8-曳引机静态制动力矩现场测试试验大纲(整梯法)

提升机制动系统计算

提升机制动系统计算 Company Document number：WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998

提升机制动系统的验算 一、副井最大静张力、静张力差的验算： 副井技术参数： 绞车型号：2JK —20 罐笼自重：3450kg 一次提物载重量：6332kg 提人重量：1275kg 提升高度：540m 每米绳重m 最大静张力：17000kg 最大静张力差：11500kg 变位质量：64228（kg s2/m ） 楔形连接器：227 kg 盘形制动器型号：TS-215（闸瓦面积749cm 2,摩擦半径1.7m ，油缸作用面积138cm 2,液压缸直径15.4cm,活塞杆直径7.0cm ，一个油缸产生的最大正压力6300kg ）。 液压站型号：GE131B 型（制动油最大压力,最大输油量：9L/min,油箱储油量：500L ，允许最高油温：65℃）。 1、最大静张力的验算： PH Q Q Q F Z j +++=21m ax = 718+2448+3450+227+3569 =10413kg<18000kg 式中： Q 1—矿车重量 Q 2—碴重量 Q Z —罐笼自重(包括楔形连接器) P — 钢丝绳自重 H — 提升高度

通过计算，提升机最大静张力10413kg 小于提升机允许的最大静张力18000kg ，符合《煤矿安全规程规程》第382条规定要求。 2、最大静张力差的验算： PH Q Q F c ++=21m ax =3166+3443 =6609kg 〈12500kg 式中：Q 1—矿车重量， kg Q 2—碴重量， kg 通过计算，提升机最大静张力差6609kg ，小于提升机允许的12500kg ，符合《煤矿安全规程》第382条规定要求。 二、安全制动力矩的验算： 1、安全制动力矩： 式中： M Z —安全制动力矩 μ — 闸瓦与制动盘摩擦系数， R m — 摩擦半径，1.7m n — 制动闸副数，8副 N — 制动盘正压力 N=)/(C K F n l +?- K — 碟形弹簧刚度，4100kg/mm ?— 闸瓦最大间隙，2mm n l — 一组碟形弹簧片数，8片 C — 制动器各运动部分的阻力，

扭矩测试的几种方法对比与概念介绍.doc

序方法名称 号 拧紧法（增拧一 法） 标记法（划线二 法） 三松开法紧固件扭矩测试方法（拆车） 具体方法优点缺点备注 扭力扳手平稳用力逐渐增加力矩操作简1、存在二次紧固静态扭矩，该方法（切忌冲击），当螺母或螺栓刚开 单，但必的可能；用于残余扭矩的 须熟练2、对螺栓何时开测试，适用于装配始产生微小转动时它的瞬时扭矩值 有经验始启动很难确定，现场拧紧质量的最大（因要克服静摩擦力），继续存在主观因素；检测 转动，扭矩值就会回落到短暂的稳3、螺栓启动的时 定状态，这时的扭矩值即为检查所候，实际扭矩值应 得的扭矩。该是大约安装时 候的扭矩值，所以 测试值一般偏大。 检验前先在被检螺栓或螺母头部与技术水相对方法一更精动态扭矩，设计人被连接体上划一道线，确认相互的平不高，确员从设计角度给原始位置。然后将螺栓或螺母松开操作较出的扭矩即为动些，在用扭矩扳手将螺栓或螺母拧繁琐，不态扭矩，故拆车时紧到原始位置（划线处要线对准），适宜有建议采用该方法 这时的最大扭矩值再乘以0.9 ～ 1.1 防松功 所得的值即为检查所得的扭矩。能的紧 固件 用扭矩扳手慢慢地向被检螺栓或螺操作简扭矩偏小 母施加扭矩，使其松开，读取开始单，但必 转动时的瞬时扭矩值，并根据试验须熟练 和经验乘以一个系数： 1.1～ 1.2 即为有经验 检验扭矩值。 残余扭矩值是再继续拧紧螺栓/ 螺母时旋紧一个小角度测得的最小扭矩值。 起动扭矩不能作为残余扭矩。 动态扭矩：当紧固件再被固定的过程中测量得到的最大峰值。扭力扳手和动力工具都可以施加动态扭矩，动态扭矩不能在紧固件被紧固完之后测量。动态扭矩加载时进行在线测量得到的扭矩值。 静态扭矩：在一个紧固件被固定好之后，将其在拧紧方向上继续旋转的瞬时所需 要的扭矩。加载后对扭矩进行测量。 检测扭矩：与静态扭矩相同 动态与静态两种扭矩的监控与使用何种工具无任何关系，但是在确认扭矩时却非常有用。动态扭矩和静态扭矩的测量结果可能并不相同。静态扭矩会随着时间的推移而衰减，被紧固件为非金属时尤为明显；而且影响静态扭矩的因素较多，与

《气压盘式制动器制动力矩的计算》

T= 气压盘式制动器制动力矩的计算 1.制动力矩 在气压盘式制、动器中，制动力矩T f 主要来源于压力臂（增力杠杆元件）对气室推力Q 的放大，我们将其称之为传动比K ，经过增力机构放大的正推力为W p ，则W p ＝KQ 。 ηηe e p f KQfR fR W T 22== Tf=2W P fRe η Q ——气室推力； f ——摩擦块的摩擦系数； R e ——制动半径； η——机械传动效率。 2.制动半径 根据右图，在任一单 元面积RdR ?d 上的摩擦力 对制动盘中心的力矩为 ?dRd fqR 2，式中q 为衬块与 制动盘之间的单位面积 上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的

