一种脚踏变频变力制动器的设计资料Word文件下载.docx
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急需一种新型的适应于现有设备作业工况的制动装置解来决现有问题。
这种制动装置的性能需达到,并超过现有的制动装置,在制动力矩参数需满足超常规起重机的要求;
操作性能需满足工况要求;
自身结构需可靠并具有较强的工况环境适应能力。
第2章制动器系统的设计方案
2.1工况分析
为了开发出能充分适用门机回转机构和行车行走机构的制动系统,我们对其工况作了大量的研究分析。
我国门座式起重机主要用来吊运木材、钢材等杂货、集装箱和散货。
门机回转机构重量达几百吨,惯量很大,设备稳定性差,加上制动时要控制吊钩位置因此制动装置要求很高。
木材、钢材等和集装箱一般用吊钩专用吊具起吊作业情况相同;
散货均采用抓斗作业。
吊钩专用吊具作业时要求回转机构制动平稳,操作者需控制滑行距离,准确定位,货物不摆动;
带抓斗作业时要求回转机构制动迅速,制动力矩大,制动力矩调节灵敏准确。
抓斗大幅度摆动时,操作者需控制摆动幅度;
非工作时能驻车制动,制动力矩要保证防风要求;
供电或设备故障时能及时自动制动;
多驱动时同步性要好。
用于装卸作业的行车行走机构和门机回转机构的制动工况要求其本相同。
多驱动时同步性要求更高;
非工作驻车时能在制动与非制动两种状态中选择。
上述两种工况对安全性要求都高.机构动作频率高,要求寿命长,维护少,使用稳定可靠。
任何制动失灵都有可能出现安全事故。
2.2设计开发要求
为了满足使用工况要求,在分析研究现有制动装置的使用情况后,并参阅相关的技术标准。
对制动器的设计开发提出了以下要求。
1、制动的施加时间和力度大小可由司机脚踏控制。
并且反应灵敏,滞后时间不大于0.1秒。
快速制动时无机械冲击。
脚踏控制器需满足使用性能并具有很好的可靠性能。
2、在断电、停机和故障时,有自动自锁装置能按需求自动自锁。
并且要求调整方使,安全可靠。
在自身系统故障时应有保证安全和维持工作的应急方法。
3、磨擦材料磨损后能方便可靠的补偿。
达到极限后有指示。
4、设计多驱动时必需充分考虑其同步性。
5、各操作界面清晰明确。
力矩控制操作要与原有习惯相同,即操作力与制动力矩大小比例。
力矩控制力度要适中,劳动强度不能太大。
6、接口:
机械部分的安装结构尺寸必需与原有结构型式相同,为适用不同的设备可设计几种结构型式。
电器标准要与主机设备一致,并且与主机设备相联的接口要相互兼容。
必需有状态及动作信号与主机系统互锁。
7、机械零部件的设计标准不能低于同类产品国家标准,机械结构及型式必需具备现有同类产品的功能、特点、寿命。
电器元件选用时必需参照主机设备同类型号的品牌、性能、寿命、成本和设计的必需性要求。
8、制动器开发设计时必需广泛采用公共成熟技术和质量稳定的规模生产的零部件。
主要部作使用寿命不得低于10万次,关键件寿命不得低于50万次,对于易损件必需更换调整方便。
设计时必需充分考虑其安全要求。
9、制动器必需能在-20~50oC、较大的振动、粉尘的环境在正常工作。
10、制动器的主要性能参数需满足JB/T6406电力液压鼓式制动器的要求。
2.3产品设计开发方案
2.3.1制动器总体设计方案及技术参数和结构
跟据设计要求确定采用变频控制技术,机械、电器、液压相结合的方式。
开发设计一种机电液一体化的产品,充分发挥各种方式的优点相互弥补各自的不足。
制动器由机械执行部分、由变频器控制的推动器和电器控制部分组成。
工作时变频器跟据电子式脚踏控制器输出的信号改变其输出频率,变频推动器跟据频率大小输出推力,机械执行部分在变频推动器的作用下产生制动。
