丁明宏,吳義鑫,王富剛,戴杰

(明創(chuàng)慧遠(yuǎn)(貴州)技術(shù)有限公司,貴州 貴陽 561113)

礦產(chǎn)資源開采是指對地下埋藏的礦產(chǎn)資源進(jìn)行挖掘和提取的過程,合理的礦產(chǎn)資源開采可以最大限度地利用資源、保護(hù)環(huán)境及提升國民經(jīng)濟(jì)效益.在地球表層礦產(chǎn)資源趨于枯竭的情況下,礦產(chǎn)資源的開采已于表層開采逐步向深層開采發(fā)展[1].礦井提升機(jī)作為井下與地面之間重要的運(yùn)輸工具,通常用于井下工作人員和物料的提升,對于礦井的安全高效生產(chǎn)具有重要的意義[2].礦井提升機(jī)作為一種復(fù)雜的機(jī)電液一體化產(chǎn)品,其工作容錯率要求較高,工作時任一環(huán)節(jié)出錯都可能導(dǎo)致煤礦生產(chǎn)安全事故的發(fā)生.礦井提升機(jī)制動系統(tǒng)是保證礦井安全提升運(yùn)行的重要保障,開展礦井提升機(jī)制動系統(tǒng)對煤礦安全開采具有重要的意義[3-4].目前,國內(nèi)外有較多學(xué)者開展了制動裝置的研究.楊莉玲[5]利用動力學(xué)知識,對摩托車制動器進(jìn)行建模并開展其液壓模型的仿真工作,通過仿真發(fā)現(xiàn)制動器的制動效果與制動力矩、制動盤材料及閘瓦間隙等因素有關(guān);張祖德[6]通過對起重機(jī)配置的制動器進(jìn)行研究,分別在重載和輕載情況下對制動器的制動性能進(jìn)行分析,提出將液壓與電氣復(fù)合控制的方法,大大提升了制動器的制動性能;曹秀洪[7]針對帶式輸送機(jī)盤式制動器設(shè)計(jì)了對應(yīng)的液壓控制系統(tǒng),并對液壓系統(tǒng)在松閘過程、保壓過程、正常停車、超速制動、緊急制動以及系統(tǒng)斷電等情況下的系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行介紹;李畢勝[8]通過對帶式輸送機(jī)盤式制動器液壓系統(tǒng)理想油壓控制函數(shù)方程進(jìn)行推導(dǎo),建立理想油壓控制模型,并根據(jù)實(shí)際情況擬定實(shí)際油壓控制方案,并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了該方案的可行性;朱小平等[9]根據(jù)鉆井絞車盤式剎車的結(jié)構(gòu)原理及鉆井作業(yè)對液壓系統(tǒng)的要求,提出一種在液壓系統(tǒng)以先導(dǎo)減壓閥為主閥、油路系統(tǒng)采用壓力控制和方向控制這兩種方式并聯(lián)的鉆井絞車盤式剎車液壓系統(tǒng)方案,并分析了該系統(tǒng)適用于鉆井絞車盤式剎車的控制;高雁翔[10]根據(jù)恒減速策略,結(jié)合PID控制算法對恒張力策略在礦井提升機(jī)制動過程中沖擊過大進(jìn)行系統(tǒng)優(yōu)化,并驗(yàn)證了恒減速制動模式可以確保提升機(jī)制動安全.可以看出,上述文獻(xiàn)既包括制動控制策略研究,也包括制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),但涉及礦井提升機(jī)制動系統(tǒng)的相關(guān)研究較少.因此,開展礦井環(huán)境下的礦井提升機(jī)制動系統(tǒng)研究具有重要的工程實(shí)際意義.