制动力矩为： θ?θθ)(322313222 1R R fq dRd fqR T R R f -==??- 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： θ?θθ)(21 222 1R R fq dRd fqR fW R R p -==??- 得有效半径为： )2]()(1[34322212212121223132R R R R R R R R R R fW T R P f e ++-=--?== 式中R 1＝134，R 2＝214（考虑到制动盘的倒角） 计算得：R e ＝177。 3.压力臂力臂 下图为装配状态压力臂的工作范围图： 由上图简化成下列坐标关系：

坐标原点为气室推杆的安装基点； 压力臂工作圆心的坐标点为（67.57，38.84），极坐标为（77.94，29.892°）； 工作半径R ＝67.65； 工作范围：α＝74°～90°～85.83°； 气室推杆端部球头圆心的运动轨迹方程： 220002)cos(2R =+--ρααρρρ （1） 其中94.770=ρ；?=892.290α；65.67=R 代入（1）式得：012.1498)892.29cos(88.1552 =+?--αρρ （2） 设气室推出长度为H ，10-=ρH 。 制动力臂的长度为L ，由坐标关系图可以得到下式： ααsin )84.3857.67(ctg L -= （3） 因此，测出气室的推出长度，就可以求出压力臂的力臂长度。

制动器的设计计算

§3 制动器的设计计算 3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： (1)制动鼓、蹄为绝对刚性； (2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； (3)压力与变形符合虎克定律。 1.对于绕支承销转动的制动蹄 如图29所示，制动蹄在张开力P 作用下绕 支承销O ′点转动张开，设其转角为θΔ，则蹄片 上某任意点A 的位移AB 为 AB =A O ′·θΔ 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC AC =AB COS β 即 AC =A O ′θΔCOS β 从图29中的几何关系可看到 A O ′COS β=D O ′=O O ′Sin ? AC =O O ′Sin ?θΔ? 因为θΔ?′O O 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sin ? (36) 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与O O ′连线呈90°的径向线上。 2.浮式蹄 在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面 上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动 或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动的 蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状况 和绕支承销转动的情况有所区别。 现分析浮式蹄上任意一点A 的运动情况。今设定蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用

下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q 为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A 的运动可以看成绕Q 作相对转动和跟随Q 作移动。这样A 点位移由两部分合成：相对运动位移和牵连运动位移BC ，它们各自径向位移分量之和为 (见图 30)。 AD =AB COS β+BC COS(?-α) 根据几何关系可得出 AD =(θΔ·OQ +BC Sin α) Sin ?+BC COS αCOS ? 式中θΔ为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。 令 θΔ·OQ +BC Sin ?=C 1 BC COS α=C 2 在一定转角θΔ时，1C 和2C 都是常量。同样，认为A 点的径向变形量AD 和压力成正比。这样，蹄片上任意点A 处的压力可写成 q=q 1Sin ?+q 2COS ? 或 q=q 0Sin(?+?0) 也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢?按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片 磨损具有如下关系式 fqv K W 11= 式中 W 1——磨损量； K 1——磨损常数； f ——摩擦系数； q——单位压力； v ——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑 动速度。 通过分析计算所得压力分布规律如图31所 示。图中表明在第11次制动后形成的单位 面积压力仍为正弦分布αsin 132=q 。如果摩 擦衬片磨损有如下关系： 2222v fq K W = 式中 2K ——磨损常数。 则其磨损后的压力分布规律为αsin C q =(C

提升绞车的常用闸和保险闸制动计算

提升绞车的常用闸和保险闸制动计算 提升绞车的常用闸和保险闸制动时，每个闸所产生的制动力矩与实际提升最大静荷重旋转力矩之比K值都不得小于3。 当常用闸或保险闸制动轮与滚筒同轴时，由于制动轮直径和滚简直径不同，制动安全系数不能直接用制动力与最大静张力之比，必须用制动力矩与最大静荷重旋转力矩之比，即： K=F z R z /F r R r 式中 F z ——制动力； R z ——制动轮半径； F r ——钢丝绳最大静张力； R r ——钢丝绳提升中心到滚筒轴中心的旋转半径。 当常用闸或保险闸制动轮与滚筒不同轴时，还应将减速比和传动效率计算 在内，即K=(F z R z /F r R r )×i·η 式中 i——减速比； η——减速器传动效率。 常用闹和保险闸的作用是在需要时，能可靠地使提升系统停止运行。要使提升系统可靠地停止运行，每个闸的制动力矩只比最大静荷重旋转力矩大是不够的，还必须克服系统的转动惯量才能停住车。在充分考虑了重物下放时，制动力矩要克服最大静荷重和较大的系统转动惯量再有一定的安全系数后，确定K不得小于3。由于保险闸是在紧急情况下自动施闸的，如果系统转动惯量小，会使制动减速度大于提升容器的自然减速度，导致松绳，提升容器反向冲击，易断绳跑车。可使K≥2，因为上提重物停车时，钢丝绳承受的最小冲击张力是最大静张力的2倍。当K<2时，停车会不可靠，所以保险闸的K值不得小于2。 工作闸由于是人工控制施闸，不能造成施闸太急松绳跑车，必须K不得小于3。 保险制动的K值不小于2的第2个原因是，当前主井提升还没有全部达到定重装载，或定重装置失效时，提升容器将被装满为止，而货载在矸石多、水大(尤其是综合采煤放顶时，有时肝石很多)时，一台9t箕斗容积，可能装载达到×=17t，一台12t箕斗容积为，装载量可以达到22t。如果是等重平衡绳提升，最大静张力将达到额定值的～倍，如果保险制动K值达到2，就会因过载提升中过流保护动作停电制动不住而坠斗。 保险制动K值不得小于2的第3个原因是，一般提升机电机的过载能力为左右，绞车正常时在额定静张力(差)状态下工作，当箕斗里装满了矸石或矿车载重增加，挂车超多时，如果载重达到正常值的2倍以上，绞车提不动还可以，一旦没有超过电机的最大负载转矩，将重物提升中途，因过流保护动作而停电紧急制动时，也会因保险制动K值小于2而造成坠斗、跑车。例如某年7月，某矿一台回绳摩擦轮提升绞车，就是因为定重装置故障没有及时修复，将载重为12t的箕斗，装满了矸石，在提升未到终点时过流保护动作，保险制动后未闸住而高速坠斗，造成了全矿停产18天的重大提升事故。由此吸取的教训是，定重装载、保险制动K值不小于2非常重要。同时提升绞车的过电流整定，在不影响电机安全和寿命前提下，适当放宽反时限过流保护的时间是有好处的，而保护短路和严重卡斗的瞬动电流整定还是越小越好。 保险制动力是否越大越好呢，不是，保险制动的"保险"，体现在特殊情况下需要紧急制动时，保险制动会自动、快速进行制动，因此要采用配重或弹簧

