Выбор и обоснование параметров дискового тормозного устройства шахтной подъемной машины

Н.А. Скляров, канд. техн. наук, проф.,
Донецкий национальный технический университет

Источник: http://www.nbuv.gov.ua/.../St18_19.pdf

Проблема и её связь с научными и практическими задачами

В сложной цепи операций, связанных с добычей угля, важное место занимают подъемные установки. Общая тенденция к повышению концентрации производства, необходимость перехода к разработке более глубоких горизонтов накладывают свой отпечаток на характер развития и совершенствования оборудования шахтного подъема [1].
Значительные резервы повышения производительности шахтно- го подъема состоят в увеличении емкости и скорости движения подъемных сосудов, сокращении времени переходных процессов (за- медления, ускорения), совершенствовании конструкции подъемных машин и систем управления электроприводом подъема.
За последние тридцать лет в нашей стране максимальная ско- рость движения сосудов шахтных подъемных установок увеличилось в 1,4 раза и достигла 12 м/с, глубина подъема - в 1,8 раза и составляла на ряде шахт 1500-2000 м, грузоподъемность сосудов - в 3 раза и дос- тигла для угольных шахт 30 т, для железорудных - 50 т. Предполага- ется, что в ближайшие годы глубина подъема, скорость движения и полезная емкость сосудов будут возрастать более интенсивно. Проек- тируются шахтные подъемные машины с емкостью скипа 50 т для угольных и 100 т для железорудных шахт [2].
выступают вопросы их безопасной эксплуатации. Известно, что ос- новным средством защиты подъемной установки от аварии является его тормозная система.
Для обеспечения нормальной эксплуатации подъемные машины обеспечиваются надежно действующими тормозными устройствами, которые должны останавливать машину и груз на определенном пути торможения и удерживать его в подвешенном состоянии при задан- ном запасе торможения и заданном значении замедления.

Анализ исследований и публикаций

Значение эффективности тормозных устройств возрастает в связи с интенсификацией произ- водства, увеличением движущихся масс, скоростей движения и час- тоты торможения. В современных подъемно-транспортных машинах тормоза на протяжении короткого периода времени должны превра- щать в тепловую энергию значительное количество механической энергии и передавать ее в окружающую среду без снижения работо- способности тормоза и машины в целом [2].
Не случайно в последние годы много исследователей уделяют особое значение изучению динамических процессов, протекающих в элементах тормозной системы и подъемной установки в режимах торможения. Большой вклад в решение проблемы обеспечения без- аварийной эксплуатации шахтных подъемных установок внесли Е.С.Траубе, А.Г.Степанов, Н.Г.Гаркуша, А.Н.Шатило, Л.В.Колосов, А.А.Белоцерковский, А.П.Нестеров и другие ученые.

Постановка задачи

Целью настоящей работы является обос- нование и разработка рациональной схемы тормозного устройства шахтной подъемной машины, обеспечивающего увеличение срока службы тормозного устройства примерно на 30 %.

Изложение материала и результаты

Повышение надежности и эффективности использования тормозных устройств подъемно- транспортных машин проходит по следующим основным направле- ниям: конструктивное усовершенствование механической части и привода существующих тормозов и создание новых конструктивных разновидностей тормозных систем; разработка и применение новых материалов с повышенными фрикционными свойствами; широкое использование достижений науки в трении и износах; применение новых методов расчета тормозных устройств и фрикционных мате- риалов и др.
Для определения тормозного момента должны быть известны: назначение и режим работы механизма; конструктивные и расчетные данные механизма (масса отдельных элементов, моменты инерции элементов механизма, скорости движения); место установки; крутя- щий момент, действующий на тормозном валу при торможении, с учетом потерь в элементах механизма от рабочего органа до тормоз- ного вала; частота вращения тормозного вала. При применении лен- точных и некоторых других конструкций скоростных тормозов нуж- но знать также направление вращения тормозного шкива при торможении.
По конструктивным исполнениям рабочих элементов тормозные устройства разделяют на колодочные - с рабочим элементом в виде колодки, которая трется по внешней или внутренней поверхно- сти тормозного барабана; ленточные – с рабочим элементом в виде ленты трущейся по тормозному барабану; дисковые- с рабочим эле- ментом в виде целых дисков или отдельных сегментных колодок; ко- нические - с рабочим элементом в виде конуса.
Дисковые тормоза разделяют на однодисковые; многодисковые без усиления; многодисковые с усилением; автоматические, которые замыкаются под действием веса транспортируемого груза.
К преимуществам дисковых тормозов относятся:


