提升机制动装置设计

摘要
目前我国许多煤矿矿井已经转向中、深部开采，矿井提升设备作为煤矿的关键设备，在矿井机械化生产中占有重要地位。

制动器是提升机(提升绞车)的重要组成部分之一，直接关系着提升机设备的安全运行。

多绳摩擦提升机具有体积小、质量轻、安全可靠、提升能力强等优点，适用于较深的矿井提升。

本文针对JKMD型(φ4.5米⨯4多绳摩擦轮)提升机，对其制动系统进行设计。

在对提升机的制动器选型过程中，因盘式制动器是近年来应用较多的一种新型制动器，它以其独特的优点及良好的安全性能被广大用户认可，特别是在结合了液压系统和PLC 控制之后，液压系统和PLC 超强的控制性能为盘式制动器的应用提供了巨大的工作平台。

制动盘的制动力，靠油缸内充入油液而推动活塞来压缩盘式弹簧来实现。

液压盘式制动器作为最新一种制动器，具有许多优点，所以它在现代多种类型提升机中获得广泛的应用。

它具有制动力大、工作灵活性稳定、敏感度高等特点，对生产安全具有重要意义。

关键词：提升机；多绳摩擦；制动器；设计；液压传动。

Abstract
Currently many of our coal mine has turned to deep mining. Mine coal upgrading equipment as the key equipment holds an important position in mechanized production of the mine. The brakes are one of the important components of a direct bearing on Hoist the safe operation of equipment.
Multi-rope friction hoist with small size, light weight, safe, reliable, and strong ability to upgrade apply to the deeper mine hoist. In this paper, the braking system for JKMD type ( 4.5 meters over four-rope friction round) hoist have been designed.
In the hoist brake selection process, because in recent years disc brake is used in the new brakes It's unique strengths and good safety performance recognized by the majority of users. Especially in the light of the hydraulic control system and the PLC, Hydraulic System and PLC super performance of the disc brake provides a tremendous platform for the work. Brake disc braking force and rely on the fuel tank filled with oil that drives the piston to compress spring to achieve Disc.
Hydraulic disc brakes as the latest development of a brake, which has many advantages. Therefore it in a modern aircraft types to upgrade gain wider application. It is the braking force, flexibility stability, high sensitivity; on production safety is of great significance.
Keywords: Hoist; Multi-rope friction; Brake; Design; Hydraulic drive.
目录
第1章矿井提升设备概述 (6)
1.1提升机的定义 (6)
1.2提升机的分类 (6)
1.2.1 按用途分 (6)
1.2.2 按拖动方式分 (6)
1.2.3 按提升容器类型分 (6)
1.2.4 按井筒的倾角分 (6)
1.2.5 按提升机类型分 (7)
1.3提升机的制动装置的功用、类型....................................... 错误！未定义书签。

1.3.1 制动装置的功用.......................................................... 错误！未定义书签。

1.3.2 制动装置的类型.......................................................... 错误！未定义书签。

1.4提升机型号的选用及制动器的设计类型 ........................... 错误！未定义书签。

1.4.1提升机的选用............................................................... 错误！未定义书签。

1.4.2制动器的设计类型....................................................... 错误！未定义书签。

第2章提升机的选型计算(φ4.5米⨯4多绳摩擦轮)错误！未定义书签。

2.1工作参数............................................................................... 错误！未定义书签。

2.2速度图................................................................................... 错误！未定义书签。

2.3变位重量............................................................................... 错误！未定义书签。

2.4力图....................................................................................... 错误！未定义书签。

2.5等效力：............................................................................... 错误！未定义书签。

2.6启动力矩与等效力的比例：............................................... 错误！未定义书签。

2.7有效功率：........................................................................... 错误！未定义书签。

2.8电机最大轴功率及选型： ................................................... 错误！未定义书签。

2.9液压站工作原理 ................................................................... 错误！未定义书签。

2.9.1 提升机液压站系统........................................................ 错误！未定义书签。

2.9.2 液压站系统原理图...................................................... 错误！未定义书签。

2.9.3 控制电路图.................................................................. 错误！未定义书签。

第3章提升机制动装置的结构设计..................... 错误！未定义书签。

3.1制动装置的有关规定和要求............................................... 错误！未定义书签。

3.2提升机制动器主要类型....................................................... 错误！未定义书签。

3.2.1 块式制动器.................................................................... 错误！未定义书签。

