其他参数的预演和参数确定。即根据模块化设计思想, 将原来一个闭环设计系 收稿日期:2004-12-27 3本文为上海市汽车工程学会2004年(第11届学术年会优秀论文。