机车机械制动系统结构设计及有限元分析【含15张CAD图纸、说明书】【QX系列】
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工业制动器衬片摩擦特性测试摘要 在目前的研究中一个新的制动设置了测试鼓制动器摩擦衬片工业制动器与滚筒直径为30。在安装程序进行的测试,制动经过一系列的循环中,鼓是从服务速度降低到停滞放缓。在每个周期的相同数量的能量耗散一个现实的安全停止。这是通过添加在安装飞轮使系统的动能在服务速度相匹配的吊装系统消耗紧急停止时获得的能量。两种不同的制动李宁材料进行了表征。这两种材料进行两个系列的试验研究在多个周期系数摩擦力的变化。据观察,对衬片摩擦系数是依赖于鼓度。随着鼓温度的升高第一材料的摩擦系数降低,后者则有相反的行为。关键词:鼓式制动器,摩擦,测试,摩擦系数,温度介绍简介应用弹簧,电释放鼓式制动器在工业环境中使用,如钢米尔斯,控制起重机以及起重机的起重设备的运动。这种起重机通常由电动机提供动力,但尽管提升机电动机通常是为了产生更大的扭矩,减小输出速度提升升降重物的一个可接受的水平,但它仍然可能是由电机升降过程中的电气故障的情况下一个沉重的驱动对象。这种危险的情况被称为块下降。停止电机在块下降,案例应用弹簧,电释放鼓式制动器使用。这些制动器包含重型弹簧推动制动蹄对与电机或传动输出轴旋转的鼓。缩回弹簧,内置电磁已被供电。电磁阀一般是连接在电机的电路,当电源输给电动机,电磁阀也失去权力,允许弹簧将制动蹄对鼓,从而防止电动机转动自如。当块出现下降,鼓式制动器是封闭的,停止起升载荷下降并保持在它的高度。但在试图解决起重机的电气电路的故障,它是将负载安全上重要的。正常的程序是使用手动控制备份电路一会儿打开制动。防止过快的下降速度,刹车片刻后关闭再次,停止加载。这些行动是重复几次,直到负载降低完全。在这个过程中,制动鼓材料分别考验,因为总负荷必须放慢多次在没有起重设备的牵引的帮助。 制动鼓的制动力不仅取决于由弹簧施加的力,而且所使用的材料在制动蹄与制动鼓之间的摩擦特性决定的。在使用过程中的摩擦材料的行为是因为缺乏可导致制动摩擦滑移由于沉重的负荷。然而,摩擦系数(COF)太高会使滚筒轴和可引起高鼓的温度和在滚筒可导致裂缝在鼓面甚至鼓断裂高动态负载。如今,摩擦材料的使用范围很广,但是已知的从张和王这些材料的行为是高度依赖于它们的组合物和使用条件。通过对小样本进行了一系列的测试,他们发现的摩擦性能和耐磨性的材料相同的材料在改变负载,滑动速度,和温度。在另一篇研究表明也鼓材料C一对制动摩擦学性能的影响由于在特定的热容量和热导率的变化。因此,当新的制动材料的开发,仍有必要进行实验测试来表征在与滚筒的材料组合的李宁的材料。除此之外,它是已知的,压力分布是不均匀的传播由于鼓和制动蹄和动态效果的几何偏差在制动表面。这意味着,对摩擦材料不能用于对全制动性能做出可靠的预测,小规模的试验结果外推。因此,在大多数情况下的全面测试,得到的制动性能准确的信息的唯一选择。全面的测试设置鼓式制动器的设置原则在以往的研究中,建立了量化的摩擦行为在连续制动。在这种情况下,局部摩擦强度的假想摩擦段改变制动过程。这一过程称为热不稳定原因,超过临界速度,在摩擦谐波变化的稳态制度。可以通过有限元分析,准确的预测。然而,在的情况下,块下降和程序安全地降低负载后,短暂的政权是感兴趣的区域,因为没有达到稳态政权。