提升機盤閘液壓制動器設計含11張CAD圖,提升,晉升,機盤閘,液壓,制動器,設計,11,十一,cad 提升機盤閘液壓制動器設計 摘要 提升機在煤礦中是很關鍵的運輸設備，在礦井的生產中占有很重要的地位，本次設計對于JK型、2JK-3/11.5提升機，將其制動系統(tǒng)中的盤閘制動器進行設計、計算及分析。首先對制動器的方案進行分析，選定最優(yōu)方案，其次對于制動器的材料，摩擦片材料進行選擇，再次，對制動器各部分零件圖進行設計、計算、校核。至今為止礦井提升機用的制動器大部分是液壓盤閘制動器，對其工作可靠性的分析及監(jiān)測，具有很重要的意義。液壓盤閘制動器作為一種很傳統(tǒng)的制動器來說，它具有制動力矩易調整、結構簡單、緊湊，通用性好、安全可靠性好等優(yōu)點，對提升機、礦用提升設備安全有重要意義。 關鍵詞：制動系統(tǒng)；盤閘制動器；可靠性  Machine For Disc Brake Hydraulic Brake Design Abstract Coal mineupgrading equipment as the key equipment holds an important position in mechanized production of the time. The disc brake of the braking system for JK type (2JK-3/11.5) hoist have been designed. First analyze the brake options, select the optimal scheme, the second for brake material, lining material selection, once again, the brake part drawing for each part design, calculation and checking. So far the mine hoist brake machine used mostly hydraulic disk brake, analysis and monitoring of the disc brake working reliability, is objective and realistic significance. As the latest development of a brake, hydraulic disc brakes have many advantages such as with easy to adjust the braking torque, compact structure, common good safe and high reliability, is important in enhancing security. Keywords: Braking System; Disc Brake; Probability of reliability  目錄 1、緒論 1 1.1、概述 1 1.1.1、提升機盤閘制動器的研究現(xiàn)狀 2 1.1.2、提升機盤式制動器的功能及可靠性要求 2 2、盤閘制動器結構及其工作原理 3 2.1、盤閘制動器的概述 3 2.1.1、盤式閘制動系統(tǒng) 3 2.1.2、提升機盤式制動器的結構型式及其原理 4 2.1.3、影響盤閘制動器制動力矩的因素 6 2.1.4盤式制動器的故障類型及預防措施 7 3、制動器受力分析、標準件的選取計算 8 3.1制動器性能參數(shù) 8 3.2、摩擦片材料的選?。?9 3.3、制動器液壓缸的結構與設計計算： 10 3.3.1、缸筒主要幾何尺寸設計計算： 10 3.3.2、液壓缸結構參數(shù)的計算： 11 3.3.3、液壓缸的密封選?。?12 3.3.4、活塞與活塞桿連接襯板的螺栓選取與校核計算： 13 3.4、碟簧的選擇和設計計算： 16 3.4.1、蝶形彈簧的特點及應用： 16 3.4.2蝶形彈簧的計算： 16 4、制動器整體外形結構設計： 19 4.1、摩擦片的結構尺寸 19 4.1.1、摩擦片尺寸的確定 19 4.1.2摩擦片的聯(lián)接方式：鉚接的強度校核 20 4.2、摩擦片襯板的結構尺寸 21 4.2.1、摩擦片襯板的外形尺寸確定 21 4.2.2、摩擦片襯板連接螺栓設計計算： 21 4.3、襯板的結構尺寸設計： 22 4.4、液壓缸油缸結構尺寸的確定： 23 4.5、間隙調整螺母校核與計算： 24 4.6、制動器外殼的結構計算： 25 4.7、端蓋尺寸設計計算： 25 4.7.1、端蓋的材料及結構尺寸的確定 25 4.7.2、端蓋螺栓布置及選取計算： 26 4.8制動器安裝板 27 4.8.1、制動器安裝板材料的選取 27 4.8.2、安裝板與外殼的焊接強度校核： 28 4.8.3、影響焊縫強度的因素和提高焊縫強度的結構措施： 29 4.8.4、制動器安裝時所需螺栓設計： 30 5、設計中配合公差選取計算： 32 5.1、公差等級的選用基本要求： 32 5.2、配合選擇的基本要求： 32 5.3各種件之間的配合公差計算 33 5.3.1、活塞與油缸之間的配合，尺寸公差的計算： 33 5.3.2、活塞桿與油缸之間的配合： 33 5.3.3、油缸與制動器外殼之間的配合 34 5.3.4、襯板與制動器外殼之間的配合： 34 3、結論 36 致謝 37 參考文獻 38 VII 1、緒論 1.1、概述 礦用提升設備是沿井筒提升煤炭、矸石、升降人員和設備，運輸材料的大型設備，它是井下生產系統(tǒng)和地面工作設備相連接的樞紐，是礦井運輸?shù)难屎聿糠帧Ｒ虼说V用提升設備在礦井生產的整個過程中占有非常重要的地位。在提升過程中，礦井提升機能否安全高效的運行以及在緊急情況下及時制動，直接影響煤礦生產的安全運行和礦工的生命。