1 礦井提升機(jī)盤式制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 盤式制動器工作原理

礦井提升機(jī)制動裝置通常采用液壓盤式制動方式,盤式制動器的工作機(jī)理是利用能量守恒定律,將提升機(jī)的動能轉(zhuǎn)換為剎車片與制動盤在制動過程中因互相接觸摩擦而產(chǎn)生的熱能.典型的盤式制動器一般在其軸向施加相關(guān)作用力,其軸向彎矩較小,不易彎曲;同時,制動器的徑向尺寸設(shè)計(jì)一般較小,結(jié)合這兩點(diǎn),故其制動性能較好.盤式制動器在結(jié)構(gòu)上又分為點(diǎn)盤式和全盤式兩種.點(diǎn)盤式制動器在制動過程中,摩擦片和制動盤的接觸面積很小;全盤式制動盤因利用摩擦環(huán)接觸方式進(jìn)行摩擦制動,加之全盤式接觸面積較點(diǎn)盤式接觸面積要大,故因制動產(chǎn)生的熱能較多.同時,全盤式制動盤在設(shè)計(jì)時的結(jié)構(gòu)偏向于復(fù)雜設(shè)計(jì),因此在安裝拆卸的時候,對工作人員技術(shù)要求較高.一般來說,制動器需要滿足如下要求:(1)結(jié)構(gòu)簡單、尺寸小;(2)制動效果迅速可靠;(3)方便安裝與維修,工作可靠性較高.

考慮礦井提升機(jī)在提升作業(yè)時,提升機(jī)工作空間相對狹小且要求制動盤結(jié)構(gòu)簡單.固定式盤式制動器一般配置有2個液壓缸,相比之下,浮動式制動器通常只設(shè)計(jì)1個缸體,剎車動作的實(shí)現(xiàn)相對簡單.故采用浮動式單向盤式制動器作為本文研究所用制動器.

浮動液壓盤式制動器的結(jié)構(gòu)如圖1所示,該制動器采用單側(cè)分布式油缸及活動式摩擦滑塊,在其外側(cè)支架上布置有另一摩擦滑塊.在制動功能開啟時,內(nèi)部的摩擦滑塊在液壓油的壓力下經(jīng)活塞推導(dǎo)擠壓制動盤,與此對應(yīng),外側(cè)摩擦滑塊與外部制動鉗體則擠壓制動盤的另外一側(cè),直到兩側(cè)的摩擦滑塊達(dá)到平衡.當(dāng)制動功能完成后,活塞在回位力的作用下,緩慢回歸其初始位置.提升機(jī)盤式制動器設(shè)計(jì)的原始參數(shù)如表1所示.

表1 盤式制動器設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)

圖1 浮動盤式制動器結(jié)構(gòu)

1.2 制動系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算

1.2.1 制動器制動力矩計(jì)算

根據(jù)礦井提升機(jī)具體參數(shù)及浮動盤式制動器基本結(jié)構(gòu),首先進(jìn)行制動器制動力矩的計(jì)算.在已知卷筒直徑為1 600 mm的情況下,即未纏繞纜繩時的卷筒直徑為D1=1 600 mm,選擇直徑為32 mm的纜繩,設(shè)計(jì)10層纜繩纏繞卷筒,則纏繞纜繩至第10層的卷筒直徑D10為

D10=D1+2dN.

(1)

式中:d為纜繩半徑;N為纜繩層數(shù).

當(dāng)提升機(jī)運(yùn)行至地面表層時,負(fù)載對提升機(jī)卷筒造成的最大靜力矩Mj為

Mj=FD10/2.

(2)

式中:F為最大靜張力載荷.

(3)

式中:M為負(fù)載質(zhì)量;g為重力加速度.

考慮系統(tǒng)安全工作冗余設(shè)計(jì),提升機(jī)制動器應(yīng)能支持2倍的卷筒負(fù)載.因此提升機(jī)卷筒承受的最大力矩Mjmax應(yīng)滿足:

(4)

按上式計(jì)算可知,提升機(jī)卷筒承受的最大力矩至少為392 kN·m.

當(dāng)制動系統(tǒng)在剎車盤前后分別布置1個制動器時,每個制動器的最小制動力矩Mmin應(yīng)滿足:

Mmin≥2Mjmax.

(5)

每個制動器應(yīng)提供的最小正壓力Nmin為

(6)

式中:μ為剎車片摩擦系數(shù),一般取值為0.35～0.45;Rz為盤式制動器的摩擦半徑.

因此,制動器應(yīng)提供的最小正壓力為245 kN.

1.2.2 碟簧參數(shù)計(jì)算

綜合考慮礦井提升機(jī)制動要求,結(jié)合式(6)的計(jì)算結(jié)果,得知單系列的彈簧均不能滿足提升機(jī)的制動要求.因此,復(fù)合結(jié)構(gòu)的彈簧組是一種解決方法.依據(jù)GB/T 1972—92中型號為A180的碟形彈簧具體參數(shù):彈簧外徑Dd為180 mm,彈簧內(nèi)徑dd為92 mm,碟片厚度td為10 mm, 碟片內(nèi)錐自由高度h0為4 mm;同時,自由高度H0為14 mm的碟簧,在變形量f為3 mm時可提供彈簧恢復(fù)力Fd為125 kN,綜合性能較為理想.