На основе всестороннего анализа достоинств и недостатков тормозных устройств различных типов и исполнений экспертным методом для современной многоканатной подъемной машины выбра- но дисковое устройство, приводные элементы которого работают с применением рабочей жидкости при рабочем и предупредительном торможении (рис.1).

Рисунок 1 - Схема приводного элемента дискового тормозного устройства

В приводных элементах дискового тормозного устройства тор- мозное усилие создается предварительно сжатыми тарельчатыми пружинами 3, которое через поршень 1 передается непосредственно на тормозные колодки 4. Для растормаживания по трубопроводам 2 подается рабочая жидкость под давлением под поршень 1. Тормозные элементы комплектуются попарно для взаимного уравновешивания. Комплекты пружин каждого тормозного элемента должны развивать одинаковые усилия и иметь одинаковую твердость, чтобы в процессе работы не возникало неуравновешенное усилие, которое нагружает диск 5.
Достоинством схемы является простота конструкции тормозно- го элемента, небольшие габаритные размеры, несложная система подведения рабочей жидкости, сравнительно легкое обеспечение герметичности, простота обслуживания и ремонта.
По этой схеме выполнено большинство тормозных элементов (фирмы ASEA, GHH, "Сименс", EPR и др.), которые на практике под- твердили свою надежность.
Были выбраны основные параметры дискового тормозного уст- ройства и определены их числовые значения: усилие нажатия пру- жин; количество тормозных элементов; размеры и техническая ха- рактеристика пружин тормозного элемента; размеры цилиндра и штока; давление рабочей жидкости.
На многоэлементных дисковых тормозных устройствах приме- няются тормозные колодки в виде кольцевого сектора, прямоуголь- ника, круга (рис. 2).
Для исключения влияния дискового тормоза на главный вал подъемной машины необходимо, чтобы количество приводных эле- ментов было всегда четным, и располагались бы они попарно с диа- метрально противоположных сторон диска. Для подъемной машины Ц-3,5х2А принимаем усилие нажатия, развиваемого пружинами од- ного цилиндра в положении «Заторможено» P = 100кН. Тогда тор- мозное усилие, развиваемое одной парой элементов составит:
(1)

гдеFт - тормозное усилие , которое создается парою приводних эле- ментов (парою цилиндров), H; f - коэффициент трения материала о метал; Nэл - усилия нажатия на тормозной элемент, который развивается штоком, H.
Тормозное усилие Fт при коэффициенте трения 0,4 составляет 80 кН.
Тогда тормозной момент, создаваемый парою приводных эле- ментов, установленных с противоположных сторон тормозного ди- ска рассчитаем по формуле:
(2)

где МТэл - тормозной момент, создаваемый парою приводних елеме- нтов, Нм; Rср - средний радиус тормозного диска,м.
При среднем радиусе тормозного диска Rср = 2 м тормозной момент составит 160000 Нм.
Необходимое количество пар приводних элементов определяют по формуле:
(3)

где Mтн - необходимый тормозной момент, создаваемый при пред- варительном торможении подъомной машини, Нм (согласно ГОСТ 12.2.112-86 [3] Mтн =1050000Нм), а количество пар приводных эле- ментов составит 6,56 ,принимаем nэл 8 штук.
На многодисковых тормозах рекомендуется принимать давление 10-20 МПа. Диаметры цилиндра и штока рассчитывются соответст- венно по формулам:
(4)
(5)