因此，礦山安全已成為礦山生產亟待解決的問題，礦井提升機的可靠性運行是安全生產的關鍵，而提升機制動系統(tǒng)則是保證提升機安全運行以及實現(xiàn)提升機正常減速停車或者在各種故障情況下執(zhí)行緊急制動安全停車的最終手段，以避免緊急情況下出現(xiàn)重大事故。提升機的制動器包括工作裝置（即制動閘）和傳動裝置，工作裝置直接作用于制動輪，產生摩擦力矩；傳動裝置是使工作裝置產生或解除制動摩擦力的機構。因此按工作裝置結構區(qū)分，制動器可分為盤式制動器和塊式制動器；按傳動裝置的動力源區(qū)分，制動器可分為液壓式、氣壓式和彈簧式。目前，進口提升機和國產新型提升機大都采用液壓盤閘制動器。 液壓盤閘制動器的優(yōu)點主要是：①結構緊湊，調整方便，制動力可任意組合；②制動閘的通用性好，具有較高的互換性；③動作迅速，反映靈敏；④多副盤閘同時工作，滿足復式布置要求，可靠性較高。 盤閘制動器是機電液集為一體的設備，有制動裝置、液壓系統(tǒng)以及配套的電控系統(tǒng)。它主要有碟簧、液壓缸和制動閘組成。盤閘制動器的制動力矩是由閘瓦與制動盤摩擦而產生的，因此調節(jié)閘瓦對制動盤的正壓力即可改變制動力，而制動器的正壓力大小與液壓系統(tǒng)的殘壓、碟簧的彈力有關。提升機正常工作時，油壓達到最大值，此時正壓力為零，并且閘瓦與制動盤間留有1～2mm的間隙，即制動閘處于松閘狀態(tài)；當提升機提升終了、調速或出現(xiàn)緊急情況需要制動時，電液控制系統(tǒng)將根據(jù)工況要求發(fā)出控制指令，使制動裝置按照規(guī)定的程序自動降低油壓以達到制動的要求，控制油壓下降，閘瓦與制動盤貼合，產生制動力矩，制動閘處于抱閘狀態(tài)。由于盤式制動器采用安全型結構，即高油壓松閘，低油壓抱閘，當系統(tǒng)突然斷電時，仍能保證提升機平穩(wěn)的減速停車。其液壓控制系統(tǒng)采用雙回路結構，兩回路完全對稱，可以互為備用。 1.1.1、提升機盤閘制動器的研究現(xiàn)狀 隨著提升機發(fā)展而改變的提升機制動系統(tǒng)，提升機制動系統(tǒng)至今為止有三大類形式： 第一類是塊閘制動器，屬徑向制動器，分為角移式、平移式、綜合式三種。 第二類是液壓徑向推力平移式制動器，利用盤型制動器的先進技術，采用碟形彈簧制動，而適應于老提升機帶閘輪的結構。 第三類是盤型制動器，屬軸向制動器，分為固定式盤型閘和浮動式盤型閘。 1.1.2、提升機盤式制動器的功能及可靠性要求 制動器是提升機制動系統(tǒng)的執(zhí)行機構，制動力矩不足是其主要的故障形式。由于制動力矩是盤閘制動器中碟形彈簧的正壓力和制動盤與閘瓦之間的摩擦系數(shù)決定的，制動力矩的不足一方面是因為摩擦片摩擦系數(shù)的降低，摩擦片的材質問題和摩擦片受污染引起的，另一方面是因為制動正壓力失效，即彈簧失效。因為摩擦片磨損嚴重造成閘瓦間隙過大，碟形彈簧疲勞失效或斷裂、系統(tǒng)殘壓過大。所以為了提高制動器的安全可靠性，應該增強制動器的日常檢修和維護。并且在線監(jiān)測盤閘制動器的正壓力可以間接測量制動力矩的大小，確定閘瓦間隙在線監(jiān)測也在不同程度上提高了制動器的可靠度。 從安全可靠性的意義上來說，提升機制動裝置的功能就是剎住提升機卷筒，使提升機停止轉動。然而，根據(jù)提升機的具體作業(yè)情況，制動裝置的功能有四個： （1）在提升機正常操作中，參與提升機的速度控制，在提升終了時可靠地剎住提升機，即通常所說的工作制動。 （2）當發(fā)生緊急事故時，能迅速的按要求減速，制動提升機，以防止事故的擴大，即安全制動。 （3）當提升機停車時，可靠地閘住提升機，保證任何情況下均不能夠轉動。 （4）對于雙卷筒提升機，在調節(jié)繩長、更換水平及換鋼絲繩時，應能分別閘住提升機的活卷筒及死卷筒，以便主軸帶動死卷筒一起旋轉時活卷筒閘住不動（或鎖住不動）。 從制動器可靠性功能的分類看，制動器的可靠性要求應是能在規(guī)定的制動距離內，保證提升機或提升容器停止運動，或在規(guī)定的制動儲備能力及規(guī)定的減速度條件下，使重載容器保持懸掛狀態(tài)不動或減速運行。 2、盤閘制動器結構及其工作原理 2.1、盤閘制動器的概述 2.1.1、盤式閘制動系統(tǒng) 盤式制動系統(tǒng)是應用于礦井提升機上的新型制動系統(tǒng)，用于XKT系列和JK 系列礦井提升機及JKD 型多繩摩擦輪提升機上。 盤式閘制動系統(tǒng)與塊閘制動系統(tǒng)比較，它具有以下一些優(yōu)點： （1）多副制動器同時工作時，即使有一副或者更多副失靈，也只會 影 響到部分制動力矩，因此安全可靠性比較高； （2）制動力矩的調節(jié)是利用液壓站的電液調壓裝置來實現(xiàn)的。操縱方便，制動力矩的可調性好； （3）慣性小、動作快、靈敏度高； （4）重量輕、結構緊湊、體積??； （5）安裝和維護使用較為方便； （6）通用性能好，且便于實現(xiàn)礦井提升的自動化。 盤式制動裝置的缺點為： （1）對制動盤和盤式閘的制造精度要求高； （2）對閘瓦的性能要求較高。 （3）用作工作制動時制動襯墊單位時間內磨損量大目前沒有配備制動襯墊磨損自動補償裝置，需要人工調整襯墊磨損補償。盤式閘制動系統(tǒng)包括兩部分，即盤式閘制動器和液壓站。前者是制動系統(tǒng)的執(zhí)行機構成，后者是系統(tǒng)的控制裝置。盤式閘可分為兩類,固定式盤閘制動器和浮動式盤閘制動器。該設計中采用固定式。 2.1.2、提升機盤式制動器的結構型式及其原理 提升機的制動器包括工作裝置（即制動閘）和傳動裝置，工作裝置直接作用于制動輪，產生摩擦力矩；傳動裝置是使工作裝置產生或解除制動摩擦力矩的機構。目前國內外生產的提升機或提升絞車都使用了盤閘制動器。盤閘制動器都是依靠碟形彈簧的預壓縮恢復張力使閘瓦壓向制動盤，從而產生制動力矩；當松閘時，向活塞腔內注入壓力油，壓力油推動活塞后移并壓縮碟形彈簧，帶動閘瓦離開制動盤，從而實現(xiàn)松閘。目前國內外提升機使用的盤閘制動器形式多樣，主要有前腔式盤形閘和后腔式盤形閘。 