經(jīng)查閱,A系列碟形彈簧具備轉(zhuǎn)換關(guān)系[11]:Dd/td≈18,h0/td≈0.4,彈性模量E=2.06×105MPa,泊松比μd=0.3.復(fù)合結(jié)構(gòu)的彈簧組的安裝方法是先將單片碟簧進(jìn)行組合,在此基礎(chǔ)上選擇4組進(jìn)行對裝,從而實(shí)現(xiàn)彈簧的復(fù)合組裝.假設(shè)復(fù)合碟簧產(chǎn)生75%的變形,則其產(chǎn)生的總恢復(fù)力Fz可按式(7)計(jì)算:

Fz=nFd.

(7)

式中:n為碟簧個數(shù).

復(fù)合結(jié)構(gòu)碟簧組能提供的變形量fz為11.52 mm,其自由高度Hd和壓縮后的高度H1為

Hd=[H0+(n-1)td]i;

(8)

H1=Hd-fz.

(9)

式中:i為碟簧組數(shù).

單片碟形彈簧被壓平時的載荷可按式(10)計(jì)算:

(10)

式中:Fc為碟形彈簧被壓平時的載荷;K1與K4為計(jì)算系數(shù),K1取值為0.69,K4取值為1.

由此得到Fc的理論計(jì)算值為162.013 7 kN.

由于是復(fù)合彈簧組,單個彈簧承受的載荷為最小正壓力的一半.因此,單個彈簧承受的載荷與碟形彈簧被壓平時的載荷的比值為0.756 1.

由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》[12]查得A系列碟簧相關(guān)資料,結(jié)合上述公式,得出當(dāng)前載荷下單片彈簧變形量為2.88 mm,復(fù)合彈簧組的總變形量為11.52 mm,未受載荷的復(fù)合碟簧組的自由高度為96 mm,承受載荷的高度為84.48 mm.

按照設(shè)計(jì),剎車盤與剎車片相距1 mm,同時復(fù)合碟簧組的變形量為12 mm,根據(jù)液壓缸的結(jié)構(gòu)以及單個碟簧組的變形量,當(dāng)彈簧在原變形量的基礎(chǔ)上再被壓縮0.25 mm時,單個碟簧的恢復(fù)力約為153.125 kN,則復(fù)合情況下的碟簧組的恢復(fù)力為單個碟簧的2倍.

1.2.3 液壓缸壓力計(jì)算

假設(shè)整個液壓系統(tǒng)的壓強(qiáng)為15 MPa,在液壓缸活塞桿直徑為190 mm的情況下,液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的液壓力F可按式(11)計(jì)算:

F=pA.

(11)

式中:p為壓強(qiáng);A為活塞桿橫截面積.

經(jīng)計(jì)算,液壓力的大小為425.1 kN,液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的液壓力可以支撐碟簧進(jìn)行自我恢復(fù),系統(tǒng)選型及設(shè)計(jì)是符合要求的.

根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果,設(shè)計(jì)盤式制動器機(jī)械結(jié)構(gòu),如圖2所示.該制動器結(jié)構(gòu)中主要有導(dǎo)柱、固定板、剎車片、液壓缸、活塞桿、碟簧、頂板、頂蓋、推桿、螺桿、復(fù)位彈簧、磁鐵等關(guān)鍵零部件.在固定板上端左右各布置有一根導(dǎo)柱,兩者通過導(dǎo)柱連接板進(jìn)行相互連接.剎車片墊板與剎車片通過螺絲固定在一起,為了使剎車片與液壓缸缸體底部相嵌套,剎車片加工出了與之對應(yīng)的梯形槽,同時,剎車片墊板也開設(shè)了梯形槽,并用螺絲將液壓缸缸體底部與剎車片墊板進(jìn)行固定.復(fù)合碟簧安裝在活塞桿上,而活塞桿位于液壓缸缸體內(nèi)部.蓋板、頂板及頂蓋三者將液壓缸封閉,蓋板的作用是固定頂板.頂板上端需要與推桿對應(yīng),因此開設(shè)了相應(yīng)的推桿孔.推桿上連頂板,下連剎車片墊板,且均通過螺絲固定.綜合考慮制動器結(jié)構(gòu)后,在設(shè)計(jì)時將傳感器布置在蓋板的側(cè)面,用于檢測制動器的實(shí)時工作情況及剎車片的實(shí)時工作質(zhì)量.

