制动功能

制动功能（精选七篇）

制动功能 篇1

变频技术是目前发展最为迅速的技术之一, 这是和电力电子器件制造技术、变流技术控制技术以及微型计算机和大规模集成电路的飞速发展密切相关。变频器也称之为变频调速器, 是利用电力半导体器件的通断作用将工频电源转换为另一频率的电能控制装置。变频调速的原理是通过变频器向电机的定子输出一个电压, 其频率可以连续地改变, 从而达到调速的目的。

2 电动机的四象限运行

异步电动机有电动和制动两种工作状态, 我们把电动机的转速和输出转矩用坐标的形式表示, X轴表示转矩, Y轴表示转速, 当电动机转速和转矩方向相同时, 电动机处于电动状态;当电动机转速和转矩方向相反时, 电磁转矩为负, 起到制动作用;电磁功率也为负, 电动机处于发电状态 (如图1) 。

3、再生能量方法

3.1变频器的能耗制动

能耗制动采用的工作方法是在变频器直流侧加放电电阻单元组件, 将再生电能消耗在功率电阻上来实现制动。这是一种处理再生能量的最直接的方法, 它是将再生能量通过专门的能耗制动电路消耗在电阻上。转化为热能, 因此又被称“电阻制动”, 它包括制动单元和制动电阻两部分。 能耗制动的过程如下:①当电机在外力作用下减速、反转时 (包括被拖动) , 电机以发电状态运行, 能量反馈回直流回路, 使母线电压升高。②当电流电压达到制动单元开的状态时, 制动单元的功率管导通, 电流流过制动电阻。③制动电阻消耗电能为热能, 电机的转速降低, 母线电压也降低。④母线电压降至制动单元要关断的值, 制动单元的功率管截止, 制动电阻无电流通过。⑤采样母线电压值, 制动单元重复ON/OFF过程, 平衡母线电压, 使系统正常运行。

3.2 回馈制动

采煤机变频器常用的回馈制动是指回馈电网制动, 是将直流母线上的再生电能回馈到交流电网, 而要实现直流回路与电源间的双向能量传递, 一种最有效的方法就是采用有源逆变技术, 即将再生电能逆变为与电网同频率同相位的交流电回送电网, 从而实现制动。

常见的做法是将整流桥的不可控器件二极管换为可控的IGBT。变频器正常工作时, 整流器起到整流的作用;当需要回馈制动时, 整流器由触发信号控制进行回馈逆变, 将电能反送至电网, 起到了逆变的作用。

4、变频器的保护功能

4.1 变频器的接地保护功能

变频器的接地故障保护, 是变频器在运行过程中, 始终监视电机和电机电缆的漏电和接地, 接地故障的检测是基于在变频器的输入端装有零序电流互感器, 对接地保护泄漏电流的测量, 通过DSP数字信号处理器计算处理, 判断是否发生接地故障, 如果有接地故障, 变频器将立即停止输出。

4.2 变频器的过压保护功能

变频器检测自身的直流母线, 来判断供电电压是否过电压。过压极限整定值为1.3Umax, Umax是牵引变压器输出的最大值。牵引变压器的输出电压为380V, 则Umax=415V, 这样过压极限值整定为1.3×415=540V, 当牵引变压器的输出高于540V时, 变频器通过直流母线判断为过压, 给出故障信号。系统的中文显示窗给出故障原因和解决方法。

4.3 变频器的欠压保护功能

变频器检测自身的直流母线, 来判断供电电压是否欠电压。欠压极限整定值为0.65Umin, Umin是牵引变压器输出的最小值。牵引变压器的输出最小电压为380V, 则Umin=380V, 这样欠压极限值整定为0.65×380=247V, 当牵引变压器的输出低于247V时, 变频器通过直流母线判断为欠压, 系统的中文显示窗给出故障原因和解决方法。

4.4 变频器的供电电源缺相保护功能

变频器通过内部的输入缺相保护电路, 通过检测中间电路的脉动增加来判断是否供电电源缺相, 一旦有缺相发生, 则变频器停止输出, 同时系统中文显示窗显示故障信息和解决方法。等故障处理完成后, 可按复位按钮, 3秒钟后, 故障复位, 这时才能进行正常牵引。

4.5 变频器输出短路保护功能

变频器在运行和启动前, 始终监视IGBT模块和电机电缆, 一旦有短路发生, 变频器以微秒级的速度封锁脉冲信号, 使IGBT逆变桥禁止输出。此时系统的中文显示窗显示故障信息和解决方法。

5、变频器的常见故障处理方法及注意事项

5.1 在判断变频器故障前, 确保给变频器提供电源。

5.2 断电检查快速熔断器, 如果有一个快熔损坏, 变频器应正常显示, 只是在带负荷运行时报出电源缺相故障, 可更换快熔;如果两个快熔损坏, 则需要用万用表检查接线端子是否有接地故障, 检查作为电能储存器的电容组。不允许在不检查的情况下, 直接更换快熔, 可能再次损坏快熔。

5.3 变频器断电后, 必须等待5分钟以上, 以防止中间直流回路放电造成电击, 并用万用表测量每个输入端子和地之间的电压, 以保证变频器装置放电完毕。

5.4 变频器在运行过程中, 不允许在1分钟内连续三次切断电源, 以避免变频器内的充电电阻因过流而烧毁, 造成变频器不能工作。

5.5 测量牵引电机的绝缘时, 必须把牵引电机和变频器的连接电缆从电机端子拆下, 否则, 有可能造成变频器内的IGBT模块永久性损坏。

6、结束语

煤矿机电的电力电子技术和微电子技术的迅猛发展, 使变频技术在矿山机电设备中应用也越来越多, 高压大功率变频调速装置不断地成熟, 很好地解决了高压问题。交流电机变频调速是当今节约电能, 改善生产工艺流程, 提高产品质量, 改善运行环境的一种主要手段。

摘要：变频技术在煤矿机电设备中的应用, 完善了煤矿机电一体化, 使得煤矿机电设备能够适应复杂的生产环境, 及时应对突发事件, 对于煤矿生产的持续安全高效运行具有重要的意义。本文就变频技术的具体功能进行了阐述。

选粉机变频器制动功能的实现 篇2

1 问题的提出

动态选粉机型号为XR3600，电气设计时，选用了ABB公司的变频器ACS800-04对其进行调速。由于选粉机的惯性较大且受到系统风(循环风机)的强劲抽拉，降速时电动机转子转速的实际降低要滞后一些，导致电动机处于“再生制动状态”，变频器直流母线电压升高至限值，变频器出现直流母线过电压故障，变频器跳停，选粉机跳停，其他设备连锁跳停，生产被迫中断。