为此,一个新的安装程序是用来模拟一个更好的方法块下降现状。 在新安装的制动器进行了一系列的周期中,鼓是从服务速度慢下来休息。当然有一个现实的情况,应该有同等数量的能源消耗在一个周期为一个真正的安全停止。要获得此,惯性系统的质量矩是这样一种方式,在服务速度系统的动能将匹配的最大的能量被消耗在紧急情况下选择。 在下面的文章中,首先,测试设置的详细信息一起提交获得摩擦系数计算方法。以后的两种不同的制动李宁材料试验数据将被讨论。测试设置的描述正面设置的剖视图示意图显示在图1和2。总的观点是建立在fig.3.the设置了包括应用和电气安全制动释放M 30型弹簧,其鼓(1)是由一个直流复合驱动(在100千瓦5000 rpm)电机(17)。制动力由弹簧施加(4)推动制动蹄对鼓(2)。李宁不同摩擦材料(3)可以被安装在制动蹄在刹车试验他们的行为。制动压力可以通过螺栓调节弹簧压缩(5)和可变化之间的0和16.6 N / cm2.the后者对应于最大制动力矩约10 kNm一COF之间的鼓和摩擦0.6.to李宁打开制动电磁阀(6)供电牵引部分(7)的左侧和压缩弹簧。图1原理前视图的鼓式制动器设置图2示意剖面视图的鼓式制动器设置 为了获得一个系统,包含足够的动能来模拟真实的块的下降情况,驱动轮(8)是用来增加系统的惯性。鼓(1)和驱动轮(8)是由主轴进行(10)。驱动轮连接主轴使用两个锁紧组件(9)。主轴是由两个自调心球轴承支承(11)是由一个弹性爪型联轴器连接到直流电动机(12)。 滚筒和驱动轮具有相同的直径30或760毫米。对不同的设置,旋转部件在表1中给出的惯性矩。滚筒,驱动轮,与主轴贡献最大的系统的惯性矩的部分。由于颚耦合,直流电动机的转子旋转和6公斤M2惯性安装其他旋转部件必须加以考虑。这给设置一个总内TIA 95.1公斤平方米在422 kJ的总动能在900转的服务速度的时刻。因为总制动蹄的面积是0.28平方米,在每个制动周期的平均能量密度大约是1500 kJ / m2.in以前的研究severin5制动与25鼓散热168 kJ在每个制动周期从900转的服务速度开始被使用,提供约1100 kJ / m2.hence本研究建立的能量密度是可以申请一个更高的能量密度为材料,从相同的服务速度出发。 在制动周期,滚筒和驱动轮提出服务速度,而刹车是开放的。一旦达到900 rpm的速度,电机的功率开关合闸。当最后鼓来休息,制动打开再次和周期重复的。 在测试过程中,转速的测量采用全站仪安装在电动机和滚筒的表面温度持续使用sp我- TEC 2005d红外传感器测量(见(18)图)。控制系统的所有信号的测量,通过计算机进行与德克萨斯仪器bnc-2110数据采集卡和LabVIEW编程。速度,表面温度和负荷传感器的力被记录在五个样本的频率/二。 为了制动转矩测量,制动器是安装在两个倾斜的表面(13)和(14),可以看出在fig.1.these两支撑在支撑面垂直于两个建筑线A和B的鼓在逆时针方向旋转的方式制作,在支持反应力(14)可以是负的。针对这种力的部分(15)存在时,其接触面平行于接触表面(14)。一个传感器(16)与一个容量为20 kN安装500毫米的滚筒旋转的中心在制动过程中制动。将尝试与滚筒转动。传感器将防止这种情况发生,将应用一个力FL(N)。由于传感器是刚性的,实际的旋转是非常小的刹车在倾斜的表面的位置(13)不会发生明显变化。因此,在支撑反作用力在连接线A和B在fig.1.this对齐方式的反应力向量通过中心E的滚筒的旋转和反力,不利于在力矩平衡这一点。