电机力矩计算

电机扭矩计算 电机力矩的定义：垂直方向的力*到旋转中心的距离 1、电动机有一个共同的公式： P=M*N/9550 P为功率，M为电机力矩（也称扭矩），N为电机转速，当M 和N都为额定值时，电机的功率也是额定功率，额定是指电机能够长期工作的极限值 2、瞬态扭矩是指电机在负载变化、速度变化时出现的过渡值，和额定没有关系，具体说，这个值可以超过额定扭矩，如果此时电机速度为额定时，电机可能会出现功率过载，这个过载只能持续很短的时间，这个时间取决于电机设计。 3、变频器的功率一般要大于等于三相异步电动机，但这还不够，还需要变频器输出的额定电流和过载电流都要大于等于电机所需的额定值或最大值，以保证电机能出足够的力矩（额定和瞬态力矩），否则可能出现变频器无法带动电机和负载的情况。 步进电机是一种能将数字输入脉冲转换成旋转或直线增量运动的电磁执行元件。每输入一个脉冲电机转轴步进一个步距角增量。电机总的回转角与输入脉冲数成正比例，相应的转速取决于输入脉冲频率。

步进电机是机电一体化产品中关键部件之一，通常被用作定位控制和定速控制。步进电机惯量低、定位精度高、无累积误差、控制简单等特点。广泛应用于机电一体化产品中，如：数控机床、包装机械、计算机外围设备、复印机、传真机等。选择步进电机时，首先要保证步进电机的输出功率大于负载所需的功率。而在选用功率步进电机时，首先要计算机械系统的负载转矩，电机的矩频特性能满足机械负载并有一定的余量保证其运行可靠。在实际工作过程中，各种频率下的负载力矩必须在矩频特性曲线的范围内。一般地说最大静力矩Mjmax大的电机，负载力矩大。 选择步进电机时，应使步距角和机械系统匹配，这样可以得到机床所需的脉冲当量。在机械传动过程中为了使得有更小的脉冲当量，一是可以改变丝杆的导程，二是可以通过步进电机的细分驱动来完成。但细分只能改变其分辨率，不改变其精度。精度是由电机的固有特性所决定。 选择功率步进电机时，应当估算机械负载的负载惯量和机床要求的启动频率，使之与步进电机的惯性频率特性相匹配还有一定的余量，使之最高速连续工作频率能满足机床快速移动的需要。 选择步进电机需要进行以下计算： （1）计算齿轮的减速比 根据所要求脉冲当量，齿轮减速比i计算如下:

普通话测试大纲60篇范文

普通话测试大纲60篇 一、文章目录 1、作品1号---《白杨礼赞》 2、作品2号---《故事时代》中《差别》 3、作品3号---《丑石》 4、作品5号---《达瑞的故事》 5、作品5号---《第一场雪》 6、作品6号---《读书人是幸福的人》 7、作品7号---《二十美金的价值》 8、作品8号---《繁星》 9、作品9号---《风筝畅想曲》 10、作品10号---《父亲的爱》 11、作品11号---《国家荣誉感》 12、作品12号---《海滨仲夏夜》 13、作品13号---《海洋与生命》 14、作品14号---《和时间赛跑》 15、作品15号---《胡适的白话电报》 16、作品16号---《火光》 17、作品17号---《济南的冬天》 18、作品18号---《家乡的桥》 19、作品19号---《坚守你的高贵》 20、作品20号---《金子》 21、作品21号---《捐诚》 22、作品22号---《可爱的小鸟》 23、作品23号---《课不能停》 24、作品24号---《莲花和樱花》 25、作品25号---《绿》 26、作品26号---《落花生》 27、作品27号---《麻雀》 28、作品28号---《迷途笛音》 29、作品29号---《莫高窟》 30、作品30号---《牡丹的拒绝》 31、作品31号---《“能吞能吐”的森林》 32、作品32号---《朋友和其他》 33、作品33号---《散步》 34、作品34号---《神秘的“无底洞”》 35、作品35号---《世间最美的坟墓》 36、作品36号---《苏州园林》 37、作品37号---《态度创造快乐》 38、作品38号---《泰山极顶》 39、作品39号---《陶行知的“四块糖果”》 40、作品40号---《提醒幸福》

