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一、盤(pán)式制動(dòng)器組成
帶式輸送機的制動(dòng)器一般安裝在傳動(dòng)系統的低速滾筒端。盤(pán)式制動(dòng)器由制動(dòng)頭、制動(dòng)盤(pán)、液壓站、站用電控箱及相關(guān)連接液壓管路系統組成?;竟ぷ髟恚褐苿?dòng)器內部的機械碟簧組提供制動(dòng)力,液壓站提供松閘力。作為制動(dòng)系統的執行部件,制動(dòng)器為常閉型,即系統失電時(shí),制動(dòng)器處于制動(dòng)上閘狀態(tài);液壓站作為制動(dòng)系統的動(dòng)力源為制動(dòng)器的松閘提供動(dòng)力。
二、盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)頭的工作原理
盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)頭原理見(jiàn)圖1。
1)制動(dòng)器松閘。當制動(dòng)器液壓站電源接通時(shí),電磁閥得電,齒輪泵提供壓力油克服機械碟簧力使制動(dòng)器打開(kāi),完成制動(dòng)器的松閘過(guò)程。
2)制動(dòng)器上閘。制動(dòng)器液壓站電源斷電時(shí),電磁閥失電,機械碟簧力使液壓油回油箱,實(shí)現制動(dòng)器上閘。
三、盤(pán)式制動(dòng)器制動(dòng)力矩影響因素
假設盤(pán)式制動(dòng)器處于理想的工作狀態(tài)。當油缸進(jìn)入最大的油壓力Pmax時(shí),此時(shí)碟形彈簧的壓縮量較大,閘瓦與制動(dòng)輪之間的間隙最大,油壓力與彈簧壓縮量的關(guān)系為:
PmaxA=KXmax(1)
式中,Pmax為進(jìn)入油缸最大油壓力,單位:MPa;A為制動(dòng)油缸的有效面積,單位:mm2;K為碟形彈簧的剛度,單位:MPa;Xmax為碟形彈簧的最大壓縮量,單位:mm。
當系統的油壓力達到完全制動(dòng)油壓,即系統殘壓,碟形彈簧的壓縮量最小,閘瓦與制動(dòng)輪緊密接觸,產(chǎn)生最大制動(dòng)力,即制動(dòng)狀態(tài):
Fmax=KXmin—PeA(2)
式中,Fmax為最大制動(dòng)力,單位:N;X為碟形彈簧的最小壓縮量,單位:mm;Pe為系統的殘壓,單位:MPa。
當系統油壓力P在Pe≤P≤Pmax之間變化,碟形彈簧的壓縮量x在Xmin≤X≤Xmax時(shí),產(chǎn)生的制動(dòng)力為:
Fb=KX—PA(3)
式中,Fb為盤(pán)型閘產(chǎn)生的制動(dòng)力,單位:N;X為碟形彈簧的壓縮量,單位:mm;P為系統的油壓,單位:MPa。
工作中為了不使制動(dòng)盤(pán)產(chǎn)生附加變形,不對主軸產(chǎn)生附加軸向力,盤(pán)型制動(dòng)器一般都是成對使用,每一對稱(chēng)為一副,對稱(chēng)分布在同一圓周上。設有n副制動(dòng)器,則盤(pán)型制動(dòng)裝置產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為:
Mmax=2nμFmaxRa(4)
其中,Mmax為盤(pán)型制動(dòng)裝置產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩,單位:Nm;n為盤(pán)型制動(dòng)器的副數;μ為閘瓦的摩擦系數,一般取0.4;Ra為平均摩擦半徑,單位:mm。
將(2)代人(4)可得制動(dòng)力矩:
Mmax=2nμRa(KXmin—PeA)(5)
由(5)可知,盤(pán)型制動(dòng)裝置產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩與制動(dòng)器的副數n,摩擦系數μ,平均摩擦半徑Ra成正比,與碟形彈簧的剛度K成正相關(guān)。
四、提高帶式輸送機制動(dòng)力的技術(shù)
由以上分析可知,適當增加盤(pán)式制動(dòng)器的副數、閘瓦的摩擦系數和碟形彈簧的剛度或增加制動(dòng)盤(pán)的半徑,都可以增加整個(gè)裝置的制動(dòng)力矩,提高制動(dòng)效果。
摩擦系數及制動(dòng)半徑是一定的,因而制動(dòng)力矩的實(shí)際值取決于實(shí)際的正壓力值。制動(dòng)器的正壓力源自一組機械碟簧力,而組成碟簧組的碟簧數量也會(huì )直接影響碟簧組的工作力矩。在相同力矩的條件下,建議應盡可能的選擇剛度好的品牌碟簧和碟簧組數較多的制動(dòng)器。
綜上所述,盤(pán)式制動(dòng)器是當今機械制動(dòng)的發(fā)展方向,隨著(zhù)現代化大型煤礦的建設,大功率、長(cháng)距離、大運量、上運及下運大傾角帶式輸送機的研制應用,盤(pán)式制動(dòng)器在煤礦帶式輸送機中將會(huì )得到更廣泛的使用。
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本文標題:帶式輸送機用盤(pán)式制動(dòng)器工作原理
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