圖2-1 表征提升機制動裝置的主要特征量是制動力矩。由于在一個制動過程中，制動力矩的數(shù)值并非是一成不變的恒量，因此人們使用了諸如平均制動力矩、最大制動力矩以及靜制動力矩等特征量來描述制動過程。從提升機可靠停車的要求看，制動器只要具備提升機載荷力矩的一倍數(shù)值，就能夠產生阻力矩使提升機停車。然而，由于各種隨機因素的影響，需要制動力矩有一定儲備方能使可靠性得以保證。 《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定，制動器最大工作靜態(tài)制動力矩應大于提升機最大載荷力矩的三倍，即； 提升機制動裝置的重要功能之一便是發(fā)生突發(fā)性事故時產生緊急制動，以防止事故的損害后果擴大。從這種可靠性要求出發(fā)，就要求制動閘的動作非常迅速，即制動閘動作的無效時間應非常短。將控制系統(tǒng)緊急停車斷電到制動閘開始貼于閘盤之瞬間成為制動器的空動時間，《煤礦安全規(guī)程》規(guī)定盤式制動的空動時間不得大于0.3s（本文取空動時間為0.2s）。 2.1.3、影響盤閘制動器制動力矩的因素 影響制動器制動力矩的主要因素有碟型彈簧的剛度、彈簧預壓量、閘瓦間隙、活塞運動阻力、液壓系統(tǒng)殘壓、摩擦片與制動盤之間的摩擦系數(shù)等等，準確分述如下： 1）彈簧預壓量和閘瓦間隙 彈簧預壓量直接決定著閘瓦作用于制動盤上正壓力的大小，制動器在運行一段時間后，閘瓦由于磨損，將使得閘瓦間隙變大，碟形彈簧預壓量將隨著閘瓦間隙的增大而減小，制動力也隨之減小。因此，閘瓦磨損的本質是彈簧預壓量的減小，并通過閘瓦間隙反映出來，閘瓦間隙的增加值即等于彈簧預壓量的減少，閘瓦間隙將決定制動力矩的大小。 2）碟型彈簧剛度 施加于制動盤上的正壓力是依靠碟型彈簧儲積的壓力能產生的。碟型彈簧在頻繁使用中由于金屬的疲勞現(xiàn)象引起使用應力即剛度急劇下降，致使制動力有較大的變化。由于盤形閘中碟型彈簧數(shù)量較多，一旦有一片碟型彈簧損壞，將使整個制動器失去制動力，因此，碟型彈簧是影響盤形閘能否正常工作的重要因素。 3）液壓系統(tǒng)殘壓 如果因為油質差或被污染等因素使油路不暢通或堵塞，將出現(xiàn)制動器中油液不能完全回到油箱，從而使制動器工作腔內的殘壓較大。由于盤形閘是靠油液壓力松閘和碟型彈簧力制動的，殘壓的增大將使制動力矩降低。若出現(xiàn)油路堵塞，制動器中油液不能回油，使碟形彈簧儲存的能量無法釋放，從而導致盤形閘制動失效。 4）運動阻力 因為盤形閘在制動過程中，活塞與液壓缸之間、筒體與制動器之間的摩擦以及液壓缸卡缸等原因使得運動阻力比理論值要大，在其它的影響因素不變的情祝下，運動阻力的增大將導致制動器制動力矩的降低，如果出現(xiàn)液壓缸卡缸將會使盤形閘的制動完全失效。 5）閘瓦摩擦系數(shù) 閘瓦摩擦系數(shù)通常認為是一個常數(shù)，實際上不同的提升速度、溫升、正壓力對摩擦系數(shù)有不同的影響，另外閘瓦和制動盤若被油液污染或閘瓦材質差及閘瓦過熱，則摩擦系數(shù)將大大降低，嚴重時將會使制動失效。 6）制動盤偏擺度 由于制動盤本身表面誤差、安裝的誤差、主軸軸向躥動間隙及支撐系統(tǒng)的誤差，制動盤存在偏擺，使四副閘不能同時作用或者在一副閘中單面先按觸。制動盤偏擺度過大時，使閘瓦與制動盤不能很好地貼合和按觸面積減小，并使閘瓦間隙不太均勻，造成制動力不穩(wěn)定并且加劇了提升機卷筒軸向受力，從而造成提升機運行不穩(wěn)定和疲勞損壞，同時也加劇了制動器內碟形彈簧的疲勞。并且，制動力的不穩(wěn)定和軸向力又加劇制動盤的變形，使其偏擺度加大，可見制動盤偏擺度將影響到制動力矩。 2.1.4盤式制動器的故障類型及預防措施 有上述影響盤式制動器制動力矩的因素可知，盤式制動器常見的故障類型為：（1）摩擦系數(shù)降低；（2）制動閘的間隙過大或不均勻；（3）碟形彈簧正壓力不足；（4）液壓站殘壓過大；（5）液壓系統(tǒng)故障。具體表現(xiàn)在提升機制動系統(tǒng)上的下列現(xiàn)象：（1）不松閘；（2）松閘緩慢時間長；（3）制動器不能制動；（4）制動時間長；（5）制動力小。 雖然提升機制動器的故障多種多樣，但是只要采取合理預防措施，就能避免盤式制動器的上述故障，使其可靠工作。主要預防措施如下：1）提高維護工人的業(yè)務水平，維護工人應熟悉制動器系統(tǒng)的各個環(huán)節(jié)和工作原理，熟練掌握檢修技能，熟知制動器系統(tǒng)的檢修完好標準。2）加強對提升機的管理，杜絕和防止操作失誤，如開反車、注意力不集中、施閘不合規(guī)范等。3）加強日常維護和停產檢修，日常維護中要檢查到位，發(fā)生異?，F(xiàn)象時及時處理，避免故障擴大化。合理安排和利用日檢時間。停產檢修時，要對制動系統(tǒng)全面檢查、檢修，對存在隱患的部件必須更換，檢修按標準規(guī)定去要求。如定期測量閘瓦間隙并按要求調整；定期測量制動盤偏擺度，若超過標準則應采取相應措施；若出現(xiàn)閘座松動，則應加固若制動盤上存在油污，則應及時清理并安裝擋油板，防止鋼絲繩上的油水濺到制動盤上。4）提高盤形閘液壓系統(tǒng)工作制動、安全制動及其工作元件的可靠性。5）確保盤式制動器和制動盤的安裝質量。6）對盤形閘各種保護裝置一方面加強檢查，另一方面要定期測試。7）對易造成盤形制動失效的零部件進行智能控制和監(jiān)護，加強制動器的狀態(tài)監(jiān)測。采用先進手段，實時監(jiān)測盤閘與制動盤的間隙，工作腔的殘壓及碟形彈簧的疲勞程度，對制動失效進行預報警。 3、制動器受力分析、標準件的選取計算 根據(jù)煤礦安全規(guī)程，盤閘制動器的閘瓦與制動盤之間的間隙不大于2mm。 3.1制動器性能參數(shù) 最大動制動力矩： 制動盤摩擦半徑R=1.8m， 制動器副數(shù)：n=4， 釋放油壓：6MPa。 