3.2.2盘式制动器..................................................................... 错误！未定义书签。

3.3盘式制动器的结构及工作原理........................................... 错误！未定义书签。

3.3.1盘式制动器的布置方式................................................. 错误！未定义书签。

3.3.2盘式制动器的结构......................................................... 错误！未定义书签。

3.4制动器的设计计算............................................................... 错误！未定义书签。

3.4.1 确定在工作状态下所需要的制动力............................ 错误！未定义书签。

3.4.2 确定制动器数量............................................................ 错误！未定义书签。

3.4.3 碟型弹簧的选型计算.................................................... 错误！未定义书签。

3.4.4 制动器液压缸的结构与设计计算................................ 错误！未定义书签。

3.5制动器的强度校核 (14)
3.5.1制动力整定计算 (14)
3.5.2 液压站油压整定计算 (15)
第4章制动器的工作可靠性评定 (17)
4.1盘式制动器的安装要求及调整 (17)
4.1.1 盘式制动器的要求（包括零部件） (17)
4.1.2 盘式制动器闸瓦间隙的调整 (17)
4.2制动器的故障模式及可靠性图框 (19)
4.3制动器的优化设计及工作可靠性评定 (20)
4.3.1 设计变量 (20)
4.3.2 优化策略 (21)
4.4制动器的维护可靠性评定 (22)
第5章结论 (24)
总结........................................................................................... 错误！未定义书签。

英文原文 . (24)
中文翻译 (31)
参考文献 (37)
致谢........................................................................................... 错误！未定义书签。

第1章矿井提升设备概述
1.1 提升机的定义
矿井提升机是矿井大型固定设备之一，它的主要任务就是沿井筒提升煤炭、矿石和矸石；升降人员和设备；下放材料和工具等。

矿井提升设备是联系井下与地面的纽带，是主要的提升运输工具，因此它整个矿井生产中占有重要的地位。

1.2 提升机的分类
1.2.1 按用途分
(1) 主井提升设备
主井提升设备的任务是专门提升井下生产的煤炭。

年产30万吨以上的矿井，主井提升容器多采用箕斗；年产30万吨以下的矿井，一般采用罐笼(立井)或串车(斜井)。

(2) 副井提升设备
副井提升设备的任务是提升矸石、废料，下放材料，升降人员和设备等。

副井提升容器采用普通罐笼(立井)和串车(斜井)。

1.2.2 按拖动方式分
按提升机电力拖动方式分为交流拖动提升设备和直流拖动提升设备。

1.2.3 按提升容器类型分
分为箕斗、罐笼、串车等提升设备。

1.2.4 按井筒的倾角分
提升设备按井筒倾角可分为立井提升设备和斜井提升设备。

立井提升时，提升容器采用箕斗或罐笼等.斜井提升时，提升容器一般采用矿车(串车)或斜井箕斗。

串车提升适用于井筒倾角不大于；斜井箕斗提升适用于井筒倾角在0
25~0
35范围内。

近年来大型斜井提升多采用胶带输送机。

1.2.5 按提升机类型分
(1) 单绳缠绕式提升设备
单绳缠绕式提升设备目前大部分为直径圆柱型滚筒，在个别的老矿井，还有使用变直径滚筒(如双圆柱圆锥型滚筒)提升设备。

1) KJ型(φ2~3m)和BM及JKA型单绳缠绕式提升机
KJ(φ2~3m)型单绳缠绕式提升机是我国在1958~1966年生产的仿苏BM-2A型提升机，按滚筒个数来分，有单滚筒和双滚筒的提升机；按布置方式来分，有带地下室和不带地下室的提升机，可根据设计而选用，但二者技术性能完全相同。

(A) KJ型(φ2~3m)提升机代号意义以KJ2⨯2.5⨯1.2D-20型为例说明如下：
K--------矿井；
J---------卷扬机(提升机)；
2---------双滚筒(单滚筒时为1)；
2.5-------滚筒名义直径，m；
1.2-------每个滚筒的两侧党绳板的距离，m；
D---------带地下室(无D字表示不带地下室)；
20--------减速器名义传动比。