圖2 盤式制動器結(jié)構(gòu)

2 液壓制動系統(tǒng)回路設(shè)計(jì)

2.1 液壓控制系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

在對液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行建模的過程中,不考慮管道外部壓強(qiáng)和液壓缸體彈性變形.此時,對進(jìn)入液壓缸的流量進(jìn)行分析,則流量Q可表示為

(12)

式中:Ap為液壓缸受力面積;xp為活塞運(yùn)動位移;V0為液壓缸的初始容積;EQ為液壓油彈性模量;p為壓強(qiáng);t為時間.

液壓控制系統(tǒng)運(yùn)行過程中的液壓缸容積V可表示為

V=Apxp+V0.

(13)

當(dāng)制動壓力產(chǎn)生時,摩擦塊與制動盤的間隙消失,則式(12)可以表示為

(14)

此時壓力調(diào)節(jié)的流量方程為

(15)

式中:C為閥口的流量系數(shù);Af為閥口的流通面積;ρ為液壓油密度;Δp為節(jié)流口的壓差;m為節(jié)流指數(shù),一般取0.5～1.0.

當(dāng)提升機(jī)制動功能開啟后,表面上系統(tǒng)是處于剎停狀態(tài),但實(shí)際上整個系統(tǒng)是處于動態(tài)平衡,液壓油路的油壓不斷變化.因此,在建立液壓缸內(nèi)部相關(guān)物理量力學(xué)方程時,需要對液壓油的動態(tài)變化進(jìn)行考慮.活塞運(yùn)動方程動力學(xué)模型可表示為

(16)

式中:mp為活塞的質(zhì)量;Cp為阻尼系數(shù);Kp為彈簧剛度;Pb為液壓系統(tǒng)油壓;Fk0為活塞摩擦力.

2.2 制動系統(tǒng)組成及其工作原理

礦井提升機(jī)液壓制動系統(tǒng)采用一對浮動式制動器實(shí)現(xiàn)其制動動作,2個制動器分別置于卷筒底部左右兩側(cè)并通過螺絲固定.礦井提升機(jī)停止運(yùn)行時,制動系統(tǒng)利用彈簧的預(yù)緊壓力使剎車片與剎車盤相互擠壓,從而實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的制動狀態(tài);礦井提升機(jī)運(yùn)行時,電磁換向閥打開,液壓力作用于碟簧上使盤閘打開,實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的松閘狀態(tài),提升機(jī)正常運(yùn)行.礦井提升機(jī)液壓盤式制動系統(tǒng)如圖3所示.

圖3 盤式液壓制動系統(tǒng)

圖3中:1為油箱,負(fù)責(zé)液壓油的儲備;2與3為液位計(jì),負(fù)責(zé)對油箱內(nèi)的液壓油容量進(jìn)行檢測;4與5(5.1和5.2)為過濾器,4僅為空過濾器,而5則需要對液壓油進(jìn)行一定的過濾;6與14為加熱器,負(fù)責(zé)對流經(jīng)此處的液壓油進(jìn)行一定程度的加熱;7為溫度傳感器,負(fù)責(zé)檢測流經(jīng)管道的液壓油的溫度;8為齒輪油泵,負(fù)責(zé)提供驅(qū)動齒輪所需的動力;9為聯(lián)軸器,負(fù)責(zé)傳遞運(yùn)動與轉(zhuǎn)矩;10為油泵電機(jī),負(fù)責(zé)對油泵提供動力;11與16為單向閥,負(fù)責(zé)單向?qū)ㄓ吐饭艿?12為手動泵,用于排除油路管道中的空氣;13為溢流閥,負(fù)責(zé)管道中定壓溢流、穩(wěn)壓、系統(tǒng)卸荷和安全保護(hù)等功能;15為指示燈,用于指示系統(tǒng)工作狀態(tài);17為壓力繼電器,其作用是當(dāng)液壓系統(tǒng)中流體壓力達(dá)到預(yù)定值時,使電接點(diǎn)動作發(fā)生;18與20為電磁換向閥,用于控制液流的方向;19為比例溢流閥,起到與溢流閥類似的作用;21為節(jié)流閥,用于在油路管道中實(shí)現(xiàn)截流調(diào)速、壓力緩沖等功能;22為壓力表,用于檢測油路管道實(shí)時壓力;23為蓄能器,可以儲存能量,也可以在一定程度上減緩和吸收波動與脈沖.