初期，为了解决问题，我们首先把变频器的减速时间参数由20s加长为60s，同时激活直流母线过电压保护功能(置参数20.05为1)。由于过电压保护功能可以检测直流母线电压的上升趋势，并对其具有一定的抑制作用，所以变频器跳停的次数明显减小，由每个班次的4～6次减少为1～2次。我们又尝试着将减速时间延长至90s，跳停次数更加减少，只是在料湿、料流不稳及负荷瞬间变大而引起电动机转速陡然下降过程时，偶尔会出现母线过电压故障跳停，约三四天发生一次。但是，如果再过分地追求延长减速时间，会引起工艺调整的不及时，影响产品质量。

2 变频器的结构及功能

我们咨询了厂家的技术支持，并认真地阅读了设备说明书，决定增加制动斩波器和制动电阻装置，设置相关功能参数，利用变频器的能耗制动功能。

变频器主要由整流(交流变直流)、滤波、逆变整流(直流变交流)、制动单元等组成，其结构框图见图1。

整流部分由6个整流器构成，将三相交流电压转为直流电压;

电容器组：储存电能以稳定中间回路直流电压;

逆变部分由6个IGBT逆变器构成，将直流电压转为交流电压。通过IGBT的导通和关断来控制电动机的运行;

制动斩波器和制动电阻的作用是使电动机在发电状态(即“再生制动状态”)时，将再生到直流电路的能量尽快消耗掉，使直流电压保持在允许范围内。

制动斩波器由大功率晶体管GTR及其驱动电路构成，其内部有一个直流电压检测电路，当检测到直流回路的电压超过规定的限值时(570～760V，可设定)，输出一个制动动作信号，接通制动电阻，快速消耗这部分能量。过程如下：

1)当电动机在发电状态运行时，能量反馈回直流回路，直流母线电压升高;

2)当母线电压到达制动单元开通的设定值时，制动单元的功率管导通，电流流过制动电阻;制动电阻消耗电能为热能，电动机的转速降低，母线电压也降低;

3)母线电压降至制动单元要关断的值，制动单元的功率管截止，制动电阻无电流流过;

4)采样母线电压值，制动单元重复开、关过程，平衡母线电压，保持变频器正常运行。

3 制动功能的使用及设置方法

动态选粉机由于通过的物料流量大，转速高(950r/min)，具有负载重且惯性大的特点。在试生产的初期，变频器减速时间参数设置较短(20s)，没有设置直流母线过电压保护功能，由于没有采用能耗制动功能，所以当变频器处于“发电状态”时，容易导致直流母线过电压而故障跳停。因此需要配置能耗制动功能。而对于同样采用了变频调速的循环风机，因其所处的工艺位置不同，通过的风含尘量小(即物料流量小)，转速低(650r/min)，具有负载较轻且惯性较小的特点，故不需要配置能耗制动功能。

动态选粉机的电动机功率为90kW, 选用的变频器是ABB公司的ACS800-04-0170-3。制动斩波器和制动电阻都是外置式的可选件，用户需要另行订购。根据手册，我们选用了SAFUR200F500(制动电阻)+D150(斩波器)。

将制动斩波器(外置式)安装在装有变频器的控制柜内。用与变频器电源电缆同截面的电缆，把制动电阻器连接于R+和R-端。

变频器的人机界面(控制屏)为CDP312R。按“PAR”键(参数键)进入参数设定模式，按参数组键进入第27组参数(斩波器的参数控制组), 按下列顺序设置各参数：

1)激活制动斩波器功能，将参数27.01由“OFF”改为“ON”;

2)为了保护斩波器和电阻，将参数27.01由“NO”改为“FAULT”, 即制动斩波器和电阻功能投入后并发生作用的过程中，若斩波器和电阻出现过载，就进行故障跳停变频器;

3)用万用表确认电阻器的实际阻值为2.7Ω(SAFUR200F500电阻值)，将参数27.03置为“2.7”;

4)将第20组参数(极限值控制组)的参数20.05设置为“OFF”, 关闭“过电压控制”功能，切记：不能同时开通能耗制动功能和过电压控制功能;

5)将第21组参数(启动停止方式控制组)的参数21.09置为“OFF2 STOP”, 将变频器的停止方式定义为惯性停车，也就是变频器在停车过程的减速中，不使用制动功能。

通过以上步骤设好各参数并保存后，按“ACT”键，返回运行显示模式，变频器的能耗制动功能设置完毕，可投入使用。

4 结束语

具有同步触发功能的大功率制动单元 篇3

大功率制动单元是大型交流传动系统能耗制动最关键的设备之一,它的质量好坏将直接影响整个系统的安全及整体性能。当电机进行制动时,它将电能回馈到变频器或逆变器直流母线上,导致直流母线电压的升高。当直流母线电压达到一个预定限值时,制动单元自动开通,通过能耗电阻卸能将直流母线电压限制到可以接受的水平,避免由于直流回路过压导致变频器故障而停止运行。实际在大功率应用的场合,经常需要多台制动单元联合使用,以满足制动功率的需要。综合分析已知的包括国际大公司的产品,由于制动电压阈值的差异和电路参数的分散性,当多台制动单元并联使用时,均无法实现同步投入和同步触发,造成制动单元的烧毁,影响系统中其它主要设备的安全运行。

2 大功率制动单元的实现

随着近几年IGBT开关器件的不断发展,其电流、电压等级不断提高,目前大功率制动单元主要由专用的IGBT基于降压斩波电路(Buck Chopper)来实现,与其它可控的功率器件比较,这类型的晶体管在应用中具备一系列的优点,如可主动关断、不需要缓冲网络、控制单元简单、开关时间短、开关损耗低等。为了实现制动单元单台大功率制动,一般由多只IGBT并联使用,冷却方式根据应用场合可以采用水冷和强迫风冷等。

制动单元是根据直流母线电压独立运行的,用绞合电缆把其连接到公共直流回路中,其控制电路电源由直流母线电压供电,无需外接。其主电路拓扑结构如图1所示。

直流母线电压通过控制电路转变为小电压信号,与给定电压阈值比较,通过运放与RC组成的滞环电路网络进行闭环调节,通过比较器产生PWM(Pulse Width Modulation)驱动信号来驱动功率器件工作,通过制动电阻把能量消耗掉。

3 大功率制动单元并联工作

3.1 独立工作的大功率制动单元并联使用

在许多实际应用场合中,由于回馈到直流母线上的能量非常大,单台制动单元无法及时响应和卸掉公共直流母线上多于的能量,为了提高制动功率,需要多台制动单元并联使用。并联的制动单元所用的电缆长度和截面必须一致,以保证电流的均衡分配。但在实际控制中,由于控制电路器件精度、制动电压阈值的差异和电路参数的分散性,当多台制动单元并联使用时,均无法实现同步投入和同步触发。这将造成先投入的制动单元负担过重,甚至过载,如果后续的制动单元不能及时投入,则先投入的制动单元损坏的可能性极大,工程实践也证明了这一点。

3.2 具有同步触发装置的大功率制动单元

为了实现大功率制动单元并联使用时,能够同步触发和同步投入,在控制系统中加入了自适应主从控制和同步触发装置。而且其主从控制的信号交换采用光纤通讯,从而提高了抗干扰能力和工作可靠性,特别适用于强干扰的大型交流控制系统中。