扭矩测量方法

扭矩测量的方法原理 引言：扭矩是工厂场地上大多数设备的重要被测量对象之一。测量扭矩常常被误解，这就可能导致对测量系统的过度设计或设计不足。本文介绍多种用于扭矩测量的技术和折衷方法。 扭矩可以分为两大类，静态扭矩或动态扭矩。用于测量扭矩的方法可以被进一步分为两类，反扭矩和联机扭矩测量。被测扭矩的类型以及现有各类传感器，对所测的数据精度及测量的成本有重要影响。 在讨论静态和动态扭矩的比较中，最容易入手的是首先了解静力和动力的差异。简而言之，动力包括加速度，而静力则没有。 动力和加速度之间的联系被描述为牛顿第二定律：F=ma(力等于物质质量乘以加速度)。以汽车自身物质(质量)把车停下所需要的力就是动力，因为汽车必须被减速。由刹车卡钳施加以停止汽车的力就是静力，因为所涉及的刹车垫没有加速度。 扭矩只是旋转力或通过一定距离产生的力。根据前面的讨论，它被认为是静力，如果它没有角加速度的话。时钟弹簧施加的扭矩就是静态扭矩，因为没有旋转，因而也就没有角加速度。当汽车以匀速在高速公路上巡航的时候，通过汽车传动轴传输的扭矩就是一个旋转静态扭矩的例子，因为即使存在旋转，以匀速行驶也没有加速度。 汽车引擎产生的扭矩有静态和动态扭矩，取决于测量的部位。如果在机轴中测量扭矩，当汽缸每一次燃烧且活塞旋转机轴的时候，就有大的动态扭矩波动。 如果在传动轴测量扭矩，那几乎就是静态扭矩，因为调速轮和传动系统要阻尼引擎产生的动态扭矩。用曲柄提升车窗所需要的扭矩就是静态扭矩的例子，尽管涉及到旋转加速度，因为曲柄的加速和旋转惯性很小，与车窗运动有关的摩擦力相比，所产生的动态扭矩(扭矩=旋转惯性*旋转加速度)可以忽略不计。 最后一个例子描述了一个事实，大多测量应用都在某种程度上涉及静态和动态扭矩。如果动态扭矩是整个扭矩的主要组成部分或是感兴趣的扭矩，那么，要特别考虑何时对其作出最佳的测量。 反扭矩与联机扭矩的比较 通过在扭矩支撑零件之间插入一种扭矩传感器，可以做联机扭矩测量，非常类似于在套筒和套筒扳手之间插入延长杆。旋转套筒所需要的扭矩直接由套筒延长杆支撑。该方法容许扭矩传感器被放置在尽可能与感兴趣的扭矩靠近的地方，并避免可能出现的测量误差，如寄生扭矩(轴承等等)、无关负载和具有大的旋转惯性 的零件(会阻尼动态扭矩)。

《气压盘式制动器制动力矩的计算》

气压盘式制动器制动力矩的计算 （Calculation on braking torque of air disc brake ） 勇波 摘要： 气压盘式制动器ADB （air disc brake ）制动力矩的大小，从一开始使用就是争论的焦点。本文试图从实证研究入手，建立制动力矩的数学模型。 关键词： 气压盘式制动器ADB （air disc brake ）； 制动力矩——使汽车运动减速或停止的力矩； 压力臂——气压盘式制动器中产生增力的杠杆元件； 传动比——ADB 增力机构对输入力的放大比例。 参考书目： 《最新汽车设计实用手册》 林秉华 正文： 20世纪90年代，气压盘式制动器ADB （air disc brake ）开始被广泛应用于商用车辆，近几年在国内发展迅速，城市公交客车、中高档客车已经普遍采用ADB 配置。但各种各样的仿制产品在行业内落地生根的同时，理论上的研究显得比较冷清。在此，我抛砖引玉，对ADB 产品的传动比和制动力矩的计算方法作一番探讨和归纳。 1.制动力矩 在气压盘式制动器中，制动力矩T f 主要来源于压力臂（增力杠杆元件）对气室推力Q 的放大，我们将其称之为传动比K ，经过增力机构放大的正推力为W p ，则W p ＝KQ 。 ηηe e p f KQfR fR W T 22== Q ——气室推力； f ——摩擦块的摩擦系数； R e ——制动半径； η——机械传动效率。 2.制动半径 根据右图，在任一单元面积RdR ?d 上的摩擦力 对制动盘中心的力矩为?dRd fqR 2，式中q 为衬块 与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块 作用于制动盘上的制动力矩为： θ?θ θ)(3 223132221R R fq dRd fqR T R R f -==??- 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： θ?θ θ)(212221R R fq dRd fqR fW R R p -==??- 得有效半径为：

制动力矩计算

鼓式制动器制动力矩的计算 1、制动器效能因数计算 根据制动器结构参数可知： A 、 B 、 C 、r 、φ、（结构参数意义见附图二） 其中θ为最大压力线和水平线的夹角。 由以下公式计算μ＝0.35时（μ为摩擦片与制动鼓间摩擦系数），制动器领蹄和从蹄的制动效能因数。 θ=)tan(B C ar μγt a n ar = )t a n s i n s i n t a n (θφφφφθ+-=ar e θθγλ-+=e θθγλ+-=e ' φφφρsin 2sin 4+= r B A +=ξ r C B k 22+= 领蹄制动效能因数: 1sin cos cos 1-=?γ θρλξ?e k K

从蹄制动效能因数: 1 sin cos 'cos 2+=?γθρλξ ?e k K 制动器的总效能因数，可由领、从蹄的效能因数按如下公式计算： 2 11 24??φ?????+?=K K K K K 2、制动器制动力矩计算 单个制动器的制动力矩M 为： R P K M ??= 其中：K 为制动器效能因数 P 为制动器输入力，加于两制动蹄的张开力的平均值； R 制动鼓的作用半径,即制动器的工作半径r 制动器输入力η??=i F P /2 其中：F 为气室推杆推力，由配置的气室确定 i 为凸轮传动比，e L i /= （L 为调整臂臂长，e 为凸轮力臂，即凸轮基圆半径） η为传动效率，一般区0.63 例：某Φ400X180制动器，A=150 B=150 C=30 r=0.2 Φ=115° μ＝0.35 η＝0.63 通过上公式计算得1??K ＝1.530 2??K =0.543 2 11 24??φ?????+?K K K K K ＝＝1.603 取F=9900N(0.6MPa 气压下气室输出力) L=125 e=12 R P K M ??=＝R L F K ????η/2e=1.603*9900*125*0.63*0.2/(2*12)