礦井提升機(jī)正常工作時,油泵電機(jī)組8,9,10正常工作,當(dāng)液壓油壓力達(dá)到溢流閥13所設(shè)定的出口壓力時,電磁換向閥18及20得電工作,油泵流出的液壓油依次經(jīng)過單向閥11及16后進(jìn)入制動器的液壓缸中.至此,蓄能器23開始儲存液壓油以便及時開啟柔性制動功能.

礦井提升機(jī)開啟緊急制動功能時,電磁換向閥18失電停止工作,電磁換向閥20得電開始工作,此時盤式制動器缸體內(nèi)的液壓油經(jīng)電磁換向閥18流向油泵,盤式制動器管道內(nèi)油壓瞬間降為零,使得彈簧與剎車盤擠壓,實(shí)現(xiàn)制動動作發(fā)生.

礦井提升機(jī)開啟柔性制動功能時,與上述情況相反,此時的電磁換向閥18得電開始工作,電磁換向閥20失電停止工作,盤式制動器缸體內(nèi)的液壓油經(jīng)電磁換向閥20及比例溢流閥19按一定的流速流回油箱,油壓也按照一定的速率緩慢下降.

當(dāng)?shù)V井提升機(jī)系統(tǒng)緊急停車或突然斷電時,所有的部件均處于失電狀態(tài),盤式制動器缸體內(nèi)的液壓油經(jīng)電磁換向閥18回歸至油箱,油壓以極快的速率降為零,從而實(shí)現(xiàn)礦井提升機(jī)的安全制動.

礦井提升機(jī)盤式制動系統(tǒng)的液壓站的動力來源于圖3所示的手動泵12和齒輪油泵8.礦井提升機(jī)在正常運(yùn)行時,驅(qū)動齒輪油泵在油泵電機(jī)的驅(qū)動作用下,將液壓動力傳輸至液壓系統(tǒng),而手動泵的功能開啟一般是在上述機(jī)制失效的情形下.

2.3 液壓制動系統(tǒng)仿真模型建立

在建立盤式制動器液壓控制系統(tǒng)模型時,需要考慮制動器數(shù)學(xué)模型建立時存在的問題以及影響制動器性能的相關(guān)因素,才能獲得比較準(zhǔn)確的制動器數(shù)學(xué)模型.同時,若制動器數(shù)學(xué)模型與多變量之間存在相關(guān)性,則可以在不影響仿真結(jié)果的前提下,在模型準(zhǔn)確性和建模時間上做出一定的調(diào)整.通常,盤式制動器數(shù)學(xué)建?？梢詤⒄占僭O(shè)[11-15]:1)當(dāng)活塞桿在油缸內(nèi)運(yùn)動時,液壓油的黏滯力以及油路管道與液壓油之間的滑動摩擦力均保持較小幅值,在建模時可以適當(dāng)忽略它們的影響;

2)液壓油在油缸內(nèi)均勻分布,油缸內(nèi)的壓力在空間任意一點(diǎn)的數(shù)值均相等;

3)忽略因制動功能開啟或關(guān)閉時造成的液壓缸內(nèi)腔與外腔之間的壓差,同時不考慮因液壓油加熱后油溫上升造成的構(gòu)件變形;

4)忽略盤式制動器液壓控制回路中因液壓油的重力勢能變化導(dǎo)致的阻力變化.

根據(jù)礦井提升機(jī)液壓制動系統(tǒng)回路結(jié)構(gòu),在AMESim中建立如圖4所示的仿真模型.

圖4 液壓系統(tǒng)AMESim仿真模型

3 礦井提升機(jī)盤式液壓制動系統(tǒng)仿真分析

為驗(yàn)證設(shè)計(jì)的液壓制動系統(tǒng)的合理性,擬進(jìn)行礦井提升機(jī)盤式液壓制動系統(tǒng)在正常工作、緊急制動和柔性制動這3種工況下的仿真,并對仿真結(jié)果進(jìn)行分析.