單個制動盤所受的制動力矩： 摩擦盤所受的摩擦力： 3.2、摩擦片材料的選取： 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。以往制動器采用廣泛應用的模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。 工業(yè)機械用石棉摩擦片（見機械手冊第一卷表2.3-97、表2.3-98）(摘自GB/T11834-2000) 摩擦片尺寸根據(jù)結構確定，選擇：ZP3-1—200×25 GB/T11834-2000 性能匯總表: 分類、代號及用途 3類1號 經熱壓硫化 制動片 ZP3-1 制動片尺寸及極限偏差 寬度 厚度 ＞100～200 ＞10.0 偏差 ±2.0 ±0.6 摩擦因數(shù) 0.30～0.60 磨損率V/ ≤0.50 工程中實際測出摩擦因數(shù) 計算正壓力N: 3.3、制動器液壓缸的結構與設計計算： 液壓力，彈簧力,液壓缸阻力，殘余壓力 施閘時：由于彈簧直接作用在摩擦片上，正壓力== 松閘時：摩擦片脫離輪轂，液壓力=+ 由于液壓缸阻力對于整個系統(tǒng)受力可以忽略，所以== 3.3.1、缸筒主要幾何尺寸設計計算： 液壓缸活塞的常用材料耐磨鑄鐵、灰鑄鐵（HT300/HT350）。 液壓缸缸體常用材料為20、35、45、無縫鋼管。因20鋼的力學性能略低，且不能調質應用較少。一般情況下，均采用45鋼，并應調質到241—285HBW。缸體毛胚也可采用鑄鋼、鍛鋼、鑄鐵件。鑄鐵可采用HT200～HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵，特殊情況下，可采用鋁合金材料。（查機械設計手冊 第四卷 275頁） （1）液壓缸的工作壓力 液壓力= （2）液壓缸內徑計算： 根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸的內經D： 查（機械設計手冊表22.1-9）給出的缸筒內經尺寸系列圓整成標準值，得： （3）根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿的直徑d： 設計中，根據(jù)工作壓力的大小，選用速度比時可以參考下表選取： 工作壓力 ≤10 1.25～20 ＞20 1.33 1.46;2 2 活塞桿的直徑： 根據(jù)（機械設計手冊表22.1-9）給出的活塞桿尺寸系列圓整成標準值： 3.3.2、液壓缸結構參數(shù)的計算： （1）缸筒壁厚： 對于低壓系統(tǒng)或時；液壓缸缸筒厚度一般按薄壁筒計算，所以： —液壓缸壁厚； —試驗壓力（Mpa），工作壓力≤16Mpa時，=1.5 對于鑄鐵=60Mpa；鑄鋼=100～110Mpa； D是液壓缸內徑（m）； —缸體材料的許用應力Mpa，=；—缸體材料的抗拉強度（Mpa）， ---安全系數(shù)，n=3.5～5，一般取5； 根據(jù)結構類型，液壓缸的壁厚取大于12mm的尺寸都符合要求。 （2）液壓缸進油口直徑： 根據(jù)壁厚實際情況選取，液壓油口螺紋連接系列（機械設計手冊表22.1-6） 國家標準(GB/T2879—1993) 液壓缸進出油口的型式見（機械設計手冊表22.6—57） 液壓缸進出油口的尺寸見（機械設計手冊表22.6—58） 根據(jù)液壓缸油口直徑應根據(jù)活塞的最高運動速度和油口最高液流速度而定： --液壓缸油口直徑（mm）； D—液壓缸內徑（mm）； --液壓缸最大輸出速度（）；；t—制動器反應時間； s—是盤閘與輪轂之間的間隙； --油口液流速度（）；查手冊=1.5； 3.3.3、液壓缸的密封選?。? 最常用的O型密封圈密封，密封性能好，選擇O型密封圈；(摘自GB/T3452.1---2005) （1） 活塞與油缸之間的密封：（機械設計手冊表10—4—5） 標記：O型圈 152.5×5.3—G—N—GB/T3452.1—2005 一般應用的O型圈內徑、截面直徑尺寸和公差 （mm） （mm） 尺寸 公差 5.3±0.13 152.5 ±1.18 （2） 活塞桿與油缸之間的密封：（機械設計手冊表10—4—5） 標記：O型圈 80×3.5—G—N—GB/T3452.1—2005 一般應用的O型圈內徑、截面直徑尺寸和公差 （mm） （mm） 尺寸 公差 3.5±0.10 80 ±0.69 （3）液壓缸動密封溝槽尺寸摘自(GB/T3452.3—2005) l 徑向密封溝槽尺寸：(mm) O型圈截面直徑（mm） 3.55 5.3 溝槽寬度 4.8 7.1 6.2 9.0 7.6 10.9 T溝槽深度液壓動密封 活塞 2.85 4.35 活塞桿 2.85 4.35 最小倒角長度 1.8 2.7 溝槽底圓角半徑 0.4～0.8 取0.6 溝槽棱圓角半徑 0.1～0.3 取0.2 活塞密封溝槽底直徑 --液壓缸直徑 活塞桿密封溝槽底直徑 --活塞桿直徑 l 溝槽和配件表面的表面粗糙度： 表面 應用情況 壓力狀況 表面粗糙度 溝槽的底面和側面 動密封 1.6（0.8） 配合表面 0.4 倒角表面 3.2 12.5 3.3.4、活塞與活塞桿連接襯板的螺栓選取與校核計算： 缸體端部與缸蓋的聯(lián)接形式與工作壓力，缸體材料以及工作條件有關。但由于采用后腔式盤形閘，缸體端部受力不大，而受力較大部位是活塞與襯板的連接，本文采用螺栓聯(lián)接。優(yōu)點是：①外形尺寸?。虎谥亓枯^輕；③容易加工、便于裝拆；④強度較大、能承受高壓。 外螺紋的收尾、肩距和退刀槽：(摘自GB/T3—1997) 螺距p 收尾 肩距 退刀槽 一般 短的 一般 長的 短的 1.5 3.8 1.9 4.5 6 3 2.5 4.5 d-2.3 0.8 3.5 9 4.5 10.5 14 7 6.2 10.5 d-5 1.6 6 15 7.5 18 24 12 11 18 d-8.3 3.2 內螺紋的收尾、肩距和退刀槽： 螺距p 收尾 肩距 退刀槽 一般 一般 一般 1.5 6 7 6 D+0.3 0.8 3.5 14 16 24 D+0.5 1.8 6 24 28 24 D+0.5 3 優(yōu)先選用“一般”。 