制动力矩的大小和变频器输出频率基本成一次线性关系。
依据JB/T6406电力液压鼓式制动器的技术标准,初步确定制动器的主要性能参数如表一:
表1制动器性能参数表
制动器型号
YWK-200/30
YWK-300/50
YWK-400/80
制动轮直径mm
200
300
400
制动力矩(N.m)
40Hz
150
315
710
50Hz
250
500
1120
60Hz
350
630
1400
退距δmm
1.4
1.8
配用推动器型号
ED30/50
ED50/60
ED80/60
操作频率次/h
2000
质量Kg
80
100
125
机械执行部分跟据设计要求参照B/T6406.1,JB6406.2-92和DIN15434标准
采用YWK(瓦块式常开电力液压制动器)的结构型式。
主要由制动瓦块、制动
图2变频变力制动器结构图
1:
均退装置2:
制动瓦块 3:
集线盒 4:
制动臂架 5
:
电动摩损补偿装置6:
制动轮7:
复位装置 8:
变频推动器9:
力矩加载器 10:
随位装置
臂架、随位装置、均退装置、复位装置、力矩加载器、电动摩损补偿装置和集线盒组成。
如图2所示。
其中制动瓦块、制动臂架、随位装置、均退装置、复位装置按照现有结构型式均能满足本次毕业设计的产品要求,将按原有结构进行设计,设计时可直接参照标准选取。
力矩加载器、电动摩损补偿装置为满足本设计的特殊要求,设计时需进行全面的设计计算。
2.3.2力矩加载器
根据第1点设计要求:
制动要反应灵敏,滞后时间不大于0.1秒。
所以在制动器的传力链中需要有一机构来吸收快速运动的机构停止时产生的冲击,从而使得制动力矩增长迅速,同时又不会由于动作过快而出现力矩漂移难于控制的现象。
这一机构参照减震器的结构,设计一种力矩加载器。
力矩加载器是由两根预压弹簧组成的带有缓冲功能的部件(如图3所示)。
它可保证当外力迅速从件1加载时,件2所传递的力不会有冲击。
在传递力的过程中,弹簧的压缩可以吸收冲击产生的能量,同时又可以将力大小不变的传递。
由于其传递力时件1与件2伴随有相对运动,还可消除机械间隙,在执行电动自锁时可保证力矩不会退化。
设计弹簧时需达到最大的推力,同时保证有足够的变形距离,预压位置的弹簧预压最好取弹簧最大力的一半以上。
件1与件2在结构上需滑动灵活。
图3力矩加载器结构图
2.3.3电动摩损补偿装置
电动摩损补偿装置(如图4所示)由24V永磁直流减速电动机驱动,通过调整A、B两轴距离实现电动自锁和摩损间隙电动补偿。
在电动自锁时直流电机启动正转,使螺杆旋入螺套中,A、B两轴间距缩小,消除制动瓦块与制动轮的间隙后开始对力矩加载器加载,力矩加载器的件2相对于件1运动。
件2达到要求位置后压到行程开关自动停止,实现电动自锁制动功能。
由于力矩加载器件2相对于件1运动的距离与加载的力大小成线性关系,而且自锁动作的停止是由力矩加载器件2上的行程开关确定。
因此自锁动作的大小可通过调整行程开关的动作距离来设定,执行自锁动作时与A、B两轴的移动距离无关,并且每次自锁动作的位置可作为下次打开的起点。
件3与件4是螺纹副如图示状态时,件4正转使件3向左移动到位后就会自动退出螺纹而不再向左移动。
件4反转时件3自动旋入螺纹向右移动,达到位置时压到行程开关自动停止。
所以这套装置在一个方向具有相对于任意起点的定长运动功能。
在自锁状态执行打开操作时可以保证打开的间隙为任意稳定的设定值,从而达到自动补偿摩擦材料磨损量的目的。
电动摩损补偿装置上还设有一个摩损极限行程开关,控制A、B轴间最小距离。
作摩擦材料磨损极限控。
图4电动摩损补偿装置结构图
这套装置还跟据需要设计了手动操作手轮,可以在无直流电源或制动器调试时进行手动操作。