3.1 礦井提升機(jī)正常工作

打開液壓站的電動機(jī),帶動液壓泵工作,開啟剎車片,礦井提升機(jī)開始正常工作,選擇相應(yīng)溢流閥,設(shè)定溢流閥的工作壓力為15 MPa,該情形下設(shè)置電磁閥A1及A2失電不工作.

理論上,盤式制動器因結(jié)構(gòu)一致且布置于卷筒左右兩側(cè),故對其中任意一個制動器進(jìn)行仿真結(jié)果分析均可.正常工作下的仿真結(jié)果如圖5所示.在圖5a中可以看出,在12 s的仿真時間內(nèi),剎車片的位移從0 mm增至2 mm,且用時較短;圖5b表明液壓缸油壓在2 s內(nèi)快速達(dá)到了150 MPa,符合設(shè)計(jì)要求;圖5c表明剎車片能夠以最大運(yùn)動速度-0.021 m/s對系統(tǒng)動作進(jìn)行快速響應(yīng).

圖5 正常工作下的仿真結(jié)果

3.2 礦井提升機(jī)緊急制動

緊急制動下的仿真結(jié)果如圖6所示.同樣地,仿真時間為12 s,在緊急制動過程中,當(dāng)仿真時間進(jìn)行到第2 s時,設(shè)定溢流閥開啟壓力為0,輸入40 mA的電流信號至電磁閥A1,并將電磁閥A2進(jìn)行斷電處理.由圖6看到,液壓缸油壓在2 s后驟減至0 MPa(圖6a),說明緊急制動動作開啟成功;同時,剎車片位移由-2 mm變化至0 mm(圖6b),剎車片的最大速度達(dá)到0.008 m/s(圖6c),系統(tǒng)達(dá)到了理想的制動效果.

圖6 緊急制動下的仿真結(jié)果

3.3 礦井提升機(jī)柔性制動

與緊急制動不同,在設(shè)置柔性制動仿真工況時,電流信號輸入至電磁閥A2,并在2～4 s內(nèi)緩慢地將電流信號從200 mA降至0 mA,相關(guān)仿真結(jié)果如圖7所示.在圖7a中,液壓缸油壓在第2 s后開始下降,與緊急制動情形不同,此時的油壓是分段式減小,在仿真時間進(jìn)行到3.5 s前后,液壓缸油壓快速下降,直至3.7 s時減小為0,說明蓄能器已經(jīng)完成卸荷;在圖7b中,剎車片在3.1 s前后開始運(yùn)動,并于3.5 s前后停止運(yùn)動,說明此時剎車片與剎車盤已經(jīng)進(jìn)行了擠壓,剎車動作已然實(shí)現(xiàn);在圖7c中看出,該情形下剎車盤速度幅值遠(yuǎn)小于緊急制動情況下的剎車盤速度幅值,說明此時系統(tǒng)的制動功能是帶有一定柔性的,該制動動作可以有效降低對制動器液壓缸的瞬時沖擊.

圖7 柔性制動下的仿真結(jié)果

4 結(jié)論

1)結(jié)合礦井提升機(jī)盤式制動器工作原理,并充分考慮制動器力矩、復(fù)合碟簧組恢復(fù)力與系統(tǒng)液壓力之間的關(guān)系,完成了盤式制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).由計(jì)算分析可知,單個制動器所提供的最小制動力矩應(yīng)至少大于提升機(jī)卷筒所承受的最大力矩的2倍;碟簧選型需綜合考慮液壓系統(tǒng)所提供的液壓力與碟簧或碟簧組恢復(fù)力之間的關(guān)系,選取總恢復(fù)力小于液壓系統(tǒng)提供的液壓力的碟簧型號.

2)所設(shè)計(jì)的液壓制動系統(tǒng)仿真模型在緊急制動時,剎車片的響應(yīng)時間較短,剎車動作較為迅速;在柔性制動時,油壓分段式減小;在正常工作時,制動器可以進(jìn)行相應(yīng)的開閘與松閘,符合正常工作的需求.礦井提升機(jī)液壓制動建模合理,且系統(tǒng)制動功能滿足工程要求,可為礦井提升機(jī)或其他提升裝備的盤式液壓制動系統(tǒng)的性能改進(jìn)與完善提供參考.