連續(xù)采煤機行走制動系統(tǒng)的設(shè)計

楊敬偉

（中國煤炭科工集團 太原研究院，山西 太原 030006）

0 引言

制動系統(tǒng)是連續(xù)采煤機行走機構(gòu)十分重要的安全保護系統(tǒng)，用以保證連續(xù)采煤機的作業(yè)安全性和效率。連續(xù)采煤機行走機構(gòu)采用雙履帶底盤，常見的制動形式有：采用電磁閘制動形式，利用微型開關(guān)保證在電磁閘完全打開時電機啟動，而當電機停止轉(zhuǎn)動后實現(xiàn)制動；液壓控制的摩擦制動形式，該類型制動器具有制動可靠、操作靈活、體積小、重量輕、散熱性好等特點，當需要傳遞較大扭矩時，可通過增加摩擦片的數(shù)量或增加軸向壓緊力來加以實現(xiàn)，而不加大制動器的徑向尺寸；再一種是行走減速器傳動系統(tǒng)采用渦輪蝸桿傳動形式，利用渦輪副的自鎖性能來實現(xiàn)行走機構(gòu)制動的目的。

1 控制策略

EML340 型連續(xù)采煤機兩側(cè)履帶行走機構(gòu)分別由一臺電機帶動減速器獨立驅(qū)動，制動系統(tǒng)設(shè)計中應(yīng)考慮電機拖動與駐車制動及行車制動之間的邏輯關(guān)系，并結(jié)合電氣與液壓的實際響應(yīng)速度，在程序設(shè)計中合理設(shè)定時間延遲量，避免拖動與制動之間的互相干擾造成電機過載或制動系統(tǒng)壽命縮短。該連采機行走制動系統(tǒng)原理如圖1所示，制動器采用彈簧制動、液壓釋放結(jié)構(gòu)，行車制動和駐車制動采用同一組摩擦片。所采用結(jié)構(gòu)屬于常閉式制動器結(jié)構(gòu)，具有意外失去動力時可有效保護設(shè)備處于制動狀態(tài)的安全優(yōu)點。

當連續(xù)采煤機需要行車或駐車制動時，根據(jù)行走電機和液壓電磁閥間的邏輯控制關(guān)系，電機斷電、電磁閥斷電，制動腔中的壓力油經(jīng)過液壓控制閥回到油箱，依靠彈簧的壓力實現(xiàn)制動；當行車時，司機推動行走操作手柄，PLC 分別向電機和制動電磁閥發(fā)出信號，電機通電、電磁閥通電，液壓系統(tǒng)中的壓力油通過液壓控制閥閥進入制動腔推動活塞移動，彈簧被壓縮解除制動，釋放減速器傳動軸，從而驅(qū)動鏈輪和履帶帶動設(shè)備行走。

另外結(jié)合采掘設(shè)備的工作環(huán)境及特點，為了實現(xiàn)將設(shè)備從巷道空頂區(qū)拖出到安全區(qū)域進行維護等緊急事故的處理，本系統(tǒng)還設(shè)計了強制解鎖控制單元，通過關(guān)閉主控回路由手壓泵解鎖的方式實現(xiàn)。

2 參數(shù)確定

圖1 連續(xù)采煤機制動系統(tǒng)原理圖Fig.1 Control strategy of the braking system of continues miner

制動系統(tǒng)中的主要部件是制動器，安裝在連續(xù)采煤機行走減速器第二級傳動軸上，主要由殼體、動摩擦片、靜摩擦片、彈簧、活塞、主軸、端蓋以及密封等組成，結(jié)構(gòu)如圖2所示。將彈簧與活塞放置在制動器的兩側(cè)，彈簧力通過撐桿作用在活塞上，制動工作時，彈簧壓力作用在摩擦片上實現(xiàn)摩擦片的軸向壓緊制動。制動器另一側(cè)端蓋加工了一系列沉孔，一方面起到減輕制動器重量的作用，另一方面較傳統(tǒng)的濕式制動器內(nèi)部可以儲存更多的潤滑油，既能充分潤滑摩擦片又能降低制動器的溫升。另外該制動器還設(shè)計有磨損指示功能，便于在使用過程中及時檢查磨損情況，當磨損到設(shè)計許用范圍時，可及時進行維護或更換。該制動器具有結(jié)構(gòu)緊湊、可靠性高、制動扭矩大等優(yōu)點。

圖2 制動器結(jié)構(gòu)簡圖Fig.2 Structure of brake

2.1 制動力矩的確定

制動系統(tǒng)按行車制動和駐車制動兩種工況研究制動力矩的選取。行車制動力矩按滿足連采機行駛過程中行車制動距離的要求確定，駐車制動按滿足連采機在最大設(shè)計坡度上作業(yè)不下滑的要求確定。對于行車制動和駐車制動采用不同壓緊力來源的制動器結(jié)構(gòu)，應(yīng)按兩種力矩分別確定行車、駐車制動力矩及壓緊力。結(jié)合連采機的工作特點，其行駛速度相對較低，該機采用行車、駐車制動一體式設(shè)計，可按兩制動力矩中較大者作為結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計依據(jù)。