盘点电机扭矩的测量方法有哪些

盘点电机扭矩的测量方法有哪些 扭矩是电机试验中一个重要的参数，尤其是在电机效率评测中扭矩更是一个不可或缺的被测量，扭矩测量的准确性直接关系到电机效率的评测的正确性。目前使用的扭矩测量方法按照测量原理可分为平衡力法、传递法和能量转换法。 一、平衡力法处于匀速工作状态的传动机械构件，其主轴和机体上一定同时存在一对扭矩T 和T，并且二者大小相等、方向相反。通过测量机体上的T来测量主轴上T 的方法称为平衡力法。设F 为力臂上的作用力，L 为力臂长度，则T=LF。通过测量作用力F和力臂L即可得出T和T。平衡力法的优点是不存在传递扭矩信号的问题，力臂上的作用力F容易测得；缺点是测量范围仅局限为匀速工作状态，无法完成动态扭矩的测量。二、传递法传递法利用传递扭矩时弹性元件的物理参数会发生某种程度的变化。利用这种变化与扭矩的对应关系来测量扭矩。按照不同的物理参数，可将传递法进一步划分为磁弹性式、应变式、振弦式、光电式等，目前传递法在扭矩测量领域应用最为广泛。 图1 传递法分类 1.光电式扭矩测量法 将开孔数完全相同的两片圆盘形光栅固定在转轴上，并将光电元件和固定光源分别固定在光栅两侧，转轴无扭矩作用时两片光栅的明暗条纹错开，完全遮挡光路，无光线照到光敏元件上不输出电信号;有扭矩作用时两个圆盘形光栅的截面产生相对转角，明暗条纹部分重合，部分光线透过光栅照到光敏元件上，输出电信号。扭矩值越大扭转角越大，照到光敏元件上的光线强度越大，输出电信号也就越大，通过测量输出的电信号能够测得外加扭矩的大小。 图2 光电式扭矩测量原理 该方法的优点是响应速度快，能实现扭矩的实时监测;其缺点是结构复杂、静标困难、可靠性较差、抗干扰能力差，测量精度受温度变化的影响较大。该方法不适用于刚启动和低

转矩的测试

转矩是旋转机械的重要参数之一。转矩的测试方法，按其基本原理可以分为三种：传递法（扭轴法）、平衡力（反力）法及能量转换法。 传递法是根据弹性元件在传递转矩时所产生的变形、应力或应变来测试转矩的方法（因为常用的弹性元件是扭轴，所以又称扭轴法）。变化的参数可以是变形、应力或应变等，使用的弹性元件是扭轴，等截面圆柱形扭轴的应变可按下式计算： 它所产生的应变可以引起贴在表面的电阻应变片阻值的变化而形成应变型转矩传感器。电机主轴旋转时，将转矩传递到扭轴上，扭轴上所产生的应变，通过转矩传感器的电阻应变片转换成相应的电信号，该信号通过处理后送显示器显示转矩数值。这种传感器使用方便，精度高，易于集成。 平衡力法是通过外加己知的与被测转矩方向相反的转矩，当传动轴静止或匀速转动时，外加转矩与被测转矩相等。这种方法简单，但必须通过另外一种方法测量外加的转矩或力及力臂，这样会对测量引入一定的累计误差。 能量转换法则是一种间接测量方法，根据对应于转矩大小而变化的其他能量参数来测试转矩的方法，是通过利用能量守恒的原理间接测量转矩，不易实现。这三种转矩测试方法的原理示意图，分别如图７．８（ａ），（ｂ），（ｃ）所示。本节对这三种转矩测试方法分别进行讨论。

一、传递法测试转矩 传递法所用转矩传感器是多种多样的，例如： （１）变形型转矩传感器，反映机械、液压、气动、电阻、电容、电感、光学、光电等参数的变化。 （２）应力型转矩传感器，反映材料磁阻变化或透光材料的双折射现象（磁弹或光弹转矩传感器）。 （３）应变型转矩传感器，反映轴的应变引起电阻应变片的电阻变化。 转矩测试仪因所用传感器不同而有较大差别，为此，分别举例讨论如下： １．相位转矩测量仪（采用变形型转矩传感器） 近年来，随着电子测试技术的迅速发展，信号的相位测试方法也日趋完善。利用相位测试原理制成的相位转矩测试仪，也得到广泛应用。特别是数字显示相位转矩测试仪，由于具有读数直观，信号可远传，不易受干扰，测试准确度高，测试结果便于自动记录或输入计算机进行数据处理等优点，在现代科学实验工作中的应用日益广泛。 （１）转矩与相位差。相位转矩测试仪一般由产生信号的转矩传感器和检测信号相位差的测量电路两部分组成，如图７．９（ａ）所示。