图2中Vin为每台制动单元自身产生的PWM驱动脉冲,其通过电阻R1连接作为自身U2(或门逻辑电路)的2号端输入信号,同时Vin通过三极管V1放大直接驱动三路光纤发送设备A11、A12、A13工作。A11中的U1为光纤发送头,R4、R5为光纤发送头的限流电阻,其作用是防止光纤发送头因过流被烧毁,图2中的光纤发送设备A11、A12、A13工作原理相同。B11为光纤接受设备,U3为光纤接受头,C1为光纤接受头电源1、2号端子间的突波吸收电容,作用是防止因电源的突变而烧毁光纤接受头,R2为光纤接受头的输出电阻,其一端与光纤接受头U3的3号端相连,另外一端与电源VCC(控制系统的工作电源,一般为+15V)相连。根据光纤接受设备的电路原理,我们特意设计U3为同向工作原理,当U3接受到高电平信号时,此时3号端通过电阻R2输出为高电平信号,当U3接受到低电平信号时,其3号端输出为低电平信号,最终U3的3号端输出信号作为U2(或门逻辑电路)的3号端的输入信号,图2中的B11、B12、B13电路原理一样,都是光纤接受设备,同理B12的输出信号作为U2的4号端的输入信号,B13的输出信号作为U2的5号端的输入信号,U2为四二输入的或门逻辑电路,U2的1号端为同向输出端,R3为1号端的输出电阻,通过R3的输出信号Vout作为IGBT的驱动脉冲,去驱动IGBT安全可靠的工作。

3.3 具有同步触发装置的大功率制动单元并联使用

图3中公共直流母线通过电连接U11(电压检测单元),U11通过电连接U12(脉冲发生单元),U12通过电连接自身的U13(同步触发装置),同时通过光纤连接其余制动单元的U23、U33、U43(同步触发装置);剩余制动单元同理。U13、U23、U33、U43的输出通过电连接去驱动各自的IGBT安全可靠的工作。

根据电压检测单元和脉冲发生单元工作原理,由于每台制动单元其制动电压阈值的差异和电路参数的分散性,每台制动单元的脉冲发生单元(U12、U22、U32、U42)的输出脉冲在占空比、频率上各不相同,提前工作的占空比大,最后工作的占空比小,但是,根据同步触发装置(U13、U23、U33、U43)或门逻辑电路工作原理,其输出脉冲只与最大输入占空比的脉冲有关,所以每台制动单元同步触发装置输出脉冲都与提前工作的制动单元的输出脉冲是一致的,因此,无论哪台制动单元先工作,其脉冲信号就作为主驱动信号,必将同时触发另外三台制动单元同时投入和同时工作。

4 设计实例

以下是具有同步触发装置的两台大功率制动单元并联工作时的情况。

定义:ch1“1#”制动单元IGBT驱动脉冲

ch2“2#”制动单元IGBT驱动脉冲

ch3“2#”制动单元自身产生的工作脉冲(光纤发送)

ch4“1#”制动单元自身产生的工作脉冲(光纤发送)

从工作波形可以看出,ch1、ch2、ch3波形的占空比基本一致,ch4波形的占空比相对窄,因为两台制动单元的放电阈值不一样,所以在同一电压源下,较低的即“2#”制动单元先工作,先工作的占空比较宽,后工作的较窄,而最终驱动IGBT工作的驱动脉冲又是一致的,说明同步触发功能起到了作用,实现了两台制动单元并联工作时,能够实现同步触发工作。

由于同步触发功能的实现有模拟电路和数字电路组成,所以工作脉冲在传送过程中有一定的延时,具体如图5所示。

从工作波形中可以看出,最终驱动IGBT工作脉冲ch1延迟ch2不到500ns,这主要是由器件造成的,但这么短的时间完全可以忽略。所以增加了同步触发功能的制动单元完全可以实现多台制动单元并联同步工作。

5 结论

通过同步触发装置解决了大功率制动单元并联使用时能够实现同步投入和同步触发,使得并联工作的各台制动单元的制动功率均衡。制动效率大大提高了,整个系统的安全可靠性也大幅度提高了。该功能大大提高了制动单元使用的灵活性,为大型传动系统能耗制动的硬件冗余提供了更大的自由度,彻底解决了由于能耗制动制动单元响应不够快而导致能量不能及时消耗给系统带来的严重威胁。

参考文献

[1]方涌奎,屈敏娟,张支钢.变频器控制系统的制动单元及其应用[J.]精密制造与自动化,2009.

[2]朱卫兵.变频器制动单元的使用及其计算[J.]江苏冶金,2006.

[3]王兆安,黄俊.电力电子变流技术[M.]机械工业出版社,2004.

制动功能 篇4

近年来,随着经济迅速发展,电梯不再局限于生产环节,而与人们的生活及工作息息相关。电梯安全事故随着电梯的普及也越发频繁,对人的生命和财产都造成了极大的威胁[1],因而电梯安全问题成为了当今社会热点问题。对于电梯安全整体性能评估方法有很多,但单独针对电梯制动系统,国内外学者研究甚少。目前,国内外尚没有功能安全评估机构,但很多企业已从仪表功能安全延伸到电器设备、机电设备、机械设备等[2]。然而那仅局限于对目标系统镜像危险和风险分析及相关硬件的安全完整性水平计算等工作,对于整体安全生命周期分阶段安全评估还相对少。

电梯制动系统是电梯能否安全运行的核心组件[3],电梯运行到停止或者紧急制停,都依靠制动系统来控制,以便保证电梯的安全。假如制动器出现制动力不足、卡阴等现象或者控制系统中出现部件失效、电气粘连等,这些都会导致电梯制动系统安全功能失效,出现电梯坠落、冲顶或剪切等安全事故[4]。2013年5月,深圳罗湖区某大厦电梯,由于制动臂上销轴的劣质润滑油进入制动鼓和制动闸瓦之间,致使发生“溜车”,使一名女护士头部被夹致死;2013年8月,深圳宝安某小区电梯,由于制动力和平衡系数过小出现溜梯,致使12名乘客被困1个小时;2012年7月,东莞南城某些字楼电梯因为电梯过载保护失效,未能刹停,直接掉落负一层,20余人受伤。电梯制动在电梯事故中占有很重的比例,且电梯制动系统的失效数据是影响系统安全完整性等级验证的重要因素[5]。

因此,电梯的制动系统安全功能评估有着重要的意义,目前国内外安全评估都是多使用通用数据库,但是这些都是在特定的环境和条件下的具体应用,不能够精准地反应系统的实际情况,故不具有广泛代表性。对于造成电梯事故易发部位—制动系统,笔者基于电梯制动系统失效模式、影响及其诊断分析(failure mode,effect and diagnosis analysis,FMEDA),找出电梯制动系统的故障模式,分析其失效概率,最后对其进行失效率计算,评估该系统是否处于安全范围。笔者通过建立基于FMEDA的电梯制动系统功能安全评估,将电梯制动系统由上而下分解为传感器子模块、逻辑子模块和最终组件子模块,分别对其模块进行功能概率评估,最终综合成安全完整性等级来作为该电梯的安全评估值[6],评估该系统是否处于安全范围。