作为断电保护装置,它的动作电源由蓄电池组提供,并在电控上设计电池自动充电电路,保证系统在交流电源故障时能进行断电保护制动。
2.3.4变频推动器
变频推动器参照JB6406.3-92标准设计,将原有电机更改为变频电机。
适应频繁起动、宽幅调频的要求。
推动器的外形及安装尺寸,输出推力及工作条件符合JB6406.3-92标准。
参数指标按表2的参数作初步设计,并通过实验来测得推动器在不同工作频率下输出的推力值来作为制动器设计的标准。
表2变频推动器性能参数表
推动器
型号
额定推力(N)
额定行程
(mm)
工作频率
(Hz)
额定电压
(V)
额定电流(A)
(50Hz)
动作
频率
(次/h)
质量Kg
40
Hz
50
60
380V
220V
PED23/50
5~60
▲型
220
Y型
380
0.3
0.6
12
PED30/50
16
PED50/60
800
1100
0.4
0.8
25
PED80/60
1200
1600
1.2
2
28
2.3.5电器控制系统
电器控制系统分列元件控制,包括电子式脚踏控制器、操作及监视控制盒、变频控制器、直流电源及控制电路、自锁护控制电路和输入输出接口。
电器控制系统所选用的元器件需保证满足制动器的使用要求,系统的逻辑控制需能保证对推动器变力控制准确,对直流电机控制稳定,两个控制动作需相互联动保护。
输入输出接口和信号需满足主机的要求,信号稳定准确。
操作及监视控制盒需显示清楚,操作方便。
直流电源的蓄电池需满足长期浮充的工作要求,放电电池需为自锁动作提供充足的电流。
脚踏控制器需满足人体操作习惯,并具有可靠的寿命,输出信号稳定。
变频器的容量需达到快速启、制动,频繁、宽幅调速的要求。
依据以上要求初步确定制动系统的电器模块图如图5。
图 5制动系统的电器模块图
电器控制系统的操作控制过程需满足如下要求。
在操作控制盒上需有系统的启动与停机按扭并设有状态指示灯;
脚踏控制器需能通过对脚踏幅度的控制达到对变频系统输出频系的控制;
直流系统需有智能的电池管理模块能对电池进行充电控制,欠压控制;
直流电机控制系统需能在停机或系统故障时能自动锁止。
第3章制动系统方案论证分析及设计计算
3.1PED推动器性能试验
PED推动器工作特性主要是电机在不同的工作频率下,推动器所输出的推力大小,和推动器正常工作时推杆伸出的阻力(包括活塞的重力和摩擦阻力
)以及最小工作频率。
根据表二所设定的技术参数进行试验,采用在推动器推杆上加法码,假定推动器平稳、缓慢的推动法码并能维持时的频率为工作频率的测试方法。
分别对PED23/50、PED30/50、PED50/60、PED80/60四种规格的推动器进行测试。
测试数据见附录一,工作性能特性分别如下图6、图7、图8、图9。
PED推动器的工作频率与输出推力特性将是本设计的主要研究对象。
通过试验数据的分析,得出变频推动器的频率与推力特性。
图6PED23/50频率-推力特性图
图7PED30/50频率-推力特性图
图8PED50/60频率-推力特性图
图9PED80/60频率-推力特性图
PED推动器在50HzAC380V电压下测量额定工作电流,稳定工作时测得额定工作电流如下表:
表3PED推动器额定电流表
推动器型号
0.5
0.3A
0.25A
根据以上试验数据分析,PED推动器的性能特性频率与推力关系,推力大小,额定电流大小能满足本次设计的要求。
频率与推力基本成线性关系,推力大小与额定电流能符合表2的要求。
频率与推力与关系可定义为F=KH+B(式1)的形式,式中F为输出推力;
K为推动器的系统常数;
H为推动器工作频率;
B为推动器的系统阻力。
K和B均为常数,可通过试验来测得。
因此PED推动器采用变频控制来达到变力输出的目的是完全可行的,并且其特性成线性关系,可控性非常强。