制动器设计及计算实例汇总

制动扭矩： 领蹄： 111????=K r F M δ 从蹄：222????=K r F M α 求出1??K 、2??K 、1F 、 β θ 2F 就可以根据μ计算出制 动器的制动扭矩。 一．制动器制动效能系数1??K 、2??K 的计算 1．制动器蹄片主要参数： 长度尺寸：A 、B 、C 、D 、r （制动鼓内径）、b （蹄片宽）如图1所示； 角度尺寸： β 、 e （蹄片包角）、α（蹄片轴中心---毂中心连线的垂线和包角 平分线的夹角，即最大单位压力线包角平分线的夹角，随磨擦片磨损而增大）； μ为蹄片与制动鼓间磨擦系数。 2．求制动效能系数的几个要点 1）制动时磨擦片与制动鼓全面接触，单位压力的大小呈正弦曲线分布，如图2，max P 位于蹄片轴中心---毂中心连线的垂线方向，其它各点的单位压力 σsin max ?=P P ； 2）通过微积分计算，将制动鼓 与磨擦片之间的单位压 力换算成一个等效压力， 求出等效压力的方向σ 和力的作用点1Z 、2Z （1OZ 、2OZ ），等效力 P 所产生的摩擦力1XOZ （等于μ?P ）即扭矩(需建 立M 和蹄片平台受力F 之间的关系)；实际计算必须找出M 与F 之间的关系式： ????=K r F M

3)制动扭矩计算 蹄片受力如图3： a. 三力平衡 领蹄：111OE H M ?= 从蹄：222OE H M ?= b. 通过对蹄片受力平衡分析（对L 点取力矩） ()1111G L H b a F ?=+? ()1111/G L b a F H +?= ∴ ()11111/G L OE b a F M ?+?= 111????=K r F M ∴ 111 1G L OE r B A K ? += ?? 同理： 2 22 2G L OE r B A K ? += ?? c. 通过图解分析求出1OE 、2OE 、11G L 、22G L 与制动器参数之间的关系，就可以计算出1??K 、1??K 。 3．具体计算方法： 11-?= ?ρ γ?K l K ； 1'2+?= ?ρ γ?K l K r B A l +=； r C B K 2 2+= 1) 在包角平分线上作辅助圆，求Z. 圆心通过O 点，直径＝e e e r sin 2sin 4+?

制动力矩的解释

佐宏自动化工控小学堂 变频器的选型 电机容量的选定 在选定变频器之前，首先进行电机的选定。根据应用计算负载惯量，然后计算电机的必需容量、必需转矩并选定电机。 简易选定方法（所需要的输出的计算法） 这种计算方法就是计算通常的运行状态下电机必需的输出选定电机。因为未包含加减速状态等计算，因此在选定电机时，要在计算值上再留有余量。对于像风扇、传输机及搅拌器等恒定状态下持续进行的应用，可进行简易选定。 ※不适用于下述应用。 要求急剧的上升 频繁地重复运行/停止 动力传输部的惯量大 动力传输部的效率低 直线运动的情况下：恒定功率-Po[kW] 旋转运动的情况下：恒定功率-Po[kW] 详细选定方法（R.M.S计算法） 计算为了实现应用的动作模式的有效转矩及最大转矩，然后再选择电机的一种方法。可进行与动作形式相对应的详细的电机选定。 转换到电机轴的惯量的计算 应用以下所示的惯量的计算公式，计算所有的零部件的惯量，然后换算成换算到电机轴的惯量。 转换到电机轴的转矩及有效转矩的计算 根据计算出的换算到电机轴负载惯量及电机转子惯量计算加速转矩，根据负载上所施加的外力及摩擦力计算负载转矩，然后计算电机动作所必需的复合转矩。 加速转矩 换算到电机轴负载转矩（外力?摩擦） 复合转矩及有效转矩的计算 可应用伺服电机的电机选定软件，进行上述的换算到电机轴的惯量的计算及有效转矩?最大转矩的计算。敬请使用。 电机的选定

将上述的计算结果应用到下述的计算公式中，计算有效转矩?最大转矩。 将2个计算结果中值大的一个选定为电机容量。 在选定电机时，要用比所计算的容量高、留有误差部分的容量来进行设定。 与有效转矩相当的容量 电机容量＝［kW］＝1.048NTRMS10－4 N：最大转数（r/min） 可提供最大转矩的电机容量 电机容量＝［kW］＝1.048NTMAX10－4/1.5 N：最大转数（r/min） 变频器容量的选定 选定用按照“电机的选定”的结果选定的电机能使用的变频器。从根本上讲，请选定与所选定的电机容量相适合的最大适用电机容量的变频器。选定变频器后，确认是否满足以下项目，如不能满足，则选定大1级容量的变频器再次进行确认。 电机额定电流≤变频器额定输出电流 应用程序上的连续最大转矩输出时间≤1分钟 变频器过载耐量为“额定输出电流的120%、1分钟”时，请用0.8分钟进行确认。 使用带PG的矢量控制在转数0（r/min）情况下所必需要保持转矩，或者在低频（10Hz以下）情况下频繁地需要额定150%以上的转矩时，请使用比变频器的选定结果大1级的变频器。. 制动电阻选型 制动电阻的必要性 如应用中减速时及下降时所产生的再生能量过大，则有变频器内部的主电路电压上升导致损坏的可能。 因为通常变频器中内置有过电压保护功能，检测出主电路过电压（OV）后则停止，不会造成损坏。但是，因在检测出异常后电机会停止，所以就难于进行稳定的持续运行。 有必要应用制动电阻器/制动电阻器单元/制动单元，将再生能量释放到变频器外部 再生能量是… 连接在电机上的负载，在旋转时有动能、在高位置时有势能。电机减速、或负载减小时，该能量会返回到变频器。这种现象称为再生，该能量即称为再生能量。 制动电阻的避免方法 避免制动电阻连接的方法有以下的方法。