1功能安全及FMEDA简介

功能安全是依赖于系统或设备对输入的正确操作,满足性能等级要求,实现安全目标。它是系统执行能力可靠性评估的重要指标,主要表现在规定的时间内完受控设备需要相关系统执行动作,完全执行该动作的概率。

FMEDA故障模式、影响和诊断分析是FMEA故障模式和故障影响性分析的一种延伸[7],是在FMEA识别产品不同元件的失效模式融合评价失效影响的一种自上而下的方法[8]。它主要增加了两部分信息:对分析部位给出定量的失效数据—安全失效率、危险可检测失效率、危险不可检测到失效率、安全分数和安全失效模式的分布值;系统或者是子系统通过自动在线诊断发现其内部失效的能力。工程实例表明,FMEDA技术在对系统失效参数比较了解的情况下,是分析产品失效最有效的方法。它能准确、全面地分析出产品失效与零件各元件故障的逻辑关系,最后对整个系统的功能等级进行评估。

2电梯制动系统随机组件失效识别

任何一个系统硬件失效概率最有效的方法是从制造厂商提供产品的失效概率值,但由于同一类型的系统在不同的应用场合可能会有同的失效值,再无法获取精确的失效值的时候,最直接可靠的方法是通过业界标准统计的庞大数据库来确定,其中比较有代表性的是MIL HDBK 217F、GJB/T299C-2006等。如若在数据库也不能获取数据的话,则需要现场测量。

对电梯制动系统,大多数研究都是针对制动器本身进行定性分析,而很少涉及到随机组件的传感器和逻辑控制部分的定量分析。电梯制动系统失效是多方面的,笔者基于FMEDA法,利用功能评价将传感器子系统硬件随机组件、传感器子模块、逻辑控制子模块、最终组件子模块评价指标量化。

3电梯制动系统实例分析

3.1电梯的选取及电梯的基本信息

本次评估选取广州市某小区的载客电梯作为案例,记为A梯。该电梯安装于1999年6月,10层10站,速度为1.0 m/s,载重阈值为1 000 kg。A梯在进行安全功能评估时,虽出现故障但尚且能够运行正常。所在的小区提出安全评价申请之前,发生过多次电梯困人及偶有电梯突然在上升过程中下坠的情况,在进行安全功能评估时,电梯尚且能够运行正常。

3.2电梯制动系统检测及评价信息

3.2.1传感器子系统硬件随机评价

电梯主要是由控制系统和拖动系统组成,而通过传感器执行和传递信号。电梯制动系统中,主要有称重传感器和旋转编码器,分别测量载重和运行速度,传感器能否正常工作影响电梯的制动系统运行,严重时会使电梯处于极度危险状态。一般传递载荷、换向、显示故障、位置、速度等各种信号,都需2~8个传感器来共同完成。在电梯制动系统中,主要有称重传感器和旋转编码器,分别测量电梯的载重和运行速度,传感器能否正常工作影响电梯的制动系统运行,严重时会使电梯处于极度危险状态。

根据电梯浴盆曲线,在电梯正常寿命一般5~15年基础失效概率由厂家提供。当不在正常范围内,随着使用年限的增长,其失效概率是逐渐增长[10],应对其修正。以电梯正常寿命5~15年为正常期间,出厂厂家提供的失效概率作为基础失效概率值,当不在这个时域时,应对其失效概率进行修正。据统计,电梯传感器随着使用年限的增长,其失效概率是逐渐增长[10]。

通过统计可得:对比使用年限为5~15(正常使用寿命)年的定检不合格率,可以发现每年的不合格率的正常使用寿命的1.5倍。故对此使用年限的失效概率做相应的修正,以15年为基础,以后每超越一年就失效率增加10%。

3.2.2传感器子模块

因为电梯检查周期为6个月,所以根据GBT20438.6中相应标准,当检测时间间隔为6个月,平均恢复时间为8 h时,每小时的平均失效率(高要求或者是连续操作模式下)按如下选取。如表2所示:(对称重传感器而言,)当基础失效概率为1 000 FIT、诊断覆盖率为60%、冗余结构为1oo1时,平均失效概率为200 FIT;(对旋转编码器而言),当基础失效概率为500 FIT、诊断覆盖率为90%、冗余结构为1oo1时,平均失效概率为25 FIT。因此传感器模块总失效概率为:PFDS=200FIT+25FIT=225FIT。

根据前面修正加成,使用17年加成20%,最终得到:PFDS=225FIT∙(1+20%)=270FIT。

3.2.3逻辑控制子模块

电梯的逻辑控制子模块是由基本的控制电子元器件组成,而电子元器件的失效概率符合指数分布。根据指数分布无记忆特性,故某一个元件在任何一个连续相等的时间内,其失效概率都是相等的[11],故电子元器件失效概率随着使用时间增加基本保持不变。本文根据GJB/T299C-2006计算各部件的失效概率,此处以制动线圈ZQ为例。

式(1)中:λp-工作失效率,λb-基础失效率(由绝缘等级和热点温度决定),πE-环境系数,πQ-质量系数,πK-种类系数,πC-结构系数。

对于绝缘等级为B,工作环境温度T=25℃,温升ΔT=40K,则热点温度THS=69K查表可知当绝缘等级为B时,热点温度为65对应的基本失效概率λb为0.0052×10-6,热点温度为70 K时,其对应的基本失效概率λb=0.0055×10-6,基本失效概率查表计算得:λb=5.44×10-9,环境系数πE为一般地面级别,取πE=2;质量系数πQ为B级标准产品,取πQ=1;种类系数πK为小功率射频线圈,取πK=3;结构系数πC为固定值,取πC=1;因此最后计算结果λp=32.4FIT(FIT=10-9)。根据相同原理获得其余各元件失效概率如表3所示。

如表3所示:A电梯制动器驱动电路总危险失效概率为437.302 8 FIT。因为选取的电梯电路冗余结构为1oo1,诊断覆盖率为0%,检测时间间隔为6个月的平均失效概率为218.651 4 FIT。

电梯制动控制系统PLC工作失效概率为23 644 FIT,因为在电梯紧急制动过程中,假如控制系统中的任何一个环节失效,其危害程度都属于危险失效,当其冗余结构为1oo1时,诊断覆盖率为99%,所以计算时间间隔为6个月的平均失效概率为118.22 FIT。因此对于整个电梯制动系统逻辑子系统的总平均失效概率:PFDL=218.65FIT+118.22FIT=336.87FIT。

3.2.4最终组件子模块

最终组件系统作为电梯制动系统的最后安全相关子系统的执行部件,其大多数最终组件子系统都是机械部件,对于电梯制动系统,其最终组件主要是指制动器,而制动器只要出现问题就会使整个制动系统无法工作,就意味着其会伴随着危险事故的发生。电梯的制动系统主要是让电梯在突发的情况下紧急制停,本文对于电梯制停的几个重要的参数制停速度、制停距离、制停时间等综合考虑,本文从以下三个方面对电梯制动系统进行功能评价。

