桥式起重机大车制动系统分析

×tg(0.5‰ ×180° /π) ＝ 4293N 制动器的制动力为 FBr=4×4.0× ×2p× ＝ 7820N
电机转动惯量为 0.031kgm2，则电机折算的 重量为 mMot=4p2×4×0.031×( )2× ＝ 26652kg
式中 mMot——电机转动惯量折算出的重量， kg。 在制动时，电机转动惯量折算的公式如下
系统总转动惯量为 J=0.149+0.031×4=0.273kgm2 系统折算的阻力矩为
则系统总转动惯量为 J=Jload+Jmot 系统的阻力矩为 在制动器在一次制动时产生的摩擦功为 =3408J 则每次制动时摩擦功为 为简化计算，取制动器平均分配制动功。每 个制动器在制动时大约产生摩擦功 Ws=WBr/m=3408/4=852J 图 1 是制动器的制动功与动作频率曲线，从 图中我们查到 A03 型制动器在每次制动功为 850J 时，制动频率可以达到 560c/h，完全满足使用要 求的 360c/h。 （下转第 81 页）
表1 常用转动阻力系数和轴承摩擦力矩表
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大车制动模型的建立
在桥式起重机制动的过程中由于切断了电能
供应，所以能量转化过程实际上是起重机构的系 统动能全部转化为摩擦功。摩擦包括了导轨与滑 轮的滑动摩擦和制动器装置的制动摩擦。在制动 过程中，大车做匀减速行驶。 在一般性的要求里，桥式起重机大车以常速 运行时，断电后大车的制动滑行距离范围不超过 v2/5000<s<v/15，即可认为合格 , 大车不溜车。 但是此要求太过宽泛，由于该公司生产的起重机 最快行走速度为 40m/s, 经过分析，单梁起重机 制动距离选定在 0.5m 左右，双梁起重机制动距 离选定在 1.1m 左右。发出制动命令时，起重机 控制系统的反应时间设为 t1（按系统实际值取， 简单可取为 0.2s） ，之后进入到匀减速运动，则制
［中图分类号］TH212；TH213.3 ［文献标识码］C ［文章编号］1001-1366(2014)06-0079-03 ［收稿日期］2014-04-01
（上接第 53 页）
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小
结
本文通过合理地建立起重机大车的制动物理 模型，对一个起重机实例进行了计算，得到起重 机大车的制动距离。并对制动过程中制动器进行 了校核，为类似制动器的选择提供了依据。 O
Design & Research
设计研究
桥式起重机大车制动系统分析
Analysis of bridge crane cart braking system
杨亚林/YANG Ya-lin
（上海交通大学，上海 200210）
[ 摘 要 ] 建立了桥式起重机大车在制动时的力学简化模型，给出了制动器校正方法，通过实例计算了起重 机大车机构的制动性能和制动参数，对一般的行走机构制动方面的问题具有参考作用。 [ 关键词 ] 桥式起重机；制动系统；分析；校正
Ω
式中 Ω —— 电机额定运行时的角速度，rad/s。
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计算实例
已 知 起 重 机 带 载 总 重 量 为 32 000kg， 大 车
行进速度为 40m/min，轮子外径是 0.2m，起重
建筑机械化 2014(06)
5Management
必须对主弦杆进行受压核算；在标准节端面切削 加工时，可大大减少切削量，为企业和社会节约 资源，为国家的节能事业做出了贡献。
起重机系统在制动时的加速度为
则制动后起重机总滑行距离为 式中 JMot——电机转动惯量，kgm2。
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制动器校正
以上建立了起重机大车制动的力学模型。为
在求出滑行距离后，还需要对选定的制动功 校正，过程如下。 将起重机及载荷折算为电机轴伸端的转动惯 量为
了判断所选的制动器是否能使用，我们还需要对 制动器校正制动功。 一般地，从摩擦盘的正常使用和寿命考虑， 制动器在每一次制动时不得超过要求的制动功。 起重机及其载荷折算到电机轴端的惯量为