螺栓材料選?。? 推薦材料：3.6級—低碳鋼；4.6—6.8級—低碳鋼或中碳鋼； 選用螺栓機械性能等級4.8級。 材料選擇45鋼?？估瓘姸龋O限，抗壓疲勞極限； 螺栓選用C級六角頭螺栓（GB/T5780—2000） 螺栓受力情況：屬于受軸向載荷緊螺栓連接; 在螺栓強度計算中，螺栓螺紋部分危險截面的面積要用計算直徑計算，此直徑可根據(jù)螺栓拉斷截面狀況歸納出的經驗公式確定： 式中：--螺紋小徑；H—螺紋牙的三角形高度，對于普通螺栓，；查表P=3.5mm 靜載荷按螺栓最大拉伸力計算 螺栓螺紋部分的強度條件為： 式中，---螺栓的許用拉應力，,控制預緊力時=1.2~1.5，取=1.3， ； 所以： 取大于21.18mm的尺寸就滿足要求； 根據(jù)結構尺寸，螺栓直徑的系列值取； 根據(jù)機械設計手冊取螺栓的尺寸參數(shù)：（mm） 螺紋規(guī)格d b K公稱 S 長度范圍 Max Min M30 66 72 85 10.5 50.85 18.7 46 45 120~300 螺栓墊片選?。海℅B/T97.1） 標準系列、公稱規(guī)格30mm由剛制造的硬度等級為200HVA級，不經表面處理，產品等級為A級的標記：平墊片 GB/T97.1 8 公稱規(guī)格（螺紋大徑d） 內徑 外徑 厚度h 30 31 56 4 3.4、碟簧的選擇和設計計算： 3.4.1、蝶形彈簧的特點及應用： 碟形彈簧簡稱碟簧，它常用金屬鋼帶、鋼板或鍛造坯料加工而成，是一種剛度大、具有變剛度特性的截錐形彈簧。 碟形彈簧的特點是：1）在載荷作用方向上尺寸較小，且能在很小變形時承受很大載荷，軸向空間緊湊。與其他類型的彈簧比較，其單位體積材料的變形能較大，具有較好的緩沖吸振能力，特別是在采用疊合彈簧組時，由于表面摩擦阻尼作用，吸收沖擊和消散能量的作用更顯著。2）具有變剛度特性。改變碟片內截錐高度h與碟簧厚度t的比值，可以得到不同的彈簧特性曲線，可為直線型，漸增型，漸減型或者是它們的組合形式。此外還可以通過由不同厚度碟片組合或由不同片數(shù)疊合碟片的組合得到變剛度特性。3）由于改變碟片數(shù)量或碟片的組合形式，可以得到不同的承載能力和特性曲線，因此每種尺寸的碟片，可以使用很廣泛的使用范圍，這就使備件的準備和管理都比較容易。4）在承受很大載荷的組合彈簧中，每個碟片的尺寸不大，有利于制造和熱處理。當一些碟片損壞時，只需要個別更換，因而有利于維護和修理。5）正確設計、制造的碟形彈簧，具有很長的使用壽命。6）由于內截錐高度h和碟片厚度t對彈簧特性的影響很大，因此碟形彈簧的制造質量要求較高，限制了它的更廣泛應用。 3.4.2蝶形彈簧的計算： （1）、碟簧材料的選取： 查手冊常用的材料有和，屈服極限 碟簧的分類及系別：結構形式選擇無支撐面的碟簧；國家標準代號：GB/T1972—2005 （2）、導向件的選取及技術要求： 碟簧的導向采用導桿或導套，碟簧的導向優(yōu)先采用內導向。導向件與碟簧之間的間隙通過（機械手冊表11—6—8）。D或d大于80~140mm的，間隙選擇1mm。D或d大于50~80mm的間隙選擇0.8mm；導向件的表面硬度不小于50HRC，導向件表面粗糙度。 導向件的尺寸按結構尺寸要求選，所以間隙選擇0.8mm。 （3）、彈簧表面的粗糙度：一般，根據(jù)（機械手冊表11—6—10） （4）碟簧的計算： l 選擇碟簧的系列及組合型式： 根據(jù)載荷的大小，導向桿尺寸從（表11—6—2）~（表11—6—4）中選取的碟簧B系列的碟簧，尺寸見下表： 尺寸 D d t P f f=0.75h B系列 125 64 8 7.6 10.6 /N /mm /Mpa 85900 1.95 1330 由上表彈簧的分布組合形式初選對合組合型式，就能滿足載荷要求。 l 碟簧壓平時載荷： B系列 D=125mm 對合組合 式中 無支撐面 則 ， 得： l 計算： 因組合型式是對合組合，所以單個彈簧載荷 l 計算： 由機械手冊表11—6—2查得B系列: 所以： l 計算f： l 對合組合的片數(shù)及復合的組數(shù)： 根據(jù)實際結構尺寸取； l 未受載荷時彈簧的自由高度： l 受載荷作用時彈簧的高度： l 碟簧壓平時，OM點的應力: 接近的屈服點。 靜載荷下作用的碟簧應超過校驗的OM點的應力來保證自由高度的穩(wěn)定。壓平碟簧時，應接近（小于）碟簧材料的屈服極限，對于常用的碟簧材料 屈服極限。 l 碟簧的剛度： 最終從上面的計算表明，B系列對合組合能滿足要求，方案合理。 4、制動器整體外形結構設計 4.1、摩擦片的結構尺寸 4.1.1、摩擦片尺寸的確定 （1）、摩擦盤直徑D：摩擦盤直徑D應盡可能取大一些，這是摩擦盤的有效半徑得到增大，可以減小摩擦盤的夾緊力，降低襯板的單位壓力和工作溫度，在本設計中：根據(jù)制動器整體外形尺寸，取制動盤直徑D=200mm； （2）摩擦盤受力分析： 摩擦力f向摩擦盤邊緣簡化，得： 摩擦力矩： （3） 摩擦盤厚度： 摩擦盤厚度h直接影響著摩擦盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，摩擦盤厚度又不宜過小。摩擦盤可以制成實心的，而為了通風散熱，又可在摩擦盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。一般情況，實心摩擦盤厚度可取10mm-20mm；具有通風孔道的摩擦盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20mm-50mm,但大多數(shù)采用20mm-30mm。