(1)平衡系数的测量

对于电梯而言,制动的主要对象轿厢,对于轿厢而言分别以空载、装载额定载重量的0%,30%,40%,45%,50%,60%,100%作上下全程运行,分别通过测量其上下行的电流大小,从而确定电梯的平衡系数。具体数据如表4。

查看图2上行电流曲线与下行电流曲线的交点可知:该电梯制动系统的平衡系数0.44。对于A电梯而言,电梯对重块质量为1 400 kg,额定载荷重1 000 kg,计算轿厢的重量为960 kg。

(2)制停数据的测量

测得轿厢、对重块直径D=900 mm,制动盘直径d=300 mm,计算得额定制动力F=2 400 N。

对于电梯上行及下行制动时,各载荷量的制停距离S与制动力F分别如表。

由表5及表6可知上行或者是下行时制动力Fmin=2 143 N,故其电梯的制动器工作失效概率的修正值为:

电梯制动系统中,上行是制动力最大值为2 256 N,最小值为2 214 N;电梯下行动力最大值为2 183 N,最小值为2 143 N;所以制动力最大为2 256 N,最小值为2 143 N,可得:

(3)假设电梯发生意外移动是再次到制动所移动的距离

现场检测电梯门的高度为2.2 m,人不会被剪切到最小高度为SH定为60 cm,当有防意外移动装置时,当位置偏移18 cm时,会触动防意外移动装置,根据前面的公式可知,总得制停距离为:

考虑危险度最大的两种极限情况,即空载上行和满载下行时,当电梯空载上行时,反应阶段加速度:

对重块质量:

式(2)中:P—轿厢质量,W—对重块质量,Q—额定载荷,q—实际载荷与额定载荷之比带入数据可得:a1=4.5m/s2,a2=0.992m/s2,

所以对于电梯空载上行时所预留的制停距离是安全的。

当电梯满载下行时,反应阶段加速:

所以认定为满载下行时所预留的制停距离是不安全的。

计算最终组件模块的总失效概率

查阅标准,可以得到制动器的基础失效概率为300 FIT,根据前面的加成比例:

综合前面的计算,可得:

根据标准查的该电梯的制动系统的SIL2(100 FIT~1 000 FIT),故其不满足安全要求。

4总结

(1)运用FMEDA的评价方法将电梯制动系统由上而下分解为传感器子模块、逻辑控制子模块和最终组件子模块,基于电梯运行系统的模块用失效概率量化。

对运用FMEDA将复杂的电梯制动系统分为传感器、逻辑控制和最终组件三个子模块,将电梯制动危险性用失效概率量化。

(2)对于系统随机组件失效参数进行参数修正,传感器模块基于使用年限值修正,逻辑子模块基于子元件现场测量数据修正,最终组件子模块基于制停参数与制动器结构对修正。利用修正概率更加准确的计算失效概率,对安全评价更加精准。

对通过对具体运行参数用失效加成修正,传感器模块基于年限修正,逻辑子模块基于子元件现场测量数据修正,最终组件子模块基于制停参数与制动器结构对修正,使失效概率更精确。

(3)电梯制动系统的安全评价可知:随着电梯使用时间的增长,其制动系统的失效概率远远大于其它子系统。其中传感器和逻辑子模块在增幅20%以内,而最终组件的最大增幅可以达到100%。

参考文献

[1]胡冰颀,张继宏.基于电梯安全有关问题的博弈分析[J].质量探索,2012(03):46-48.

[2]靳江红,吴宗之,赵寿堂,等.安全仪表系统的功能安全国内外发展综述[J].化工自动化及仪表,2010,37(5):1-6.

[3]郑飞.电梯溜车现象的分析和对策[J].机电技术,2009,32(02):92-94.

[4]宋继红,石家骏,谢铁军.中国特种设备安全技术规范简介[J].中国特种设备安全,2014,21(5):42-44.

[5]李佳玉,员春欣.IEC61508功能安全国际标准及安全性分析[J].中国铁路,2001(01):44-45.

[6]冯晓升.功能安全技术讲座第三讲基于风险的SIL确定技术[J].仪器仪表标准化与计量,2007(03):18-23.

[7]贾伟.基于FMEDA的气动薄膜调节阀可靠性研究[D].杭州:浙江工业大学,2010.

[8]张杰.风险评估和失效数据分析技术及在丙烯腈装置的应用[D].杭州:浙江大学,2012.

[9]唐鑫鑫.多接口网关的可靠性及安全性评估[D].北京:华北电力大学,2011.

[10]金辉,吴穹.产品部件安全关键度研究[J].科技信息,2009(36):402-403.

制动功能 篇5

制动系统作为动车组九大关键技术之一, 基础制动装置的性能直接影响着列车运行的安全与品质。对于传统制动缸而言, 制动状态下制动夹钳杠杆不可避免地存在一定的弹性变形, 随着制动缸内气压的增大, 杠杆弹性变形增大, 制动缸持续伸长, 从而可能引发间隙调整, 导致缓解后盘片间隙减小[1]。

为解决上述问题, 在传统制动缸的基础上改进了机构, 并利用多体动力学仿真手段对制动缸各主要动作进行了过程模拟, 通过监控动作过程中的相关物理量, 判断改进后的机构原理, 最终通过样机试验验证了改进方案的有效性。

2 机构改进方案简介

2.1 机构组成

相比传统的制动缸, 改进后的制动缸机构在调节螺母组件和引导螺母组件之间增加了1个阻调机构, 主要由阻调弹簧、阻调垫片、阻调弹簧座和锥套构成 (见图1) 。

阻调弹簧座固定于活塞管内;阻调垫片通过键与调节螺母键槽配合;锥套通过键嵌套在活塞管盖内;阻调弹簧安装在阻调垫片与锥套之间。

2.2 机构动作原理

(1) 正常“制动-缓解”与间隙调整动作

由于阻调弹簧刚度远大于调节螺母弹簧和引导螺母弹簧, 因此在正常“制动-缓解”和正常间隙调整 (闸片端未夹紧, 制动缸处于自由伸长状态) 过程中, 其弹簧力使得锥套端面与阻调垫片之间始终保持一定间隙, 即阻调机构在此过程中不发挥作用, 此时的动作原理与传统制动缸相同。

(2) 阻调动作

闸片端处于制动夹紧状态时, 当制动缸内压力持续上升, 杠杆变形增大, 制动缸和调节轴所受轴向载荷也随之增大。对于传统制动缸而言, 由于杠杆存在弹性变形, 活塞仍有轴向运动空间, 并通过引导螺母将该运动传递到调节轴, 调节轴带动调节螺母向外运动。若杠杆变形较大, 方键运动受方键槽限位后, 调节螺母与锥齿滑套端齿分离, 从而使得调节螺母旋转, 即发生过度调节。