计算摩擦系数的摩擦系数可从所施加的制动力矩MB计算,这可以从测得的传感器FL表达在鼓的中心的力矩平衡力的计算(图1):MB = FL0.500FGE(NM)(1)(N)的FG制动重力和E(M)的质量中心到滚筒的旋转中心的偏心。制动器的引力常数,因为制动器的实际转动很小,偏心率可以也被认为是恒定的。当制动是开放的,没有施加制动力矩,但因其制动质量偏心,还有应用于传感器的力。在这种情况下(MB = 0)公式1成 在佛罗里达州是一个测量值。通过这种方式为3136 nm的FGE值被发现约1吨。随着制动的质量,得到一个估计的偏心距0.31米。在计算产品的成品E用。偏心率的估计值是只提到一个例子。 从制动力矩计算公式1,MB,COF可以在下面的部分解释计算。如图如图4所示,制动压力P(nm2)乘以系数,在制动蹄表面综合等于制动力矩MB: 从两个制动鞋是现在式结果因子2可以简化方程3。 因此,B制动蹄的宽度(0.300米),R制动鼓的半径(0.380米),P平均制动压力测试中(8.1 N /平方厘米= 8.1104 N/m2)和一制动蹄角的一半35或0.611 RAD)。与上述数值方程成为一个制动循环过程在每个循环制动,滚筒和驱动轮被带到900转。这花了大约90秒。一旦鼓是在所要求的速度,数据采集开始2秒后制动器关闭。滚筒停两秒钟后,数据采集中断和中断后再次打开,循环重新开始。为了控制数据流和避免过量的数据记录,数据记录被中断时,鼓了服务速度。均鼓温度为摩擦衬片几乎是一样的。此外,它可以从图6,COF显示随温度略有增加观察:COF开始在一个值为36的平均鼓温度0.44C和增加材料2观察到的是一个价值约0.47.the相反的行为(图7)。这里的COF下降随着鼓温度:在开始的COF = 0.47和平均鼓温度27.2C,而COF = 0.35的50次循环后。图3鼓式制动器设置图4示意图的闸瓦压力图5测量信号在一个制动循环长期的测试系列 在长期的试验,证实了这两种材料的温度依赖的动态。材料1的长系列试验结果表明。又可以看出,COF的增加鼓温度增加。值得注意的是,在25个周期短的中断发生时,鼓温度下降到约8C. TEM - perature下降也清晰可见,在这个周期中COF路径一滴。 材料2的长系列试验结果表明该COF明确的减少与增加鼓温度。即使对于李宁材料在鼓温度和摩擦系数的最重要的变化发生在第一个30制动周期,一个小的变化出现在随后的周期中,导致材料1轻微的COF的增加(0.49在250个周期)和2(COF材料略有减少0.31在250个周期)。结论 创造工业制动器衬片真实的测试条件下,一种新的测试设置直径尺寸制动的开发。从测量信号的制动衬片的摩擦系数可以计算。 在两个不同的鼓式刹车片进行的试验表明,第一李宁材料有COF,鼓温度升高,而第二个李宁材料显示了相反的行为。因为在COF的安全制动一个太大的减少会导致不安全的工作条件,第一材料应安全制动应用的首选材料。毕业设计(论文)开题报告题 目:机车机械制动系统结构设计及有限元分析 学 院: 专 业: 学生姓名: 学 号: 指导老师: 年月日开题报告填写要求1开题报告(含“文献综述”)作为毕业设计(论文)答辩委员会对学生答辩资格审查的依据材料之一。此报告应在指导教师指导下,由学生在毕业设计(论文)工作前期内完成,经指导教师签署意见及所在专业审查后生效。