3.2主要性能参数设计计算
YWK的设计计算参数主要包括制动力矩计算、制动器正常工作距离(包括退距、变频推动器的安全行程、直流电机动距离、磨损极限距离)设定和计算等几个方面。
现以YWK-300/50为例进行设计计算。
其它的规格型号可以参照本例进行计算,本设计将不对所有型号进行一一计算。
3.2.1制动力矩计算
设计计算参数:
制动轮直径:
D=300mm
磨擦系数:
(制动轮与磨擦材料的磨擦系数)
额定制动力矩:
M=500N·
M (50HZ频率工作)
最大制动力矩:
Mmax=630N·
M (60HZ频率工作)
变频推动器推力:
F=800N(PED50/60以50HZ频率工作)
制动臂架力学模型构建如图10:
图10制动臂架力学模型示图
根据制动架结构确定:
L1=180mm、L2=460mm、L3=60mm
L4=120、L5=265mm
复位弹簧压力:
F3=200~400N(复位弹簧的压力调整范围)
杠杆系统的机械效率:
取0.9
总杠杆比计算:
I=
=
=11.3
变频推动器推力计算:
F4=
(式2)
=
=490+(90~180)
=(580~670)<
<
F=800
0.9=720N
所以在50Hz工作频率下的额定制动力矩可以满足。
按表一要求,计算在40Hz和60Hz工作频率时变频推动器的推力
40HZ制动力矩:
M40=315N·
M (40HZ频率工作)
=310+(90~180)
=(400~590)N
60HZ制动力矩:
M40=630N·
M (60HZ频率工作)
=620+(90~180)
=(710~800)<
F=1100
0.9=990N
所以在60Hz工作频率下的额定制动力矩可以满足。
根据以上计算,均能满足制动力矩的要求。
并且在40Hz、50Hz、60Hz要求的制动力矩下计算的推力值均弱小于有同频率下实验所测的输出推力。
根据式1,其中D、
、M、I、F3、L4、L5均为常数,式一中M与F4为线性关系。
再结合PED推动器的频率与推力特性,可知制动器的制动力矩M与推动器的工作频率也成线性关系。
3.2.2制动器正常工作距离计算
参数设定:
推动器安全补偿行程设定为:
L6=10mm。
(PED50/60额定行程为60mm)
加载时力矩加载器件1与件2的相对运动距离设定为:
L7=10mm。
制动器退距δ计算:
δ=
(式3)
符合表一要求
直流电动机动作距离计算:
L8=
(式4)
磨损极限距离计算:
式中:
δ1为磨擦材料的安全磨损厚度δ1=4mm。
L9=
(式5)
3.3主要结构零件设计计算
结构零件设计计算包括螺纹传动副的设计计算、直流减速电机参数计算和力矩加载器工作弹簧设计计算。
3.3.1螺纹传动副的设计计算
电动摩损补偿装置(如图4所示)由24V永磁直流减速电动机驱动M16X2的螺纹传动副,调整A、B两轴距离实现电动自锁和摩损间隙电动补偿。
螺纹传动机械采用双列角接触轴承悬臂支撑,两端双绞点结构。
设计计算如下:
自锁制动时A、B两轴间的最大拉力F2计算:
F2=
(式6)
依据机械设计手册第11篇螺旋传动摩擦轮传动中设计公式进行螺纹传动副的设计计算。
本设计中的螺纹传动副载荷低,冲击小,转速低,行程短,采用细牙三角形螺纹结构。
牙形角为30°
的公制细牙三角形螺纹,自锁性好,加工简单。
初定螺距P为1.5mm。
螺杆中径确定:
d2
式中:
(式7)
:
取0.65
:
取1.5
材料允用压强,查表取10MP
根据结构取M16X1.5的公制螺纹,d2=15.026mm,d1=14.376mm
螺母旋合长度取:
20mm
螺母旋合圈数:
z=20/P=13
螺纹工作高度:
h=0.75P=1.125mm