软件测试大纲样本精编WORD版

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中远程无人侦察机突防生存力评估系统 测试大纲 目录 1. 测试目的 (3) 2. 主要技术指标要求 (3) 2. 1 主要战术技术指标 (3) 2. 2 使用要求 (3) 3. 测试要求 (4) 4. 测试仪器及辅助设备 (4) 4.1 测试设备 (4) 4.2 测试连接 (4) 5. 测试方法和步骤 (4) 5.1 测试方法和步骤 (4) 5.2 测试用例说明 (5) 5.3 中远程无人侦察机突防生存力评估系统测试用例 (7) 1.测试目的 为了确保中远程无人侦察机突防生存力评估系统的产品质量，使产品能够顺利交付验

收，需要测试中远程无人侦察机突防生存力评估系统是否满足任务书规定的主要技术指标和使用要求。 2.主要技术指标要求 2. 1主要战术技术指标 该系统具有如下功能： 可进行航路设定； 可进行突防过程中威胁环境的设定； 可显示突防过程中的地理环境； 可动态显示无人机飞行航迹； 具备无人机三维动态视景仿真功能； 具备无人机突防生存力评估功能。 2.2使用要求 1.本系统独立运行,能为无人机生存力评估提供一个三维动态仿真平台，能形象、直观、逼真地演示无人机对防空系统雷达网突防的过程；在确定的飞机性能、自然地理环境下选择合理的飞行航路，使无人机受到敌方防空系统的探测降低到最低限度，提高无人机的突防概率；方便地评估无人机的生存能力，还可用于任务规划人员的日常训练； 2.硬件环境：计算机CPU采用Inter酷睿i7 2.0GHz以上，内存不小于2GB，硬盘容量不小于256GB，具有标准网络接口，包含鼠标、键盘等通用外设；

φ420制动器制动力矩计算

φ420制动器制动力矩计算(正常STR 后) 一 后制动效能因数 鼓式制动器的主要几何参数 1 后制动器结构参数：（领从碲式、凸轮驱动） 制动鼓直径（半径R ） φ420（R210） mm 制动蹄片宽度： 185 mm 摩擦片包角α 0 ： 110° 摩擦片起始角β： 35° 凸轮轴位置h ： 315 mm 制动蹄支承点坐标a(e)： 160(38) mm 制动器调整臂长L ： 145 mm 制动凸轮渐开线基圆直径(2r)： φ25 mm 2 其它参数计算： ? =36.13a e arctg γ ?+=36.481γ βa ?+=36.1581 02ααα ?+=72.20621 03ααα ?=36.1032 3 α ?=552 α 5.1642 2' e a a +=

3 效能因数计算： 1） 单个领蹄的制动效能因数 B f R a A R h f BF ?-? ? = ' 1 2）单个从蹄的制动效能因数 B f R a A R h f BF ?+? ? = ' 2 上两式中： 866.02 sin 2 sin 4cos sin 3 3 00=???-= αααααA 896.02 cos 2 cos 130' =??+=ααR a B 3） 整个制动器的制动效能因数 2 1214BF BF BF BF BF +?= 计算 分别取 摩擦系数38 .035.0=--f f 时 时 当 38.035.0==f f BF 1 =1.44 BF 1 =1.687 BF 2 =0.53 BF 2 =0.56 BF =1.55 BF =1.682 二 后制动力矩计算 1 气室输出力： η??=S P F 式中：P---气室工作气压。取P=0.6Mpa S---气室的有效面积 η---气室效率. 取η=0.9

基于伺服电机转矩模式的动态力矩测试系统

第26卷第8期2009年8月 机 电 工 程 Mechanical &Electrical Engineering Magazine Vol .26No .8 Aug .2009 收稿日期:2008-12-08 作者简介:李　保(1981-),男,河南新乡人,主要从事机电一体化设备程序设计、嵌入式系统开发等方面的研究.E 2mail:libao1982@https://www.wendangku.net/doc/b016315095.html, 基于伺服电机转矩模式的动态力矩测试系统 李　保,王长华,倪森祥 (浙江省机电设计研究院有限公司,浙江杭州310003) 摘　要:为测试阻尼稳速展开机构的稳速能力和带负载特性,采用了基于CANopen 协议的力矩传感器 及工作于转矩模式下的交流伺服电动机,由工控机及可编程序控制器(P LC )调节转矩大小,实现了对展开机构角度2输出力矩曲线和展开机械2转速曲线的动态测试。试验结果表明,该系统能够对阻尼稳速展开机构特性进行高精度地评测。关键词:交流伺服电机;负载特性;转矩中图分类号:TP383.4 文献标识码:A 文章编号:1001-4551(2009)08-0079-04 D ynam i c m o m en t testi n g syste m ba sed on AC servo m otor torque con trol m ode L IBao,WANG Chang 2hua,N I Sen 2xiang (Zhejiang Institute of M echanical &Electrical Engineering Co .L td .,Hangzhou 310003,China ) Abstract:A i m ing at testing fixed 2s peed and driving l oad character of fixed 2s peed da mp ing t o expand machine,t orque transducer based on C ANopen p r ot ocol and AC servo mot or operated at t orque contr ol mode were used,the AC servo mot or mode s witch and l oad were contr olled by PC and P LC .Charts of expanding angle 2out put with t orque and expanding angle 2s peed were tested with high p recisi on .The test results indicate that the syste m can comparatively p recise evaluate the character of fixed 2s peed da mp ing t o expand machine . Key words:AC servo mot or;l oad character;t orque 0　引　言 应某航天研究所要求设计一个在不同环境条件下,能够对阻尼稳速展开机构各项性能指标测试的仪器。测试仪能自动收拢机构和释放机构,同时测试仪还能使机构加设定的负载力矩展开。因此,系统需要有收拢机构时的驱动源和机构展开时的负载源。由于交流伺服 电机[1] 具有体积小、重量轻、大转矩输出、低惯量和良好的控制性能等优点,同时有些交流伺服电动机具有多种工作模式,因此在该动态力矩测试系统中,驱动源和负载源的主要部件都采用了交流伺服电机。 基于此,本研究主要介绍基于伺服电机转矩模式的动态力矩测试系统。 1　力矩测试和控制系统 整个测控系统分为伺服电动机控制部分和力矩角 度测量部分,其中各种传感器测量信号通过US B [2] 接入工控机,整个力矩测控系统如图1所示 。 图1　力矩测控系统结构图 本系统中的P LC 选取三菱公司FX 1N 型,具有晶体管输出并带高速脉冲输出端。电动机选择三菱公司MR 2J3系列交流伺服电机和配套的MR 2J32350A 伺服放 大器 [3] 。交流伺服电动机输出功率为3.5k W ,它具有 位置、速度控制模式和转矩控制模式。伺服放大器具有多个电隔离的开关量输入/输出口和脉冲量输入/输出