2开题报告内容必须用黑墨水笔工整书写或按此电子文档标准格式(可从教务处网页上下载)打印,禁止打印在其它纸上后剪贴,完成后应及时交给指导教师签署意见。3“文献综述”应按论文的格式成文,并直接书写(或打印)在本开题报告第一栏目内,学生写文献综述的参考文献应不少于10篇(不包括辞典、手册),其中至少应包括1篇外文资料;对于重要的参考文献应附原件复印件,作为附件装订在开题报告的最后。4统一用A4纸,并装订单独成册,随毕业设计(论文)说明书等资料装入文件袋中。 毕 业 设 计(论 文)开 题 报 告1文献综述:结合毕业设计(论文)课题情况,根据所查阅的文献资料,每人撰写2500字以上的文献综述,文后应列出所查阅的文献资料。机车机械制动系统结构设计及有限元分析0.前言铁路行业作为国民经济的大动脉 ,是担负客、货运量最大和最主要的一种运输工具 ,在中长途客、货运输中显示着巨大的技术经济优势。当前 ,国内国民经济保持着健康、稳定、持续的增长 ,铁路作为中国国民经济发展的先行官 ,其中 ,机车车辆的技术装备水平应该根据更好更高的要求 ,通过技贸合作 ,不断采用高新技术 ,使之快速提高 ,以促进铁路运输能力的快速增长 ,适应国民经济发展的需要。制动系统是机车车辆的重要系统 ,直接涉及到列车的运行性能和安全 ,影响着乘客乘坐的舒适度。制动系统的性能好坏 ,关系到车辆运行速度的提高 ,运能的增长。因此 ,制动技术更应优先于机车车辆技术的发展。1.中国铁路货车制动系统概况与世界各国一样中国铁路货车制动机的发展也是与铁路货运和车辆的发展密切联系的。多年以来中国铁路货车制动机一直沿用AAR系统的二压力制式直接缓解式制动机。在提速前中国铁路普遍客货列车制动距离均为800m。1950年初,中国货车以3040吨级为主。在货车上主要适用K1,K2型三通阀。它们配用610英寸制动缸,使用灰铸铁闸瓦,满足时速50Km以内,制动距离800m的需要。1958年在K2型制动机的基础上,研制了GK型制动机,即改K制动机。它采用了较大的14英寸制动缸,增强了制动力。同时采用了手动空重车调整装置,解决了空车位制动力过大的问题。此外,还采用了紧急制动时制动缸压力分三阶段跃升的性能,减少列车纵向冲动。基本上解决了50t货车只懂技术问题。在大量推广后,提高了当时列车每百吨闸瓦压力。从而从制动方面保障了货物列车运行速度的提高。GK型制动机原定为过度性产品,初衷是为解决50t货车的急需,但在重载60t的货车也应用,知道90年代末120阀研制成功,才全面退役。19651968年研制成功103型空气分配阀。它采用了间接作用方式,除滑阀仍保留金属研磨密封外,其余均采用了膜板,O型圈及止阀等全橡胶密封结构,增设紧急部并内置空重车调整部,具有制动波速高,适应各种直径的制动缸及检修方便等优点。其缺点是缓解波速不高,不能适应万吨重载长达列车。2.中国铁路货车制动系统近年来的发展与特点90年代,特别是近几年,车辆重载提高到7080t,运行速度提高到120Km/h。研制了以120型空气控制阀为代表的新一代货车制动系统,经过不断完善,逐步形成了目前我国铁路货车主型制动系统,包括:120型空气控制阀、无极空重车自动调整装置、新高摩合成闸瓦、运心集尘器、球芯折角塞门、旋压密封式制动缸、闸瓦间隙自动调整器、新型组合式制动梁、不锈钢管系。嵌入式不锈钢风缸、NSW手制动机等。