設計中：為了不影響摩擦盤的強度，取厚度為25mm； 4.1.2摩擦片的聯(lián)接方式：鉚接的強度校核 鉚接孔的位置根據(jù)實際結構尺寸定為，摩擦片的受力分析如上所述： 摩擦半徑：， 鉚釘所受剪切力：， 單個鉚釘所受力：， 初取鉚釘布置為10個 根據(jù)鉚釘所受的最大力，分別校核鉚釘?shù)目辜魪姸群捅汇T件的抗壓強度： 所以 被鉚件強度： 所以 取摩擦片襯板厚度10mm，摩擦片厚度25mm； 鉚釘選取 扁圓頭鉚釘 因為摩擦片是非金屬材料，應該選取金屬墊片： 內徑 外徑 厚度； 4.2、摩擦片襯板的結構尺寸 4.2.1、摩擦片襯板的外形尺寸確定 摩擦盤容易磨損，需要經常更換，為了拆卸方便，摩擦盤多做一個襯板，整體外形見圖紙。采用六個螺栓固定摩擦盤，將摩擦盤與襯板鉚接在一起，用螺栓固定在襯板上。材料45鋼，襯板厚度h=10mm。襯板大小與摩擦盤結構相似，強度能夠達到要求，只需要校核好連接螺栓的強度。 4.2.2、摩擦片襯板連接螺栓設計計算： 工作時，螺栓在聯(lián)接接合處受剪，并于被聯(lián)接件孔壁互相擠壓。螺栓桿還收玩去，但在各接合面貼緊情況下可不考慮。聯(lián)接的預緊力和摩擦力在一般情況下忽略不計。 螺栓強度條件 式中，剪力為；m—螺栓抗剪面數(shù)量；--螺栓的需用切應力， 變載荷：螺栓的許用應力，，取4；45鋼； 聯(lián)接的強度條件為： 式中，=;h—受壓高度10mm；螺栓許用擠壓應力：鋼 ，; 綜合考慮螺栓應該選取d=10mm 螺栓規(guī)格選?。? 選取C級六角頭螺栓（GB/T5781）（mm） d K GB/T5780 10 4.5 17.59 6.4 16 15.57 45~100 4.3、襯板的結構尺寸設計： 襯板是鑄造而成，鑄件材料選取灰鑄鐵HT100，最終為消除內應力，要進行熱處理，。第一熱處理程序，主要用于消除內應力，而此內應力系在鑄造過程中由于冷卻狀況及條件不同而引起。組織、強度及其它機械性質等，不因熱處理而發(fā)生明顯變化。對于第二類熱處理而言，基地組織發(fā)生了明顯的改變，可大致分為五類：(1)軟化退火：其目的主要在于分解碳化物，將其硬度降低，而提高加工性能，對于球狀石磨鑄鐵而言，其目的在于獲得具有甚高的肥力鐵組織。(2)正?；幚恚褐饕酶倪M或是使完全是波來鐵組織的鑄品獲得均勻分布的機械性質。(3)淬火：主要為了獲得更高的硬度或磨耗強度，同時的到甚高的表面耐磨特性。(4)表面硬化處理：主要為獲得表面硬化層，同時得到甚高的表面耐磨特性。(5)析出硬化處理：主要是為獲得高強度而伸長率并不因而發(fā)生激烈的改變。 由于螺栓頭的最小尺寸=17.59mm，所以襯板最小厚度應該大于17.59mm，按襯板強度考慮，襯板厚度應該選取25mm，厚度過大，就會造成材料浪費。襯板上的圓筒不受任何載荷，只起到一個防塵作用，保護彈簧。圓筒的鑄造應該留有拔模斜度2度。根據(jù)結構選擇圓筒壁厚10mm。圓筒的高度和最大直徑應根據(jù)彈簧的外徑和不受載荷時的最大高度確定，最終確定最大直徑152.35mm，高度75mm。 襯板的內圓柱根據(jù)彈簧的內徑64mm，和螺栓的外徑30mm確定。彈簧與襯板圓柱之間應該留有間隙0.8mm，內圓柱對彈簧起到導向作用，最終確定尺寸62.4mm。 圓柱上內螺紋和襯板圓盤上內螺紋的尺寸確定，鉆孔深度，擰入深度，表面粗糙度，摘自機械設計手冊表（5.2—4～5.2—5）（mm） 公稱直徑d 鑄鐵 不通孔 擰入深度H 攻絲螺紋深度 鉆孔深度 30 45 52 68 10 15 18 25 4.4、液壓缸油缸結構尺寸的確定： 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20～30倍。 安裝油缸用途要求，活塞厚度一般是活塞直徑的0.6-1，厚能增加活塞和活塞桿的穩(wěn)定性。主要根據(jù)缸的密封件的型式、數(shù)量和安裝導向環(huán)的尺寸來確定。制動器活塞的行程2mm，對于穩(wěn)定性的要求不高，根據(jù)活塞密封溝槽的尺寸確定活塞的厚度為29.1mm，活塞與油缸內壁的間隙是1mm，活塞與活塞桿之間的間隙是6mm，計算得油缸內部長度是（29.1+1+6）mm=36.1mm。 油缸的壁厚根據(jù)端蓋螺栓尺寸10mm，還有進油口直徑12mm，和調整間隙螺母在油缸外壁配合的尺寸，最終確定油缸壁厚為42mm。與活塞桿之間的密封采用2個O型圈密封，取油缸內壁尺寸為30mm。 對于進油口在油缸壁中的路徑，需要鉆孔12mm斜孔。液壓油經過管路進入油腔內部，應該直接作用在活塞上。油腔內出油口應該和內壁在同一平面上才能使油作用在活塞上，根據(jù)油口直徑12mm，作圖得鉆孔斜度應該為。 4.5、間隙調整螺母校核與計算： 制動器在工作過程中會由于摩擦襯塊的磨損而使間隙加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。調整螺母的材料選用45鋼。采用外螺紋調整間隙，調整螺母的最大直徑d>210mm，查手冊，螺距p應該選擇6mm，對于單頭螺紋螺距應該等于導程等于6mm，間隙調整在10mm以內，螺紋檸一圈，螺栓近一個導程6mm，所以調整螺母上的螺紋圈數(shù)選擇三圈就能滿足間隙調整要求，調整螺母的長度3X6mm=18mm，螺母兩端倒角、間隙，調整螺母最終長度初定20mm。調整螺母的壁厚初取242mm。 間隙調整螺母的校核：選擇第三系列，細牙螺紋，公稱直徑242mm，螺距選擇6mm，外螺紋的螺紋牙高度 ，中徑：， 抗剪強度校核：螺紋牙只受軸向載荷，螺紋牙受剪切力 螺紋牙的剪切和彎曲破壞多發(fā)生在螺母，牙的剪切和彎曲強度條件分別為： Mpa 式中，；Z----結合圈數(shù)，無量綱，一般不大于10；，45號鋼屈服極限； 該尺寸可以達到要求，安全。 螺母的抗彎曲強度條件： 式中；=45~55Mpa; 該尺寸可以達到要求，安全。 4.6、制動器外殼的結構計算： 外殼設計根據(jù)油缸外形尺寸外徑254mm，外殼壁厚初選30mm，與襯板配合的壁厚根據(jù)襯板圓筒的高度減去兩端需要調整的間隙余量，初定與襯板配合的壁厚50mm。外殼上內螺紋，應該與間隙調整螺紋能夠旋合，所以應該選擇螺距P=6mm，車長20mm的內螺紋就可以使間隙調整螺母旋合。