（1）按制動距離計算。在水平路面上，按兩側(cè)制動力矩相等考慮，行車制動時連采機單個制動器上的制動力矩M1為：

式中：δ—回轉(zhuǎn)質(zhì)量折算系數(shù)；m—整機質(zhì)量（kg）；a1—制動加速度（m/s2）；μ—連采機行走阻力系數(shù)；r1-驅(qū)動鏈輪半徑（m）； J1—驅(qū)動鏈輪轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）； Jm—

第m個回轉(zhuǎn)部件轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；im—第m個回轉(zhuǎn)部件到驅(qū)動鏈輪的傳動比；v0—連采機行走速度（m/s）；S0—連采機制動距離（m）；t1—制動系統(tǒng)反應(yīng)時間。

（2）按坡道駐車計算。連續(xù)采煤機的在最大設(shè)計作業(yè)坡道駐車作業(yè)時，需克服重力分力，以及截割部切割煤壁時煤壁給整機的反作用力。如圖3所示，根據(jù)受力分析，按照機器在坡道上作業(yè)不下滑的工況計算所需的制動扭矩，所需制動力為：

F=mg·sinα+F1-μ·mg·cosα

式中：α—最大設(shè)計作業(yè)坡道角度；F1—連采機工作時所承受外負荷反作用力。

單條履帶的滑動阻力矩為：Mf=F×rl/2

式中：i—制動器安裝軸到輸出軸的傳動比；η—行走傳動系統(tǒng)效率。則按照取兩制動力矩中較大者作為結(jié)

圖3 連采煤機坡道作業(yè)受力分析圖Fig.3 Dynamics analysis on ramp of continues miner

構(gòu)參數(shù)設(shè)計依據(jù)。同時出于實際使用中的安全、磨損及制造非一致性等因素考慮，設(shè)計中一般會在計算值基礎(chǔ)上考慮一定的安全裕度系數(shù)λ，則制動器所需制動扭矩為：M=λ×max[M1，M2]

2.2 軸向壓緊力計算

根據(jù)制動扭矩計算制動器所需的軸向壓緊力：

式中：K—工作情況系數(shù)；f—摩擦片摩擦系數(shù)；m—摩擦片總摩擦面數(shù)量；R-摩擦片當量半徑；D1—摩擦片外徑；D2—摩擦片內(nèi)徑。

2.3 活塞軸向壓緊力計算

液壓系統(tǒng)管路向制動器腔體內(nèi)提供的工作壓力為P，則解除制動時活塞缸的軸向壓緊力為：

式中：P—解制動壓力；D—活塞外徑；d—活塞內(nèi)徑。

2.4 摩擦片總磨損量計算

制動器粉片與鋼片磨損到一定程度時需要更換，按照設(shè)計指標，要求單片粉片的磨損量≤0.25mm，單片鋼片的磨損量≤0.1mm，則最大允許磨損量為：

h=0.25×m1+0.1×m2

式中：m1—粉片的摩擦面數(shù)量；m2—鋼片的摩擦面數(shù)量。

3 可靠性驗算

由于該制動器為彈簧制動、液壓釋放機構(gòu)，要求制動性能可靠、解除制動靈敏，摩擦片的工作比壓不得超過摩擦材料的許用值。因此，設(shè)計時必須對彈簧的軸向力、摩擦片的開合可靠性以及摩擦片的最大工作比壓進行驗算。

3.1 制動可靠性驗算

已知制動器單個彈簧的最小壓力為F'，則為保證制動可靠性，應(yīng)滿足摩擦片上的軸向壓緊力：

式中：∑F'—彈簧的總壓力；△P—制動系統(tǒng)回路背壓；n—彈簧的數(shù)量；Q3—活塞及摩擦片軸向運動摩擦阻力， 一般為0.03·Q1。

3.2 解制動可靠性驗算

連采機行走時，解制動系統(tǒng)在液壓力作用下，推動活塞壓縮彈簧，摩擦片動、靜片分離，制動器解除制動，為防止制動器脫離不充分造成行駛阻力增大及制動器磨損，解除制動應(yīng)充分、可靠。要實現(xiàn)制動器解除制動時，摩擦片能夠充分脫離，應(yīng)當滿足：

3.3 摩擦片工作比壓驗算

摩擦片一般有銅基、鐵基、紙基等材料類型，設(shè)計選型中應(yīng)據(jù)工作特點選擇適用的類型，并校核其工作比壓是否在許用范圍內(nèi)。該制動器為彈簧制動、液壓釋放類型，當制動系統(tǒng)回路壓力為零時摩擦片的工作比壓最大，應(yīng)當滿足：

式中： [P]—摩擦片許用比壓。

4 結(jié)束語

由于連續(xù)采煤機作業(yè)工況較惡劣，增加制動系統(tǒng)能有效提高連續(xù)采煤機對各種復(fù)雜工況的適應(yīng)性，防止機器在行走以及作業(yè)過程中出現(xiàn)打滑等狀況，有效提高設(shè)備作業(yè)的穩(wěn)定性和安全性。本文根據(jù)連續(xù)采煤機的實際工況，探討了連續(xù)采煤機制動系統(tǒng)的控制策略，提出了合理確定制動器的制動力矩，以及結(jié)構(gòu)和相關(guān)參數(shù)進行了設(shè)計計算和可靠性驗算的方法。根據(jù)該方法設(shè)計的制動系統(tǒng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、可靠性高、反應(yīng)靈敏等特點，已經(jīng)應(yīng)用于實際生產(chǎn)中，并在現(xiàn)場實際使用過程中取得了良好的效果。

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