2.1 120型空气制动机120型空气制动机是在103型空气制动机的基础上进行改进,保留103型空气制动机原有优点,同时为适应万吨列车的运用要求,增加了加速缓解作用及压力保持操作功能。120阀与美国AB系列阀均属于有金属滑阀的二压力直接作用式阀,与ABD阀水平相当,但可靠性较差,主要表现在检修周期短。随着货车技术水平的提高和列车编组数量的增加,运煤专线开行1000020000t重载货物列车,控制阀应能适应长大列车制动性能要求,并增加常用加速制动和紧急制动增压功能。2.2空重车自动调整装置空重车自动调整装置是制动机的另一重要组成部分,起作用是保证车辆具有足够的制动能力,避免车轮擦伤和减轻列车纵向冲动。为了实现货车制动机空重车装置的自动无极调整,铁料院和眉山车辆厂还研制了KZW4G和TWG1型以及KZWAI系列无极空重车自动调整装置,于本世纪初投入生产,在新造及提速造车上全面推广使用。不但大量节省运用部门劳动力,并且解决了手动调整时的误调与漏调问题。2.3列车脱轨制动装置列车脱轨是铁道车辆运行中的重大行车事故。车辆脱轨后由于列车工作人员没能及时发现,车辆仍在机车牵引下继续行驶,引发更多车辆相继脱轨或倾覆,从而使脱轨事故扩大,造成车辆、货物、轨枕、路基及道旁设备严重损坏。为了有效地降低车辆脱轨损失,在充分消化吸收国内外先进脱轨检测技术的基础上,研制开发了适合我国铁路实际情况的铁道货车脱轨自动制动装置。该装置采用机械作用方式,在车辆脱轨时能及时使主风管连通大气,致使列车产生紧急制动,从而避免脱轨事故的扩大。2.4其他制动部件目前我国已开发了多种旋压密封式制动缸以满足不同货车的需要,现12旋压密封式制动缸借鉴UIC制动缸的优点增设了推杆复原装置,较好地解决了基础制动装置缓解复位的问题。在基础制动方面也相应配套地采用球芯塞门,法兰接头,闸瓦间隙调整器,新型制动梁以及高摩合成闸瓦等。具有方便检修,延长检修期,消除漏泄及减少列车火灾等等优点。2.5试验装置制动系统的发展,与其试验装备的发展与完善密不可分。试验装备包括新产品开发所需的研究性试验装置和成熟产品生产、检修用的检验、试验装置。在生产检修用试验装置方面,目前正在进行有关试验标准、试验设备、试验仪器进行有计划地完善和更新,逐步实现试验微机化已取得了较大的发展。到目前为止眉山、铁科院等单位相继研制了120阀微机试验台、空重车自调装置微机试验台、微机单车试验器等试验设备。微机试验设备不仅能对受试件进行完全的性能试验还能进行精确的定量试验,不论是试验效率和测试精度较手动试验台都有了很大晨读的提高。微机试验设备在全路的大量推广使用,极大的提高了货车空气控制阀等产品的生产和检修质量。在研究性试验装置方面,综合性的环境试验室、仿真振动试验台、客车列车试验台、动车组试验台、专用和综合耐久试验台、老化试验台装置等也正在完善和实施。3.铁路车辆制动的主要方式和发展方向3.1发展方向根据铁道部关于发布铁路主要技术政策的通知:铁路技术发展的总目标是实现铁路现代化。逐步建立客运快速、货运快捷和重载、行车高密技术协调发展,高新技术与适用技术并重,不同层次技术装备并存的具有中国铁路特点的技术体系。 客车采用盘形制动。推广电空制动、双管供风、防滑器、小间隙自动车钩和密接式车钩等装备。机车采用空电联合制动及新型基础制动装置,研究减少列车纵向冲动的技术措施。货车采用120型空气制动机及空重车自动调整装置,逐步淘汰GK、103等旧型制动机,积极采用高摩合成闸瓦,发展整体铸钢轮。快运货车采用新型基础制动装置。 