(B) KJ型(φ2~3m)和BM型提升机的机构特点主要有：
(a) 制动装置采用角移式块型制动器,重锤制动传动，油压操纵装置；
(b) 双滚筒提升机采用手动涡轮涡杆式调绳离合器；
(c) 减速器采用渐开线人字形齿轮传动；
(d) 使用机械牌坊式深度指示器；
(e) 设有机械限速器。

(C) JKA型单绳缠绕式提升机是在KJ型提升机的基础上改进后制造的。

JKA 型双滚筒提升机在结构上具有下列特点：
(a) 调绳装置即离合器为电动涡轮涡杆式离合器，因而调绳工作简便省力；
(b) 采用综合式制动器,改善了闸瓦的磨损情况；
(c) 液压站采用手动控制的低压电液调节阀和电磁铁控制的安全三通阀，分别对工作制动和安全制动进行控制；
(d) 减速器采用圆弧形人字齿轮传动，提高了减速器的承载能力，并减轻了重量。

2) KJ型(φ4~6m)和HKM3型单绳缠绕式提升机
苏联新克拉马托尔机械制造厂生产的HKM3型提升机的结构特点：
(a) 滚筒采用焊接结构；
(b) 采用气动齿轮式调绳离合器；
(c) 制动器为新平移式块闸；
(d) 采用压气制动传动装置；
(e) 使用机械牌坊式深度指示器；
(f) 减速器采用渐开线人字齿轮，有一级传动和二级传动两种；
(g) 有电气限速器,还有机械限速器。

我国现有煤矿矿井多数是按照五十年代的标准设计的，为了快出煤、多出煤，当时主要是建设中、小型矿井，并且首先开采浅部煤层。

五十年代，我国的矿井提升设备主要是从苏联进口的BM 型产品和国产仿苏KJ 型产品，设备的可选性小，主要是满足开采浅部煤层的需要。

进入80年代以后，我国许多煤矿矿井已逐渐转向中深部开采，国家统煤矿矿井的平均深度已由200米延伸到400米，现在已达600米、1000米。

根据国内外的实践经验，落地式摩擦提升设备，是在矿井延伸后使现有提升设备满足加大提升高度要求的行之有效的办法。

(A) 主提升钢丝绳的选择
(a) 钢丝绳的结构形式
应优先选用三角股钢丝绳及线接触圆股钢丝绳，当由于供应原因，亦可以选用普通圆股点接触平行捻钢丝绳。

钢丝绳公称抗拉强度宜选用1550×610帕。

(b) 钢丝绳的安全系数
根据《煤矿安全规程》规定，钢丝绳的安全系数m 应符合下式：
升降人员和物料 9.20.0005m H c ≥-
升降物料 7.20.0005m H c ≥-
式中 Hc —提升钢丝绳的悬垂长度，m 。

(c) 钢丝绳数目选择
落地摩擦式提升机的钢丝绳树木以2~4绳为宜。

(B ) 尾绳的选择
目前，绝大多数使用多绳摩擦式提升机的矿井，都由原来选用扁钢丝绳作平衡尾绳而改为使用圆股钢丝绳作平衡尾绳。

新建的矿井，设计中也已全部选用圆股钢丝绳作平衡尾绳。

这主要是因为扁钢丝绳生产效率低、供应困难。

选用圆股钢丝绳作平衡尾绳时，以多层股（不旋转）圆股钢丝绳中的18×7和34×7两种结构较为合适。

但目前这两种产品尚不能满足需要，因而当供应困难时，也可选用普通圆股钢丝绳，如选用6×19和6×37等。

应注意的是，选用钢丝绳股中的钢丝不可过细，并应尽可能选用镀锌钢丝绳，以提高使用寿命。

当采用两条平衡尾绳时，可以选用左向交互捻和右向交互捻的钢丝绳各一条。

正常包围角a （井深大于300mm ）特殊加大包围角a （井深小于300mm ）
图1-1 缠绕式提升机摩擦衬片上的包围角选择
(2) 多绳摩擦式提升设备
多绳摩擦式提升设备可分为塔式和落地式（KJM 和JKMD 型多绳摩擦轮提升机）。