在增加阻调机构后, 由于调节轴受到较大的轴向载荷, 该载荷通过引导螺母传递到锥套上, 当载荷大于阻调弹簧力时, 阻调弹簧被压缩, 锥套发生轴向移动, 其端面与阻调垫片贴合, 通过端面接触摩擦对阻调垫片的轴向运动进行约束。在此情况下, 即使调节螺母与锥齿滑套端齿发生分离, 由于阻调垫片的限位, 调节螺母依然无法发生旋转, 即无法进行调整动作, 从而达到“阻调”的目的。

3 动力学仿真验证

为验证上述改进机构的动作原理, 在Solidworks Motion环境下建立制动缸的动力学仿真模型 (见图2) 。为获得真实物理场环境下的分析结果, 在调节螺母与锥齿滑套端齿面、引导螺母与锥套端齿面、方键与方键槽、阻调垫片与锥套端面、锥套与活塞管盖等关键运动构件的运动副处施加实体接触 (参数设置见表1) , 其余构件采用运动副配合定义运动关系。

利用上述模型, 分别对正常“制动-缓解”、正常间隙调整和阻调动作进行模拟。

3.1 正常“制动-缓解”动作

方键最大运动行程范围9 mm, 设置活塞行程6mm, 因此方键在制动过程中不受方键槽限位。对比图3 (a) 和图3 (b) 可以看出, 调节轴与活塞的运动保持一致, 在制动缸缓解后, 调节轴完全复位, 位移与实施制动前相同;在整个动作过程中, 调节螺母和引导螺母没有发生转动, 即间隙调整动作未被触发。

3.2 正常间隙调整动作

设置活塞行程20 mm, 当方键运动达到最大行程范围9 mm后将受到方键槽限位。由于制动缸两端未受力仍处于自由状态, 方键运动受限后调节螺母与锥齿滑套将发生分离。从图4 (a) 可以看出, 在制动缸缓解后, 调节轴未能完全复位, 缓解后位移较制动前增加了约10 mm, 即一次调整量。从图4 (b) 和图4 (c) 中也能看出, 调节螺母与引导螺母角位移均有变化, 即二者均发生旋转, 说明在此过程中触发了间隙调整动作。同时, 从图4 (d) 中可以发现, 锥套的位移也与活塞保持同步, 说明在此过程中阻调弹簧未被压缩, 也没有发生阻调动作。

3.3 阻调动作

为模拟阻调动作, 在动力学仿真模型中调节轴端外侧轴向引入1个弹簧活塞缸模型, 用弹簧模型近似模拟制动夹钳制动过程中杠杆的弹性变形, 如图5所示。

设置活塞行程14 mm, 初始状态调节轴端部与活塞轴向距离5 mm, 即调节轴运动5 mm后开始受轴向阻力。对比图6 (a) 和图6 (b) 可以看出, 在制动缸缓解后, 调节轴完全复位, 但在制动和缓解阶段, 调节轴与锥套的位移均存在1个明显的停滞过程 (约在1.0 s与2.5 s时刻) , 该停滞过程由阻调弹簧的压缩和复位过程引起。在此过程中, 调节螺母与引导螺母将不发生旋转, 说明阻调机构产生作用, 即使调节螺母与锥齿滑套端齿发生分离, 仍能有效抑制调节机构产生过度调整。

4 样机试验验证

基于以上机构原理, 试制了改进后制动缸试验样机 (见图7) 。在不同制动气压下对试验样机进行反复多次制动动作, 通过测量对比每次动作后的缓解间隙, 发现改进后制动夹钳样机的缓解间隙能够基本保持在某一稳定值附近, 不会由于制动气压的改变而发生较大变化。

5 结论

通过在传统制动缸中增加1个阻调机构, 使得制动缸受到轴向载荷时发生阻调作用, 防止由于杠杆弹性变形引起的间隙过度调节, 维持制动盘与闸片间隙值的稳定。基于动力学仿真分析和样机试验, 验证了该改进方案的合理性。

利用Solidworks Motion平台, 对制动缸内部动作过程进行模拟, 该方法对机构原理验证、复杂机构内部组件动作过程展示与相关动力学物理量的计算, 提供了十分有效的实现手段。

摘要：针对传统制动缸在杠杆弹性变形时, 间隙调节机构可能出现过度调节而导致盘片间隙减小的问题, 提出了能够识别制动缸载荷状态且具有阻调功能的制动缸机构改进方案, 最终通过样品试制与试验, 验证了该机构改进措施的有效性。

关键词：制动缸,阻调,多体动力学

参考文献

制动功能 篇6

图1 所示为EQ2102 型卡车制动系统原理图。

一、制动系的组成及功用

1.行车制动装置:行驶时减速和停车。

2.驻车制动装置:使停驶的车辆驻留原地不动。

3.辅助制动装置:基本制动的辅助部分, 防止因制动器过热而降低制动效能。

4.应急制动装置:在行车制动失效的情况下实现汽车减速或停车。

二、 气路制动各部件的功能及工作原理

1.空气压缩机 (见图2) 的功能是产生压缩空气, 是制动系统的动力源;其结构为往复活塞式;冷却形式分为空冷式和水冷式2种;润滑方式采取压力强制润滑。其工作原理我们用表格简单的来表示 (见表1) 。

2.调压阀 (见图3) 的功能是使储气筒保持在规定的气压范围内, 并在超过规定气压后, 实现空压机的卸荷空转, 以减小发动机的功率消耗, 延长空压机寿命。

调压阀工作原理 (见图4) :

(1) 空压机→1 口→ B腔→e 21;

(2) B腔→E腔→膜片C上移 (810k Pa) 阀d打开→K下移→排气阀i打开;

(3) 当21 口下降60~130 (k Pa) → 膜片C下移→K上移→排气阀i关闭。

3.空气干燥器 (见图5) 的功能是过滤压缩空气中的水分、机油和杂质, 减少管路腐蚀, 提高制动系统安全性。空气干燥器有防冻加热功能。由于经空压机压缩后的气体温度较高, 因此空气中包含的水分随同空气一起进入气路。含有水蒸气的压缩空气, 经过管道凝聚成水。这些水分会引起金属零件锈蚀, 橡胶密封件龟裂、润滑油脂分解失效, 管路堵塞等故障, 严重影响行车安全性。特别在寒冷地区的冬季, 存留在气路中的水分会进一步冻结成冰, 破坏阀的正常工作, 甚至使制动操纵失效。空气干燥器利用分子筛作为干燥剂, 采用与卸载阀一体的整体式结构, 巧妙利用卸载阀排气的动作过程, 使再生贮气筒中的压缩空气反向通过干燥筒, 将干燥剂表面吸收的水分和油污排入大气, 实现了分子筛的再生活化, 能长期有效的吸收空气中的水分。