где Qпр.рез - максимальное усилие, действующее на поршень, разви- ваемое в конце на поршень в конце его хода, Н; sв.сж - предельное напряжение материала штока на сжатие, H/cм2; Кст.сж - запас прочности штока в период сжатия; rц - давление масла в цилиндре, Па;h - коэффициент поленого действия приводного элемента.
Необходимая площадь поршня (теоретическая):
(6)

С учетом к.п.д
(7)

Площадь поршня с учетом диаметров цилиндра Dц и штока dшт составляет:
(8)

Усилие, развиваемое поршнем:
(9)

Для реализации преимуществ дискових многоэлементных тор- мозных устройств необходимы фрикционные материалы високого качества. В данном случае выбран металлокерамический материал на железной или медной основе с коэффициентом трения 0,4, который имеют в сравнении с асбокаучуковыми и асбобакелитовыми ряд пре- имуществ:
- допускают значительно большее удельное давление ;
- имеют более високий и стабильный коэффициент трения;
- допускают высокую температуру нагрева;
- имеют значительно большую теплопроводность.
На рис. 2 представлена возможная геометрия тормозного элемента.

Рисунок 2 – Геометрия тормозного элемента прямоугольной и секторной формы

Принимаем тормозной элемент секторной формы и рассчитыва- ем его площадь по формуле:
(10)

Распределение давления прижатия тормозного элемента к диску представлено на рис. 3. Минимальное давление Pmin =1,4 МПа.
Был выполнен расчет нагрева тормозного элемента по специ- альной математической программе Maple v9.5. При этом были приня- ты следующие допущения:
- тепловой поток, который подводится к тормозному диску, рас- пределяется равномерно по кольцевой поверхности трения, а поток, который подводится к фрикционным накладкам – равномерный по их площади трения;
- тепловой поток, который возникает на поверхности трения – линейный и направленный по нормали к поверхности трения.


Рисунок 3 – Распределение давления прижатия тормозного элемента

Выводы и направления дальнейших исследований


Таким об- разом, в результате сравнительного анализа различных схем и конст- рукций тормозных систем была предложена схема и рассчитаны ос- новные параметры дискового тормозного устройства шахтной подъемной машины Ц-3,5х2, а именно: для создания необходимого тормозного момента 1050 кНм определено количество тормозныхэлементов, которое составило 16 штук; для обеспечения усилия при- жатия тормозной колодки в 100кН расчетный диаметр тормозного цилиндра составил 129 мм, штока – 40 мм; определено максимальное давление на тормозную колодку при наибольшем прижатии её к тор- мозному диску в 1,55 МПа, которое находится в допустимом преде- лах для выбранного фрикционного материала «металлокерамика на железографитной основе»; расчетная температура во время торможе- ния на поверхности трения при пятисекундном торможении состави- ла 134,5°С для тормозной колодки и 109,7°С – для тормозного дис- ка, что не превышает максимально допустимой для выбранного фрикционного материала. При этом срок службы тормозного устрой- ства увеличивается с 18 месяцев для колодочного тормозного устрой- ства до 23,4 месяцев для дискового тормозного устройства.
В дальнейшем, с целью уточнения полученных данных, плани- руется провести экспериментальные исследования на реальной подъ- емной машине.

Список литературы

  1. Липаков А.Н. Новые тормозные системы для рудничных локомотивов / А.Н. Липаков // Вопросы рудничного транспорта. - №13. - С.198-206.
  2. Александров М.П. Тормозные кстройства: справочник / М.П. Александров. – М.: 1984.
  3. Транспрт электровозный рудничный: общие требования безопасности , ГОСТ 12.2.112- 86 - 10 с.
НАЗАД К БИБЛИОТЕКИ