多绳摩擦提升机的井架一般多采用钢结构四斜腿井架。

放绳挂罐后在主绳张力水平分力作用下，使井架产生弹性变形、井架有倾斜现象。

一般井筒采用冻结施工，井架基础随着井筒冻结层解冻变化。

基础会产生少量下降。

井架在受主绳张力作用下基础下沉不均衡．也会使井架倾斜。

由于井架倾斜、天轮轴心线相对位移，这种位移一般在投入使用初期产生，并渐渐逐于稳定。

另外，天轮绳槽摩擦衬垫一般采用国内产品尼龙1010、进口K25，由于衬垫是磨损材料，从初期使用到更换之前，即剩余厚度为钢丝绳直径一半之前，提升绳落绳点向绞车房方向渐变位移，一般位置变化范围0—30mm 。

多绳提升机由于使用了数根钢丝绳代替一根钢丝绳。

钢丝绳的直径变小了，摩擦轮的直径因而变小，但由于有多根钢丝绳，所以摩擦轮变为摩擦筒，宽度稍有加宽。

设采用n 根钢丝绳，则多绳与单绳提升机钢丝绳直径间有如下关系：
n d d m m
= 同理，摩擦筒（主导轮）直径：
n D m m
=
多绳摩擦提升机如图1-2所示：
1--主导轮
2--天轮
3--提升机钢丝绳
4--提升容器
5--
尾绳
1—主导轮 2—天轮 3—提升机钢丝绳 4—提升容器 5—尾绳
图1-2 多绳摩擦提升机
主轴装置的特点：它与缠绕式提升来代替木衬，由于摩擦提升是靠摩擦力来传递动力的，所以衬垫挤压固定在筒壳上。

摩擦衬垫形成衬圈，其
上再车出绳槽，初车时槽深为1/3绳径，槽距（即绳心距）约为绳径的10 倍利用熟知的柔索欧拉公式可知，摩擦轮两侧钢丝绳拉力的极限比值为
1122
ua ua F e F F e F ==或 式中 e —自然对数的底，等于2.71828；
a —钢丝绳对于摩擦轮的围包角；
u —钢丝绳与衬垫间的摩擦系数，通常取u =0.2 当钢丝绳拉力比12
F F 大于上式右端所给出的数值时，钢丝绳对摩擦轮产生相对滑动。

为了避免这种滑动，两侧拉力不能达到其极限比值，而应有一安全系数，式改写为
212(1)
ua F F F e -=- 若考虑防滑而加入防滑安全系数σ，则有
122()(1)
ua F F F e σ-=- 或者 212
(1)ua F e F F σ-=- 下降时的减速度
21'87232.79.81' 2.64/208.89
F F F U g a m --⨯===米秒 2) 用作固定闸的安全制动闸
制动力''872F S F F KN ==
静态安全系数'' 2.72 1.5F S S S ==>
3) 在安全制动的情况下制动控制器能对制动器的故障进行补偿。

根据第三节计算，下降运行时，安全制动所需要的最大制动力为634千牛顿，由于她比总的有效制动力872千牛顿要小，它可以由制动控制器进行调节。

(5) 如果减速度达不到21.5/米秒，就要预先调节安全制动力，使它达到第3节中对下降运行计算得到的保险制动力634sch F KN =，这样它才能正常控制。

利用恒定制动力可以得到如下的减速度值如表3-6所示：
表3-6 在恒定制动力下提升的减速度
在液压装置中，产生所需要的恒定剩余压力计算如下：
634sch F KN =（钢丝绳有效直径的安全制动力）
2634 4.5571.921020.4 5.01
T sch sch B F d P KN Z d μ⨯===⨯⨯⨯ 根据下图的压力/制动力曲线可以发现对制动力71.9sch P KN =，其剩余压 压力/制动力曲线如表3-7所示：
活塞工作需要的最小压力（效率30.95η=）
2m i n m i n 210002190/21.9L a L F P N cm MP A η
⨯=== 安全制动闸的最小调整释放压力min '22.5a P MP
= 已知液压缸：工作油压—P=21.9a MP ；
活塞直径—D=8.5cm
活塞面积—A=56.72cm
制动器液压缸如图3-12所示：
F
V
计算下列数值：
F 推=
4π2D P η， η——总阻力损失率，η=0.7~0.8 当活塞ν<0.2 m/s 时，取ηmax =0.8；当活塞ν>0.2 m/s 时，取ηmin =0.7，所以F 推=4π⨯285⨯21.9a MP ⨯0.7，得F 推=87KN 。

由于ν≥0.5m/s ，查表〈〈液压与气压传动〉〉 得β≤0.3，取β=0.3，得F 推=F β，所以F =F 推β=2.61KN 即移动负载为m=261Kg 。