工作压强校核:
(式8)
螺纹工作面的压强校核足够。
螺纹强度校核,螺杆与螺母采用相同的材料。
只对螺杆的抗剪和抗弯强度进行校核。
螺杆的抗剪强度校核:
(式9)
d1:
螺杆螺纹小径查得,d1=14.376mm
螺杆螺纹底部宽度,b=P=1.5mm
材料允用切应力值,40C
r查表取60MP
螺杆螺纹的抗剪强度足够。
螺杆的抗弯强度校核:
(式10)
材料允用弯曲应力值,40C
r查表取100MP
螺杆螺纹的抗弯曲强度足够。
螺纹副的驱动力矩计算:
M
螺纹升角:
(式11)
当量磨擦角:
螺纹磨擦副的磨擦系数,取0.15
螺纹磨擦力矩:
M1(式12)
轴向支撑轴承磨擦力矩:
M2(式13)
轴承的磨擦因数,查表取0.0082双列角接触轴承
轴承的外径,轴承3205外径取52mm
轴承的内径,轴承3205内径取25mm
(式14)
3.3.2直流减速电机参数计算
根据以上计算的结果进行直流减速电机的计算选型,直流减速电机的输出转矩按1.5倍计算。
由于工作时间矩,将不再计算启动力矩。
直流减速电机的动作时间初步设定为2~3秒。
输出转矩:
(式15)
输出转速:
(式16)
取直流减速电机输出转速
为180n/min
电机功率计算:
(式17)
直流减速电机参数为:
功率:
150W电压:
DC24V电流:
8A
180n/min 转矩:
6N·
直流减速电机型号为:
80JB-76ZYT001J4000
3.3.3力矩加载器工作弹簧设计计算
力矩加载器结构如图3所示,根据设计要求,力矩加载器需吸收推动器快速动作时产生的冲击和制动振动;
在自锁机构动作时需提供足够的弹簧压力产生制动作用。
根据结构设计力矩加载器的行程为10mm,工作时总压力Fmax为800-200=600N。
由图三所示结构,力矩加载器采用了两要弹簧,在工作时上面一根压缩,下面一根伸长输出的力可为单根力的两倍。
所以单根弹簧的工作载荷需大于300N,现取350N。
根据机械设计手册第三版第7章弹簧进行设计计算,工作弹簧设计的初始条件如下:
设计原始条件:
最小工作载荷:
F1'
=350(N)
最大工作载荷:
F2'
=650(N)
工作行程:
h=10(mm)
弹簧外径:
小于45(mm)
弹簧类别:
按N=100000(次)取NType=Ⅰ类
端部结构:
sType=RYⅠ
(压并圈取值范围n2'
=1.5~2.5;
压并圈数n2=1.5)
弹簧材料:
M_Name=碳素弹簧钢丝B级
切变模量G=79000(MPa)
弹性模量E=206000(MPa)
抗拉强度σb=1270(MPa)
许用切应力τb=475(MPa)
参数计算:
弹簧刚度初步计算:
P=(F2'
-F1'
)/h=(650-350)/10=30N/mm(式18)
工作极限载荷计算:
Pj=1.25F2'
=1.25X650=812.5N(式19)
弹簧中径计算:
根据弹簧中径系列及结构尺寸取:
D=38
弹簧钢丝直径计算:
(式20)
K:
曲度系数1.04
C:
旋绕比6.91
F:
工作载荷650N
平均许用切应力653
根据钢丝直径系列及结构尺寸取:
d=5.5
弹簧内径计算:
D1=D-d=38-5.5=32.5
弹簧外径计算:
D2=D+d=38-5.5=43.5
弹簧有效圈数计算:
(式21)
取:
n=5.5圈
弹簧总圈数:
n1=n+n2=5.5+1.5=7.00
弹簧钢度计算:
(式22)
弹簧工作极限载荷下的变形量:
Fb=Pj/P=812.5/29.94=28.19mm(式23)
弹簧自由长度计算:
H0=Fb+n1d=
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