制动器结构设计

第四章制动器结构设计 5.1 制动器主要结构参数的选取 5.1.1 制动鼓直径D 或半径R 的选取 5.1.2 制动蹄摩擦衬片的包角？及宽度？的选取 试验表明，摩擦衬片包角6在90-100之间时，磨损最小，制动鼓温度最低，制动效能最高。减小6角，有利于散热，但单位压力增大，磨损加剧。6角过大 将使制动作用不平顺，容易使制动器发生自锁。因此初步选取摩擦片包角为100. 5.1.3 摩擦衬片起始角6。。一般村片均布于制动蹄中央，使6。＝No —6／2。根据？值为100，可得6。为40。有时，应单位压力的分布，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。 5.1.4 制动器中心到张开力Fo 作用线的距离。在保证制动鼓内轮缸和制动凸轮能够布置的条件下，a 应尽可能大，以提高制动效能。初步设计时定为a=o ．8R 左右。 5.1.5 制动蹄支承点位置座标k 和c 。 如图5-1，在保证两蹄支承毛面互不干涉的条件下，k 应尽可 能小，以使尺寸c 尽可能大。初步设计可取c=o ．8R 左右。代入得？ 5.1.6 摩擦片的摩擦系数 根据参考文献【1】，领从蹄式制动器的摩擦片系数f 一般在0.3-0.35之间，当f 增大到一定值时，由于自行增势作用易导致自锁。通常取f ＝o ．3可使计算接近实际值。 5.2 凸轮张开力的确定及蹄自锁性校核 5.2.1 张开力P1与P2的确定 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1Tf T ，在摩擦衬片表面上取一横向单元 面积，并使其位于与1y 轴的交角为α处，单元面积为αbRd 。，其中b 为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，αd 为单元面积的包角，如图4-1所示。

制动器制动力矩的改善措施

制动器制动力矩的改善措施 汽车制动力矩不足会出现滑坡现象，还会降低行车制动效能，直接影响车辆行驶的安全性。所以对于制动力矩不足的问题必须采取有效的改进措施。 某越野车辆在路面良好的规定坡度坡道上停驻时，由于制动力矩不足出现车辆滑坡（向下方滑移）现象。根据驻车坡度和整车参数计算，要求单个后轮驻车制动力矩不小于10 034.5N·m，而实测后轮最大驻车制动力矩为5400N·m，与要求相差甚远。 本文通过对某越野车辆后轮制动器驻车制动力矩不足的原因分析得出，除了制动器的主要结构参数选择不合理是制动力矩不足的主要原因之外，制动蹄强度不足也是制动力矩达不达标的主要原因之一。采取增加制动气室输出推杆的推力和制动调整臂长度、减小渐开线凸轮基圆半径、增加制动蹄强度等改进措施后，能使制动力矩达到要求值。 制动器结构 该越野车的后轮制动器见图1，是定心渐开线凸轮促动领从蹄鼓式制动器，气压驱动，制动气室是行车制动与驻车制动兼用的复合式储能弹簧制动气室。制动器制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等，因此，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩也分别相等，领从蹄的张开力与其效能因数成反比。 图1 后轮制动器结构 1.制动鼓 2.制动蹄及滚轮 3.凸轮轴 4.制动底板 5.凸轮轴支座 6.制动调整臂 7.制动气室 原因分析 1.实物复检 将此制动器拆开，对各零部件进行复检，结果发现各零部件均满足资料要求，由此可排除制造缺陷因素。

2.制动力矩的计算 单个制动器产生的制动力矩M计算如下： 式中 Q——弹簧制动气室输出推杆的推力，N； L——制动调整臂长度，mm； η——凸轮支承的传动效率； rb——渐开线凸轮基圆半径，mm； f′——凸轮与滚轮接触点处的摩擦系数； m——切向力（摩擦力）的力臂，mm； K1、K2——领蹄、从蹄的效能因数； R——制动鼓半径，mm。 此制动器的主要结构参数为：Q=7500N，L=132mm，η=0.6～0.8，计算时取η=0.7；rb=13mm，f′=0.15，m=13.62mm，R=190mm，K1=1.01，K2=0.45。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=5449.58N·m，与实测值（5400N·m）相符。因此确定制动力矩不足的主要原因是设计不合理，应进行改进。 3.试验及分析 （1）方案一将原20/24型制动气室改为20/30型制动气室，增大制动气室输出推杆的推力Q，并减小凸轮基圆半径（rb=10mm）。经计算得出单个制动器产生的制动力矩 M=9055.28N·m。而实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仅为6800N·m，测量值与计算值相差很多。