在一般工况下d D
=0.2~0.3，取d=0.2D ，得d=1.7cm ，壁厚与内径之比往往为/D δ≤1/10，所以取δ=8cm
(8) 盘式制动器所需的最大工作油压的确定；
盘式闸制动系统液压站的工作油压为5．2MPa ，一级制动油压为1．7MPa ，残压为0．3MPa ，10副制动器；
盘式制动器实际需要的最大工作油压，应当根据矿井实际最大静张力差按下式计算和调整0(
)x F P P C F =⨯+x c ； 式中
x P —实际需要的最大工作油压；
0P —提升机设计最大静张力差时的油压值（查表得《提升机司机》）；
F x —提升机实际最大静张力差，N ；
F c —提升机设计最大静张力差，N ；
C —克服盘式制动器各阻力之和所需要油压，C 值为：123C P P P =++； 1P —提升机全松闸时，为了保证闸瓦的必要的间隙而压缩盘式弹簧之力，折
算成油压值2190/P cm ≈N ；
2P —油缸、密封圈、拉紧弹簧等阻力，折算成油压值2270/P cm ≈N ；
3P —液压站在提升机制动状态时的残压，按最大残值计算，2350/P cm ≈N ； 查表得： 0 =421P ；F =930N C ；F =890N X
求得 2890(421)907050411/930
x P N cm =⨯+++= 3.5 制动器的强度校核
3.5.1制动力整定计算
图（a ）是制动器力学原理示意图，活塞承受三个轴向力，一是碟型弹簧推力2F ，二是压力油作用产生的推力1F ，三是活塞运动阻力3F 。

当制动闸向制动盘施压时，
阻力3F 与油压推力1F 同方向；而闸瓦离开闸盘时，阻力3F 与弹簧力2F 同向。

施闸时，制动器的正压力可表达为
213N F F F =-- (1)
松闸时，真压力可表达为
''213N F F F =-+ (2)
由此可见，同样正压力的情况下（N ='N ），松闸油压比施闸油压要高，其原因是两种情况的运动阻力作用方向不同；制动器的正压力与油压的关系如图(b)所示，从图中可以看出：①制动器的正压力与油压变化成反比；②松闸过程与制动过程的曲线不重合；③两条曲线重合性好，说明盘式制动器的控制灵敏性高。

盘式制动器力学原理如下图(a)；盘式制动器正压力与油压关系如下图(b)所示：
1-制动盘；2-闸瓦；3-活塞 ；4-碟型弹簧
图(b) 盘式制动器正压力与油压的关系 (a)、1—制动盘；2—闸瓦；3—活塞；4—碟型弹簧 (b)、盘式正压力与油压关系
图3-13 液压盘式制动器压力 所有盘闸在提升机卷筒上产生的制动力矩为 2Z Z M N R n μ= (3)
22870.40.2510574
N m =⨯⨯
⨯⨯= 示中 N —闸瓦的正压力；
μ—闸瓦与闸盘的摩擦系数；
Z R —制动器的摩擦半径； n —制动闸副数。

另一方面，制动力矩应满足大于三倍最大静力矩的要求。

提升机的最大静力矩是最大静张力差与钢丝绳缠绕半径之积，即
12()C M Q n p n q H R ⎡⎤⎣⎦=±- (4)
()325049.0829.083504.552
⎡⎤⎣⎦±⨯-⨯⨯⨯= 7435.
2N m =或7352.3N m = 示中 Q —有效提升载荷；
1n —提升钢丝绳数量；
2n —尾绳数量；
p —提升钢丝绳单位长度重量；
q —尾绳单位长度重量；
H —钢丝绳悬挂长度；
R —卷筒半径。

因为要求3Z C M M ≥，故制动闸的最大正压力应达到
123()2Z R Q n p n q H N N R n
μ⎡⎤⎣⎦±-≥ (5) 194.374335.22574
N N =⨯≥⨯ 或192.173352.32574N N =⨯≥
⨯ 3.5.2 液压站油压整定计算
盘式制动器松闸时，油缸上的推力必须克服三部分反作用力，即：①碟型弹簧的预定力压缩力，其值等于正压力；②为保持闸瓦间隙，而使碟型弹簧再压缩的反力；③油缸活塞松闸时的运动阻力。