空气干燥器的工作原理 (见图6) :在充气过程中, 由空压机输出的压缩空气, 经接口1进入气室9, 这时由于温度下降会产生冷凝水, 冷凝水经过通道流到8处。压缩空气经过过滤器10和环形室到达干燥筒12上端, 当空气经过干燥剂11时, 水分被吸收, 并滞留在干燥筒的上层。干燥后的空气经过单向阀14, 接口21流向四回路保护阀, 最后预存在前桥贮气筒、后桥贮气筒和辅助贮气筒中待用。同时干燥的空气经气道13 和接口22 通向再生贮气筒。当整个系统压力升高到810~830k Pa时, 压缩空气推动胶碗1 向右移动, 打开阀门2, 压缩空气经过通道4 到达活塞7 的上端, 推动活塞7 向下运动, 从而使阀门8打开, 开始了排气过程, 水分和油污随气体从排污口6 处排向大气。

在排气过程同时, 来自再生贮气筒的干净空气由22 口进入干燥器, 经气道13、干燥筒12、气室9、排气阀门8 和排污口6 排向大气。当来自再生贮气筒的干净空气从下往上流经干燥筒时, 将滞留在分子筛表层的水分带走, 并排向大气, 从而使分子筛活化。当干燥器22 口的压力下降至卸载阀的回关压力 (700~770k Pa) 时, 阀门2 关闭, 活塞7 向上运动。活塞7 上端的空气经通道4, 调压阀芯3 中小孔至通道5, 最后由排污口6排出。同时, 排气阀门8 关闭, 排气过程结束, 下一个充气过程重新开始。通过调节螺钉16 可调节卸载阀的回关压力值。当环境温度低于4℃时, 干燥器的电加热装置启动, 防止排水系统因结冰而堵塞排气阀门8, 影响使用效果。当环境温度上升到20℃时, 电加热装置自动切断。

4.四回路保护阀 (俗称四通阀) (见图7) 的功能是保证贮气筒间的隔离, 安装在湿式贮气筒后, 在行驶过程中, 该阀所连接的任一回路损坏漏气时, 其它回路中的压力首先下降到安全压力之下, 然后未失效的回路中的压力回到安全压力之上。最低安全压力为670k Pa。

四回路保护阀的工作原理 (见图8) :气压从1 口进入, 同时到达a、d腔和b、c腔。当达到阀门开启压力时, 阀门s、g、p、k被打开, 压缩空气经21、22、23、24 口输送到贮气筒。当某一回路例如21 回路失效时, 由于阀门g 、p 、k的单向作用, 保证22、23、24 回路的气压不致经21 口泄漏掉。同时22、23、24 口的气压分别作用在膜片f、o、l上, 使得1 口来的气压容易将阀门g、p和k打开而继续向22、23、24 回路供气。当充气压力达到或超过阀门s的开启压力时, 气压才从损坏的回路21 中泄漏, 而尚未失效的其它回路中的压力仍得到保持。

5.串联制动阀 (见图9) 的功能是控制储气筒进入各车轮制动气室和挂车控制阀的压缩空气量。它能起随动作用并能保证有足够的踏板感。

串联制动阀的工作原理 (见图10) :在顶杆座a施加制动力, 推动活塞c下移, 关闭排气门d, 打开进气门j, 从11 口来的压缩空气到达A腔, 随后从21 口输出到制动管路I。同时气流经孔D到达B腔, 作用在活塞f上, 使活塞f下行, 关闭排气门h, 打开进气门g, 由12 口来的压缩空气到达C腔, 从22 口输出送到制动管路Ⅱ。解除制动时, 21、22 口的气压分别经排气门d和h从排气口3 排向大气。当第一回路失效时, 阀门总成e推动活塞f向下移动, 关闭排气门h, 打开进气门g, 使第二回路正常工作。当第二回路失效时, 不影响第一回路正常工作。

6.快放阀 (见图11) 设置在制动管路上靠近制动气室处, 其功能是保证解除制动时弹簧气室内的压缩空气直接快速排入大气。

快放阀的工作原理 (见图12) :当气路中没有压力时, 阀片a在本身弹力的作用下, 使进气口和排气口处于关闭状态。制动时, 压缩空气从1口进入, 将阀片a紧压在排气口上, 关闭排气口, 气流经A腔从2 口进入制动气室。 解除制动时, 1 口压力下降阀片a在气室压力作用下, 关闭进气口, 打开排气口, 气室压力从2口经排气口进入3 口迅速排入大气。

制动功能 篇7

近年来,随着电动汽车的兴起,轮毂电机驱动又得到了重视,相较于传统汽车动力传动系统,其结构更加简单、紧凑,占用的空间也更小[1]。最显著的例子便是在电动叉车领域的应用。如三支点前轮驱动电动叉车,它以前轮为驱动轮,后轮为转向轮,因为以三支点为支承形式,故能实现90°转向,转弯半径小,适于窄通道或作业空间狭小场所内的物料转运[2]。但同时带来的问题是由于叉车外形小巧,内部空间狭小,单独添加轮毂制动系统会导致传动效率的下降,这时候就需要将制动系统模块融入到轮边减速器内部。本文提出了一种带湿式制动功能的电动叉车轮边减速器的结构,并在理论上验证了结构的可行性。

1 三支点前驱电动叉车轮边减速器的设计

1.1 电动叉车轮边减速器传动方案及结构原理

鉴于三支点电动叉车在动力性能和制动功能上的要求以及整车布置情况,可以大致对此轮边减速器提出如下的设计要求:(1)从技术先进性、加工合理性和实用要求出发,正确地选择性能指标(如传动比、传动效率等)、重量和主要尺寸;(2)要求所设计的轮边减速器结构紧凑、重量轻、安全可靠性高、造型美观、维修方便,具有较强的抗冲击和抗振动的能力,运动较平稳;(3)具有湿式盘刹系统与防滑制动功能,使叉车即使在斜坡上也能安全停车,有易维护的制动刹车系统(液力/机械),使刹车更加安全和舒适;(4)零部件布置合理,方便制动拉杆、制动液压油管等与减速器相匹配零部件的设计与安装。

2K-H型行星齿轮机构具有制造简单、安装方便、外形尺寸小、重量轻、传动效率高等特点,为了使减速器结构较为紧凑且具有大的传动比,以提高叉车的通过性,故采用NGW型圆柱行星齿轮减速器[3]。综合考虑轮毂驱动电机的转速、体积、质量与电动叉车行驶速度的关系,将行星轮系的减速比选定在4~6左右,能在满足电动叉车空载行驶要求的同时也尽可能地降低整个行星轮系的体积。另一方面,应用在叉车上的轮边减速器还需要考虑叉车在载荷负重情况下会使用较大功率的驱动电机,而此时需要另外添加第二级减速系统来进一步减速和增大扭矩,产生强大的牵引力和动力。这样叉车采用双电机分别驱动,由两个驱动单元组成,每个单元由一个驱动电机经过两级减速的轮边减速器通过半轴直接带动前轮。