3.1.1采用高摩合成闸瓦在列车的高速及低速运行阶段,高摩合成闸瓦的摩擦系数均较高,且比较均衡,这是满足提高速度和重载要求的最简便和最有效的措施之一。3.1.2 采用无级空重车自动调整装置它是一种提高货物列车制动力、提高运行速度的重要部件。应合理选择参数,尤其要妥善解决称重方法及其准确性,以充分利用粘着力,提高列车的均衡制动力。3.1.3 双侧闸瓦制动目前,我国铁路货物列车均采用单侧闸瓦制动,列车制动力已越来越不适应货物列车运行速度不断提高的新要求,可以考虑采用双侧闸瓦制动,这也是一项提高货物列车制动力和运行速度的重要措施。3.1.4 改进120 型空气分配阀现有120 型空气分配阀的性能参数是针对速度相对较低(小于或等于90 km/ h) 、列车重量较大(5 000 t10 000 t ) 的长大货物列车设计的,采用了相应较慢的制动、缓解与充气特性。这对快运货车而言,则会造成空走距离过长,引起闸瓦制动功率增高等问题。同时,为了运营方便,快运货车有时需要附挂在旅客列车中混编运行,此时120 型分配阀与104 型客车分配阀的制动、缓解性能差异较大,容易产生纵向冲动或抱闸等问题。因此,迫切需要改进120型空气分配阀以适应快运货车的运行环境。采用120 K型(快速120 阀) 制动系统,可缩短空走时间。3.1.5 盘形制动+ 单元制动+ 防滑器制动盘、合成闸瓦、单元制动缸组成一个盘形制动机,整体结构紧凑,没有复杂的杆件传动,传动效率高。单元制动缸是盘形制动机的施力机构,同时踏面清扫器也采用单元制动缸的结构。防滑器和盘形制动(机械式) 一起使用可提高粘着利用率。盘形制动具有良好的摩擦性能,且运用经济,维护简单。3.1.6 货车制动铝合金化我国铁路铝合金货车已开始批量推广运用,制动产品轻量化、铝合金化已迫在眉睫。1996年,120 型货车空气控制阀的8 种压铸件(主阀上盖、主阀下盖、主阀前盖、缓解阀上盖、缓解阀下盖、缓解阀体、紧急阀上盖、紧急阀下盖) 已开始批量装车。这8种铝合金压铸件对改善120 型制动机的制动性能及制动部件轻量化起到了积极的促进作用,但在长时间的运用中也发现了一些问题。120 阀主阀体、紧急阀体、中间体三大件的铝合金化2003年下半年已通过部级审查,2004 年上半年开始小批量装车。 120 阀的8种压铸件属于压力铸造,材质为YZAlSi8Cu3;120 主阀体、紧急阀体、中间体三大件属于重力铸造,材质为ZAlSi9Cu2Mg。随着120阀的铝合金化及其他铝合金化制动部件在铁路上的逐渐推广运用,有必要对上述铝合金表面处理问题进行专门研究。 3.1.7 ECP 制动技术ECP是电控空气制动系统的缩写,是用微机系统直接控制副风缸向制动缸充风制动及制动缸缓解,空气是制动力产生的来源,但空气不作为制动指令传递的介质。采用ECP 制动系统能很好地解决重载货物列车的一系列制动技术难题, 它具有如下基本功能: (1) 阶段制动和阶段缓解; (2) 向副风缸连续充风; (3) 根据车辆载荷调整车辆制动力; (4) 连续故障检测和设备状态监视; (5) 空气制动作备用。为使我国尽快开行20000t重载货物列车,可先引进国外成熟的ECP制动技术,并运用到重载列车上。在此基础上,消化吸收,自行研制,争取早日研制出具有自主知识产权的ECP 制动系统,使我国货车制动技术迈上一个新台阶3.2 主要方式早期货车转向架的基础制动装置基本上采用单侧踏面制动。