当闸瓦与闸盘分离之后，式中的，而其中弹簧力则是
21F N K ∆=+ (6)
示中 K —碟型弹簧的刚度；
∆—闸瓦与闸盘之间的间隙；
1n —盘闸内碟型弹簧的片数。

于是，盘闸活塞上的液压推力为
'131
F N K F n ∆=++ (7) 在实际计算中，'3F 可近似取为'3F =0.1N ；同时，采用适当方法也可以实测出阻力。

将示(4)代入上式，便有
12'13
13()2Z R Q n p n q H F K F N R n n μ⎡⎤⎣⎦±-∆=++ (8) 194.30.154.50.1195.3322
N N =+⨯+= 或192.10.154.50.1193.1322N N =+⨯
+= 液压站的最大油压为
1224()
m g s F P D d π=- (9) 4224194.3 3.5410(0.0850.017)
N π⨯==⨯- 或4224192.1 3.510(0.0850.017)N π⨯=
=⨯- 式中 g D —制动器油缸直径；
s d —活塞柱销直径。

由以上公式计算得出所设计的制动器满足强度要求，可以安全工作。

第4章制动器的工作可靠性评定
4.1 盘式制动器的安装要求及调整
4.1.1 盘式制动器的要求（包括零部件）
（1）盘式制动器应符合标准的要求，并按照经规定程序批准的图样及技术文件制造；
（2）盘式制动器应符合《煤矿安全规程》的规定；
（3）配套件应符合现行标准或技术文件的规定；
（4）凡本标准未予规定的铸、锻、焊、加工和装配等通用技术要求，均应符合现行国家标准或行业标；
（5）闸瓦的技术性能应符合JB3721--84中第2章的规定；
（6）碟形弹簧的工作极限负荷、工作极限负荷下的变形量、在I点的计算应力及强压处理负荷等主要技术参数应符合JB3812--84中1.3的规定，技术要求应符合」B3812-84中第2章的规定；
（7）产品应装设放气装置；
（8）产品装配后，活塞和闸瓦在设计油压下应同时动作，不应有爬行、卡住现象；
MP；
（9）在无负荷条件下，盘形制动器活塞最低动作压力不得超0.3
a （10）在设计油压下，盘形制动器闸瓦的行程与设计行程的差值不得大于设计行程的10%；
（11）产品装配后在1.25倍设计油压下保持10min，各密封处不显油迹；
（12）盘式形制动器油缸密封件寿命不低于3个月或提升4X10次；
（13）产品现场安装、调整和试验时，应符合TJ 231(六)的有关规定。

4.1.2 盘式制动器闸瓦间隙的调整
装配盘式制动器闸瓦时的有关要求和调整方法如下：
（1）闸瓦与制动盘的间隙：新的为1mm；使用中的不大与2mm。

安全规定闸盘偏摆最大1．5mm(规程要求0．5 mm)。

由于偏摆大造成闸开关误动作，无法正常生产。

经多次调试效果不理想，有的不得不降低动作范围。

（2）安装闸瓦时，应首先检查和实验闸瓦衬板中部的孔和筒体上的销子直径，它们的配合必须是滑动配合。

如装配时太紧，必须将衬板孔修刮，否则以后去下来是很困难的。

同时，将它们清洗后其滑动面要涂上防锈漆，以免锈死不易取出。

（3）为了使闸瓦获得良好的摩擦接触面，应将试装后的闸瓦取下，以衬板为基准刨削闸瓦，直到刨平为止。

（4）调整闸瓦间隙时，应根据实际情况首先将两个提升容器提至适当的位置（通常是将固定滚筒所带的重载容器放置于井底罐座上，或者将两个空载的容器提升至井筒中相遇的位置），用定车装置将滚筒锁住，然后向制动油缸充入压力油，使盘型制动器处于全松闸状态，用塞规测量闸瓦与制动盘之间的间隙。

测量闸瓦间隙，一般将闸瓦间隙调整在1~1.5mm 范围内。

调整闸瓦间隙时，一副制动器的两个闸瓦应同时进行。

调整好后，应进行闸的试运行，并重新测量闸瓦间隙，如有变化时应进一步调整。

（5）为了避免损坏活塞上的密封圈而产生的漏油现象，盘式制动器在安装或大修后第一次调整闸瓦间隙时，必须首先将调整螺栓向前拧入，使闸瓦与制动盘贴合，然后分三级进行调整：第一次充入等于最大工作油压值的1/3的油压，制动器盘式弹簧受油压作用被压缩一个距离，随之将调整螺栓向前拧入一些，推动闸瓦向前移，直到与制动盘相贴合；第二充入最大工作油压值的2/3的油压，调整方法与第一次相同；最后充入最大工作油压值油液，调整到使闸瓦与制动盘保持1mm 间隙为止。