外殼內壁上的孔應該與襯板圓筒間隙配合，孔的直徑根據(jù)圓筒直徑選取152.35mm。間隙配合公差在設計說明書后面有詳細計算。 4.7、端蓋尺寸設計計算： 4.7.1、端蓋的材料及結構尺寸的確定 （1）、端蓋的加工，材料45鋼。 端蓋上有進油口螺紋孔，見（機械設計手冊表22.1-6）國家標準(GB/T2879—1993)，取M12X1.5。 端蓋的外徑根據(jù)油缸外徑確定，選擇244mm，根據(jù)活塞與活塞桿連接螺栓螺栓頭的外形尺寸，選定內壁孔的尺寸52.79mm。為了減輕活塞對端蓋的沖擊，應該將孔做成錐形。 端蓋厚度30mm，孔的錐度。 （2）液壓缸緩沖裝置 液壓缸的活塞及活塞桿，在液壓力的驅動下具有很大的動量。它在行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產生很大的沖擊。 為了防止帶來的沖擊對油缸的影響，設計時會考慮到油缸收到底時活塞與缸筒底的碰撞問題，所以會考慮油缸行程，大都會讓行程有富裕，快到行程終端時外部都有機械限位，防止油缸內部碰撞，任何時候都不會用到油缸的全行程。若在行程方面無法得到解決的話，就必須在油缸的設計時采用緩沖裝置，來避免油缸較強的機械碰撞。在緩沖裝置的作用下，在行程終端時能實現(xiàn)速度遞減，直至為零。避免機械碰撞，從而達到對油缸的保護作用。 4.7.2、端蓋螺栓布置及選取計算： 端蓋受軸向彈簧力，所以選擇螺栓應該進行校核。 螺栓選用全螺紋六角頭螺栓（GB/T5781），螺栓材料45鋼，屈服極限：。 螺紋規(guī)格選取： d K GB/T5780 GB/T5781 M10 4.5 17.59 6.4 16 15.57 45~100 20~100 機械性能等級：鋼 4.6級 表面處理：鋼，1）不經處理，2）電鍍3）非電解鋅粉覆蓋層 螺栓強度校核：初選6個螺栓連接端蓋，各螺栓受力相等： 式中，端蓋受液壓力和彈簧力，液壓力要克服彈簧力，所以選取液壓力進行校核： 單個螺栓聯(lián)接的受力分析和強度計算： 計算直徑計算，此直徑可根據(jù)螺栓拉斷截面狀況歸納出的經驗公式確定： 式中，H—螺紋牙形的三角形高度，對于普通螺紋，H=0.866P； 螺栓在工作時受拉力F，棋螺栓部分的強度條件為 式中，--松聯(lián)接螺栓的許用拉應力， 松聯(lián)接螺栓：8.8級以下未經淬火的鋼 8.8級以上經淬火的鋼 所以取1.2 代入式中得：。 按螺栓系列值選取M10。 端蓋螺栓聯(lián)接選取細牙全螺紋六角頭螺栓，細牙螺紋產品的最小拉力載荷，性能等級 鋼選4.6級，最小拉力16500N，螺距1.5mm。 4.8制動器安裝板 4.8.1、制動器安裝板材料的選取 安裝板材料：采用灰鑄鐵，HT100； 灰鑄鐵的組織及性能： [組織]：可看成是碳鋼的基體加片狀石墨。按基體組織的不同灰鑄鐵分為三類：鐵素體基體灰鑄鐵；鐵素體一珠光體基體灰鑄鐵；珠光體基體灰鑄鐵。 [力學性能]：灰鑄鐵的力學性能與基體的組織和石墨的形態(tài)有關?；诣T鐵中的片狀石墨對基體的割裂嚴重，在石墨尖角處易造成應力集中，使灰鑄鐵的抗拉強度、塑性和韌性遠低于鋼，但抗壓強度與鋼相當，也是常用鑄鐵件中力學性能最差的鑄鐵。同時，基體組織對灰鑄鐵的力學性能也有一定的影響，鐵素體基體灰鑄鐵的石墨片粗大，強度和硬度最低，故應用較少；珠光體基體灰鑄鐵的石墨片細小，有較高的強度和硬度，主要用來制造較重要鑄；鐵素體一珠光體基體灰鑄鐵的石墨片較珠光體灰鑄鐵稍粗大，性能不如珠光體灰鑄鐵。故工業(yè)上較多使用的是珠光體基體的灰鑄鐵。 [其他性能]：良好的鑄造性能、良好的減振性、良好的耐磨性能、良好的切削加工性能、低的缺口敏感性 灰鑄鐵的熱處理：1.消除內應力退火；2.改善切削加工性退火；3.表面淬火 安裝板所有尺寸厚度初取30mm，長度152.18mm，寬度200mm，安裝板上的圓弧根據(jù)制動器外殼的外形，設計圓弧，最終選取圓弧半徑將所有尺寸進行校核： 4.8.2、安裝板與外殼的焊接強度校核： 焊接方法的選?。? 采用焊條電弧焊：常用碳鋼焊條型號 焊條型號 焊條牌號 藥皮類型 焊接位置 電流類型 抗拉強度（Mpa） 屈服點 （Mpa） E4303 J422 鈦鈣型 平立 橫仰 直流 交流 420 330 采用對接焊縫接頭：開破口熔透T型接頭。 受剪情況忽略不計，因為制動器的重量跟所受載荷相比要小的多； 受軸向推力產生的彎矩對腹板產生彎矩： 平面外彎矩 式中，--板的高度：； --班的厚度初取30mm； --焊縫的許用拉應力； 所以板的厚度初取30mm，合理，強度能夠滿足要求。 4.8.3、影響焊縫強度的因素和提高焊縫強度的結構措施： （1）、影響焊縫強度的主要因素是：1）焊接材料；2）焊接工藝；3）焊縫結構； 在搭接接頭的側焊縫，受力是不均勻的，焊縫愈長，不均勻現(xiàn)象愈明顯。在設計時，應限制焊縫長度不超過50。 在搭接接頭中，因為兩端的作用力不在同一平面內，所以接頭收到彎曲作用。搭接長度愈小，焊縫中平衡力矩的里即愈大，所以通常規(guī)定。如果是單面焊接，焊縫中的彎曲應力必將很大，這時應把接頭做成上下互錯的結構。 焊接零件的結構應盡量減少產生焊接應力的可能性，。為了減少在焊縫交叉處的焊接應力，切去了加強肋交叉處的一角。 （2）、焊接結構的特點： 焊接結構與鉚接、鑄造、鍛造結構相比，具有明顯的優(yōu)點：構造合理，易簡化結構，減輕自重，板厚限制小，制造周期短，成本低，還可焊接不同金屬材料等。作為焊接結構本身還具有以下特點：①整體性強。一方面焊接結構具有很好的氣和水的密封性.另一方面剛度大，對應力集中因素和缺陷較為敏感，選材時應注意。②設計靈活性大.幾何形狀幾乎不受限制，璧厚不受影響，也可法行異種金屬焊接.實現(xiàn)物盡其用.③適用于制作大型或重型機器、設備。單件、小批量、越大的產品采用焊接結構越優(yōu)越。④成品率高。一且出現(xiàn)焊接缺陷，修復容易，很少產生廢品。⑤焊接過程會局部改變材料的性能，使結構中的性能不均勻.甚至部分材料性能會有所下降，對整體結構的強度和斷裂行為產生一定影響。