针对额定载荷为2t的电动叉车选择两个功率为6kW、额定转速为1 500r/min的AC驱动电机,能较好地满足叉车的工作要求,将外啮合齿轮副的减速比选定在4~5左右,整个轮边减速器的减速比初定为24。外啮合齿轮副Ⅰ的大齿轮齿顶圆外径尺寸和行星轮系Ⅱ的内齿圈外径应大体相当,这样在结构上能够合理布置两者的空间位置使得减速器的结构更加紧凑,同时能保证较大的传动效率。考虑到圆柱斜齿轮啮合性能较好、传动平稳,将该外啮合齿轮设计成圆柱斜齿轮。齿轮的具体设计参数见表1。

三支点电动叉车在制动刹车系统上的要求较为特殊,即需要同时存在液力和机械制动两种方式,所以将叉车的制动系统与减速系统(行星轮系)融合设计,从而整合为一部具备内部制动方式的轮边减速器。图1为减速器的传动示意图。从图1中可以看出,传动机构以斜齿轮副的小齿轮7作为输入,与行星轮系的行星架4(输出)有一个轴向偏心,能增加离地间隙,提高电动叉车的的通过性。通过对输入大齿轮6的制动来实现对这个行星轮系的制动,从而完成叉车的刹车与驻停。当制动器抱死联接大齿轮的机构时,外啮合齿轮在制动的瞬间会产生一个较大的咬合冲击,而斜齿轮的使用将部分冲击载荷分散到轴向上,从而大大减少齿轮折断和齿面点蚀的几率,延长了齿轮的使用寿命,提高了减速器工作的可靠性。

1.2 三支点前驱电动叉车轮边减速器的结构设计

图2为电动叉车轮边减速器结构的剖面图。在其装配过程中输出轴20外端分别用螺栓24与驱动轮毂固连,另一端通过外圆花键与齿圈行星架21配合连接,二者由输出轴20内端的外螺纹通过锁紧螺母19紧固。内齿圈14与齿圈牙嵌18通过内齿卡簧17联接,并用螺钉25紧定齿圈牙嵌18到壳体来限制内齿圈14的轴向移动,故而内齿圈能通过齿圈牙嵌和内齿卡簧与壳体浮动连接,这种浮动结构将改善各行星轮承载的均匀性,实现行星轮系的均载要求。太阳轮作为整体中间轴9的一个前段部分与行星轮15啮合。中间轴9后端设计有花键用以配合制动器的摩擦片内环10,中间轴9中端设计有平键槽,用以连接输入端斜齿轮组的大齿轮13,小齿轮4与外部电机通过花键连接从而构成整个减速器的第一级传动。行星齿轮通过滚针轴承支承在行星架21的行星齿轮轴上,其分别与太阳轮及内齿圈啮合。从斜齿轮副传来的动力经太阳轮、行星齿轮、行星架,最后传到轮毂,使驱动轮旋转;在特定工况下,通过对中间轴9的制动来实现与中间轴平键连接的大斜齿轮13的制动,从而中断动力输送,以此实现了叉车的行驶驱动和制动。该电动叉车轮边减速器采用闭式传动,它的外侧由固定行星轮系内齿圈的壳体1和用以分隔制动器与传动系统(包含行星轮系和斜齿轮组)的盖板2以及密封制动器组件的外端盖6组成。端盖上安装有接通液压油的管接头8和手动制动活塞杆7;端盖还加工有排气嘴和堵头,用以排出液压油内的气体。输出轴20与壳体1外端之间安装有油封22,以防止内部润滑油泄漏出腔外。

1.3 三支点前驱电动叉车轮边减速器虚拟样机

应用Pro/E进行三维造型设计,减速器的三维模型爆炸图如图3所示。

2 轮边减速器关键零部件的结构动力学分析

中间轴在轮边减速器的动力传输中起着重要的作用,中间轴三维模型如图4所示。中间轴前段部分设计有中心齿轮,与行星轮系的行星轮啮合,从而使得系统动力通过与中间轴平键配合的大斜齿轮输入到行星轮系。中间轴后端加工有开槽的渐开线花键用以配合制动器的内摩擦片,从而实现对中间轴的制动。

1-壳体;2-盖板;3-输入轴;4-小齿轮;5-制动器压盘;6-端盖;7-活塞杆;8-管接头;9-中间轴;10-摩擦片内环;11-摩擦片外环;12-摩擦片底环;13-大齿轮;14-齿圈;15-行星轮;16-牙嵌垫板;17-内齿卡簧;18-齿圈牙嵌;19-锁紧螺母;20-输出轴;21-行星架;22-油封;23-隔套;24-薄头六角螺栓;25-圆柱头内六角螺钉

中间轴结构的振动特性决定了结构对于其他各种动力载荷的响应情况,所以在一般情况下,在进行其他动力学分析之前首先要对其进行模态分析,用于确定中间轴的振动特性,从而为分析中间轴结构对随时间变化载荷的响应提供数据参考。

2.1 中间轴的结构模态分析

模态分析用于确定零部件的固有频率,从而在设计时避开这些频率或者最大限度地减少对这些频率上的激励,从而消除过度振动和噪声[4]。通过对Pro/E三维图的导入、材料参数以及边界条件的定义等操作,完成中间轴有限元结构模型的各项参数设置。本文在ABAQUS线性摄动步的频率提取分析步里,采用Lanczos法计算了中间轴的前30阶约束模态。中间轴的各阶固有频率见表2,前6阶固有频率振型图如图5所示。

通过ABAQUS的ODB Field Output模块,选择相关的输出变量,可以得到模型任意节点随着模态变化的空间位移曲线,本文仅给出了振型图中变化起伏较大的102号节点随模态变化的空间位移曲线图,如图6所示。

2.2 中间轴的结构改进分析

从模型的振型图和102号节点随模态变化的位移曲线可以看出,对于中间轴结构,当其振动频率达到其固有频率时,在渐开线花键轴端和太阳轮轴段部分的振动幅度远远超过其允许的位移量,这将导致中心轴结构的破坏从而直接影响到湿式离合器和行星轮系的正常工作。通过分析其各阶频率和振型,可以在实际设计中通过改变材料的刚度、密度或是结构形式来避免中心轴长期工作在共振频率下,从而避免该零件的破坏。

3 结语

本文对应用在三支点电动叉车的轮边减速器进行了研究,由于其在制动工况下特殊的使用要求,设计分析都更多从实际出发,旨在实现功能的可行性和完整性。由于国内外针对传统的湿式制动器和行星轮系的研究均已形成了比较完整的理论体系,因此如何进一步地完善制动器和行星轮系从而达到优化轮边减速器设计和提升其稳定性将是下一步的研究课题。

参考文献

[1]王玲珑,黄妙华.轮毂式电动汽车驱动系统发展综述[J].北京汽车,2007(1):3-6.

[2]张莉,张占仓.国内外三支点电动叉车的发展[J].工程机械与维修,2004(1):63-65.

[3]柴少彪.重型载货汽车行星齿轮轮边减速器动力学性能分析与研究[D].太原:太原理工大学,2010:11.