（6）更换闸瓦时要注意不要全部换掉，那样会造成由于新闸瓦接触面积小而影响制动力距，应逐步地交替更换，即先更换一副制动器的两个闸瓦，让它们工作一段时间，使其接触面积达到要求之后，再更换另一副制动器的闸瓦。

这样既保证提升机运行的安全，又不影响矿井生产。

提升机的安全运行，很大程度上取决于制动器的工作可靠性。

从狭义可靠性理解，盘式制动器包含不可维修因素,如制动弹簧失效之后，影响制动力矩，需要更新弹簧才能使制动器可靠性达到原有的水平。

从广义可靠性理解，盘式制动器又含有可维修因素，如闸瓦磨损后产生的间隙增大，经调整便可达到原有可靠性；液压站零件发生故障，修理后也能使制动器可靠性达到设计水平。

由此可知，制动器的工作可靠性是固有可靠性和使用可靠性的综合反映。

固有可靠性是有制动器设计制造及材料等因素所决定的，在制动器产品出厂时便已明确；使用可靠性则是安装、维护及操作等因素决定的，它反映了制动器固有可靠性在实际运行中的发挥程度；因此，固有可靠性的体现，受使用可靠性的限制；固有可靠性再高，使用可靠性却较低，制动器的实际可靠性依然不会高。

制动器的固有可靠性和使用可靠性的串联乘积，体现了制动器的工作可靠性，即：
W I A R R R
式中 W R —制动器的工作可靠性；
I R —制动器的固有可靠性；
R—制动器的使用可靠性。

A
4.2制动器的故障模式及可靠性图框
提升机制动器的故障，是指制动器未能达到设计规定的要求(如制动力矩不足或制动减速超限)，因而完不成规定的制动任务或完成的不好。

盘式制动器有许多故障，但并不是所有故障都会造成严重后果，仅是其中一些故障会影响制动器功能或造成事故损失。

因此，在分析制动器故障的同时，还需要对故障的影响或后果进行评价，这称为故障模式和影响分析(FMEW)。

制动系统中包括功能件、组件和零件。

所谓功能件是指由几个到几百个零件组成的，具有独立功能的子系统，例如液压站、盘闸、控制台；组件是由两个以上的零部件构成的并在子系统中保持特定功能的部件，如电磁阀、电液调压装置；零件是指无法继续分解的具有设计规定的单个部件。

一般情况下，零件故障都可能导致制动器的故障。

制动系统的故障模式通常可从四个方面考虑；运行过程中的故障，规定时间内无法启动，预定时间内无法停车，制动能力降级或受阻。

制动系统的各类故障大致表现为如下：
(1)闸瓦间隙超限；(2)制动器漏油；
(3)活塞卡死；(4)弹簧疲劳或断裂；
(5)闸瓦贴闸比良；(6)闸瓦不松闸；
(7)残压过高；(8)最大油压过低；
(9)油压不稳；(10)闸盘污染；
(11)控制闸不灵；(12)电器故障；
(13)制动力矩不足；(14)闸瓦不合闸；
(15)闸瓦摩擦系数过低；(16)油温超限。

显然上述故障中的“闸瓦不合闸”和“制动力矩不足”等故障将直接引发制动器致命性故障，应倍加注意。

近年在实际使用中，已多次发生盘式制动器刹不住车引发的“放大滑”事故，造成很大的经济损失。

为保障盘式制动器的工作可靠性，现在已经研制出盘式制动器自适应控制补偿增压装置，能够在制动器制动力矩意外降低而刹不住车时，补偿制动力矩，增大制动力，确保提升机安全停车，这种补偿装置已在一些提升机上使用。

对于像制动装置这样复杂系统，为了说明子系统间的功能传输情况，可用可靠性图框表示系统状况。

从图框中可以清楚地看出系统、子系统与元件之间的层次关系，系统及子系统之间的功能输入、输出、串联和并联关系。

盘式制动装置的可靠性图框如图4-1所示。