⑥焊接結構中必然存在焊接殘余應力和交形，易產生裂紋.不僅影響結構的外形和尺寸還會影響結構的承載能力，對焊后加工也影響其尺寸的穩(wěn)定性和加工精度.⑦不同的制造工藝，如冷加工、切削、焊后熱處理等都會對結構性能產生不同影響.⑧必須經過嚴格的無損檢測技術.以保證產品質量和提高安全使用的可靠性。 4.8.4、制動器安裝時所需螺栓設計： 該螺栓是受預緊力和工作載荷的緊螺栓聯(lián)接： 安裝板受推力，均勻分布到四個螺栓上； 根據(jù)螺栓的靜力平衡條件得：； 根據(jù)螺栓與被聯(lián)接件變形協(xié)調條件有，以和代入得：； 值與螺栓的相對剛度系數(shù)有關。當時，；當時，。 被聯(lián)接件為鋼鐵零件時，一般可根據(jù)墊片材料不同采用下列數(shù)據(jù)：金屬（包括不用墊片）0.2~0.3；皮革0.7；銅皮石棉0.8；橡膠0.9；所以，??； 螺栓工作載荷過大時，聯(lián)接出現(xiàn)縫隙的情況，這事不容許的。顯然，應大于零，以保證聯(lián)接的剛性或緊密性。下列數(shù)據(jù)可供選擇時參考：無變化時，；有變化時，；壓力容器的緊密聯(lián)接，，且應保證密封面的剩余預緊壓力大于壓力容器的工作壓力。F有變化，??； 將所有參數(shù)帶入被聯(lián)接件變形協(xié)調條件，得：；； 最終得到總拉力； 螺栓材料選擇45鋼 計算直徑計算，此直徑可根據(jù)螺栓拉斷截面狀況歸納出的經驗公式確定： 式中，H—螺紋牙形的三角形高度，對于普通螺紋，H=0.866P； 螺栓在工作時受拉力F，棋螺栓部分的強度條件為 式中，--松聯(lián)接螺栓的許用拉應力， 松聯(lián)接螺栓：8.8級以下未經淬火的鋼 8.8級以上經淬火的鋼 所以取1.2 代入式中得： 。 所以： ； 按螺栓系列值選取M12X1.5。 5、設計中配合公差選取計算： 5.1、公差等級的選用基本要求： 在滿足使用要求的前提下，應盡可能選擇較低的等級，以降低加工成本。對于基本尺寸500mm的配合，當公差等級高于或等于IT8時，推薦選擇孔的公差等級比軸低一級，對公差等級低于IT8或基本尺寸500mm的配合，推薦選用同級孔、軸配合。 5.2、配合選擇的基本要求： 有相對運動的配合件，應選擇間隙配合，速度大則間隙大，速度小則間隙小。沒有相對運動時，則綜合慮其他因素。 一般情況下，如單位壓力大則間隙小，在靜連接中傳力大以及有沖擊振動時，過盈要大。要求定心精度高時，選用過渡配合。定心精度不高時，可選用基本偏差g或h所組成的公差等級高的小間隙配合代替過渡配合。間隙配合和過盈配合不能保證定心精度。 有相對運動而經常拆卸時，采用g或h組合的配合；無相對運動裝拆頻繁時，一般用g或h，或j 或js組成的配合；不經常裝拆時，可用k組成的配合；基本不拆的，用m或n組成的配合。另外，當機器內部空間 較小時，為了裝配零件方便，雖然零件裝上后不需再拆，只要工作情況允許，也要選過盈不大或有間隙的配合。 當配合件的工作溫度和裝配溫度相差較大時，必須考慮裝配間隙在工作時發(fā)生的變化。在高溫或低溫條件下工作時，如果配合件材料的線膨脹系數(shù)不同，配合間隙（或過盈）須進行修正計算。單件小批量生產時，孔往往接近最小極限尺寸，軸往往接近最大極限尺寸，造成孔軸配合偏緊，因此間隙應適當放大些。應盡量優(yōu)先采用優(yōu)先公差帶和優(yōu)先配合，其次采用常用公 差帶及常用配合，再次采用一般用途公差帶。 為了滿足配合的特殊需要，允許采用任一孔、軸公差帶組合的配合。 對于尺寸較大（大于500mm），公差等級較高的單件或小批量生產的配合件，應盡量采用互換性生產，當用普通方法難以達到精度要求時，可采用配制配合。 形狀公差、位置公差和表面粗糙度對配合性質的影響。選擇過盈配合時，由于過盈量的大小對配合性質的影響比間隙更為敏感，因此，要綜合考慮更多因素，如配合件的直徑、長度、工件材料的力學特性、表面粗糙度、形位公差、配合后產生的應力和夾緊力，以及所需的裝配力和裝配方法等。 5.3各種件之間的配合公差計算 設計中配合方式全部都是間隙配合，優(yōu)先選用基孔制配合， 5.3.1、活塞與油缸之間的配合，尺寸公差的計算： 活塞相當于軸，油缸相當于孔，選用公差等級，查公差等級表1—8標準公差數(shù)值（GB/T1800.3---1998），； 孔H7的基本偏差，查互換性與測量技術書籍，表1—11得： 孔的上偏差：； 軸的基本偏差查表1—11得：； 軸h6的上偏差：； 故得油缸，活塞。 5.3.2、活塞桿與油缸之間的配合： 間隙配合選?。? 活塞桿相當于軸，油缸相當于孔；孔 孔H的基本偏差為下偏差，查表1—10得：=0； H7的上偏差：； 軸g的上偏差，查得1—10得：； 公差等級選擇：； 軸g的下偏差：； 故活塞桿，油缸； 5.3.3、油缸與制動器外殼之間的配合 選用間隙配合 孔：，查表1—11，公差等級； 孔的基本偏差為下偏差：查表1—10得：； 孔的基本偏差為上偏差：； 軸的基本偏差為上偏差：查表1—10得：； 公差等級:； 軸的基本偏差為下偏差：； 故油缸,制動器外殼； 5.3.4、襯板與制動器外殼之間的配合： 間隙配合選用，一般適用于緩慢松弛的動配合用于工作條件較差，受力變形或為了便于裝配，而必須保證有較大的間隙時，推薦配合為； 孔的下偏差：； 公差等級選用,查表1—11得：； 孔的上偏差為：； 軸的上偏差：； 軸的下偏差：； 故襯板，制動器外殼； 3、結論 制動系統(tǒng)是提升機不可缺少的重要組成部分，是提升機最關鍵也是最后一 道安全保障裝置，制動器制動力矩的不足是導致提升設備過卷、放大滑等事故的直接因素。制動器的可靠性直接關系到提升機的安全運行。我國許多煤礦礦井已經轉向中、深部開采，多繩摩擦提升機適用于較深的礦井提升，它具有體積小、質量輕、安全可靠、提升能力強等優(yōu)點。本文針對JK-2/11.5提升機的制動裝置，通過了解制動器的結構和工作原理，對其零部件如：液壓缸、摩擦片、制動器外殼、碟型