机大车行走机构使用了 4 台电机，电机转速为 2 800r/min, 电机的制动器型号为 A03, 力矩为 4.0Nm，则滑动摩擦力为 FH ＝ 0.092×32000+0+0.15×9.81×32000
式中 m——电机数量； MBr——电机制动器力矩； n——电机转速，r/min; v——大车机构行进速度，m/min; η ——机构传动效率，一般为 0.90 ～ 0.95。 则制动时起重机系统的加速度为
轮缘直径 d(m) 转动阻力系数 fg(N/kg) 轴承摩擦力矩 Mzc(Nm) 0.112 0.200 0.250 0.315 0.150 0.092 0.069 0.054 0 0 12.5±4.5 27±7
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设计研究
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α ——轨道不平行度，一般取 0.5‰。 制动器的制动施加于系统的摩擦力为
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使用效果
经过近 3 年的使用，发现塔机标准节主弦杆
母材在连接套焊缝位置的裂纹大大地减少，对塔 机的安全起到了很大的作用。目前某市的所有塔 机厂均对此种连接形式进行了修改，得到了广泛 的应用。
图5 连接套位置调整后的装配图 [参考文献] [1] GB/T 3811—2008，起重机设计规范 [S]． [2] 刘鸿文．材料力学 [M]．北京：高等教育出版社， 1993． [3] 范俊祥．塔式起重机 [M]．北京：中国建材工业出 版社，2004． [4] 顾迪民．起重机械事故分析和对策 [M]．北京：人 民交通出版社，2001．
动后起重机总滑行距离为
式中 v—— 起 重机系统制动前初始运行速度， m/s； aSys—— 起重机系统制动时匀减速运动的加 速度，m/s2。 滑动摩擦主要有轮子转动阻力，轴承摩擦， 轨道与轮子位置偏移引起的摩擦力。风阻和其他 一些力如需计入，也应单独列出。滑动摩擦力大 致可以用下式表示 ° 式中 fg——轮子转动阻力系数，N/t, 见表 1； W——起重机和载荷总重量，kg； Mzc——轴承的摩擦力矩，Nm，见表 1； d——大车机构轮子外径，m； μ —— 铸 铁 在 钢 轨 上 滑 行， 大 约 取 为 0.12～0.15； g——重力加速度，取 9.81m/s2；
本文链接：/Periodical_jzjxh201406044.aspx
桥 式 起 重 机 在 物 料 搬 运 中 必 不 可 少， 属 于 特种设备，对于安全性方面考核尤为重要。某厂 近期在安装调试桥式起重机时发现其在制动时大 车滑行距离太小，导致起吊的重物出现剧烈摆动 的现象，起吊重物突然大幅度向前摆起，可能导 致物料失衡倾倒，另外也存在潜在的人员事故风 险。为了解决这一问题，本文创建了桥式起重机 大车电机制动的制动模型，给出了制动器校正的 方法，通过具体的算例分析 , 对于一般的行走机 构制动方面的问题具有参考作用。
（编辑 贾泽辉）
［中图分类号］TH215 ［文献标识码］B ［文章编号］1001-1366(2014)06-0052-02 ［收稿日期］2014-02-16
图1 A系列制动器制动曲线
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桥式起重机大车制动系统分析
作者： 作者单位： 刊名： 英文刊名： 年，卷(期)： 杨亚林， YANG Ya-lin 上海交通大学,上海,200210 建筑机械化 Construction Mechanization 2014(6)
（编辑 贾泽辉）
当标准节主弦杆受到压应力时，垂直作用 力不通过连接套及其连接螺栓，而是直接通过主 弦杆传递到下一标准节主弦杆上，考虑主弦杆的 弹性变形，此时连接套的受力为小于螺栓的预紧 力，减小了连接套及其焊接位置的受力，该力大 小远小于连接套常规布置时所受的力，同时，主 弦杆截面受力均匀，能保证标准节的连接更加安 全可靠。当标准节主弦杆受到拉应力时，连接套 受力情况与常规布置时一致。 通过合理化布置连接套后，标准节的连接强 度大大降低，更能保证设备的使用安全；在标准 节的连接设计计算时，可仅对主弦杆受拉时进行 强度核算，不必考虑受压时的巨大作用力，但还