随着车辆速度和载重量的提高,对转向架的基础制动装置也提出了新的要求。由于不同国家对制动距离的要求不尽相同,所以高速货车转向架的制动方式有较大差异,双侧踏面制动和盘形制动得到广泛应用。欧洲铁路对制动距离要求较高,120km/h以下的货车采用单侧或双侧踏面制动,当速度为120km/h以上时,普遍采用盘形制动加防滑器的方式。北美铁路对制动距离的要求不高,且受三大件转向架结构的制约,难以实现双侧踏面制动和盘形制动,故仍采用单侧踏面制动。采用何种方式的基础制动装置,可通过其轴制动功率来确定:式中q0为轴重;V0为制动初速;FB为制动力; 为平均减速度。最大轴制动功率取决于基础制动装置所能承受的热负荷性能。计算机模拟计算和试验表明,840mm直径的车轮,轴重为21吨,相应的赫兹接触应力为850N/mm2左右,其允许的最大热应力约300N/mm2。对于采用铸铁闸瓦踏面制动,其最大极限轴制动功率为240KW,采用合成闸瓦为340KW,若采用盘形制动则可达到760KW,目前欧洲国家运用的时速为160km/h的高速货车转向架,其紧急制动时的轴制动功率已超过踏面制动的最大极限轴制动功率,达到350KW左右,故高速货车必须采用盘形制动。因中国新颁布的铁路主要技术政策对制动距离的规定同欧洲铁路基本相近,故可吸取欧洲国家高速货车转向架采用盘形制动的方式。采用盘形制动的方式不仅能大大提高最大的轴制动功率,而且由于制动盘与闸片间的摩擦系数相对于闸瓦与踏面间的摩擦系数来说要稳定得多,故还可降低制动时的纵向冲动。制动方式是指制动时列车动能的转移方式或制动力获取的方式。从作用力与列车的关系来看,驱动或制动都需要列车作用以外力。从能量的观点看,驱动是机车将燃料所具有的能量或电厂所发出的电能转变成列车的动能;制动就是设法将此动能从列车上转移出去,使列车减速或停止。采取什么制动方式使列车的动能转移出去,采取什么制动方式获取这种外力制动力,是制动的基本问题。因此,制动方式的研究是制动研究的基础。3.2.1 列车动能转移方式分两类:“热逸散”和可用能。(1)热逸散动能转变为热能,然后消散于大气中。摩擦制动:把列车动能转变为摩擦热能。摩擦制动分固体摩擦制动和液体摩擦制动;动力制动:制动时将牵引电动机变成发电机,通过它将列车动能转化为电能。动力制动分电阻制动、旋转涡流制动和轨道涡流(线性涡流)制动: 1)固体摩擦制动: 闸瓦制动(踏面制动):用铸铁或合成材料制成的闸瓦压紧滚动的车轮,使轮瓦间发生摩擦,列车动能极大部分变成热能,最终消散于大气中。是目前铁路使用最广泛的一种制动方式。(见右图) 盘型制动;用制动夹钳使闸片(一般用合成材料制成)夹紧装固在车轴或车轮辐板上的制动圆盘(一般为铸铁盘),上闸片与制动圆盘间产生摩擦,把动能转变为热能,消散于大气中。 轨道电磁制动(磁轨制动);制动时,安装在转向架构架侧梁下的下方,电磁铁励磁,与钢轨产生吸力。列车的动能通过电磁铁下的磨耗板与钢轨的摩擦转化为热能,经钢轨和磨耗板,最终散于大气。 (2)列车动能转变成可用能1)再生制动:与电阻制动相似,也是将牵引电动机变为发电机。不同的是将电能反馈回电网,而不是变成热能消散掉。很明显,再生制动方式既节约能源又减少制动时对环境的污染,并且基本上无磨耗,因此是一种非常理想的动力制动方式。但只能用于由电网供电的电力机车和电动车组,反馈回电网的电能要马上由正在牵引运行的电力机车或电动车组接受和利用。在各种制动方式中,唯有再生制动方式几乎不需要在列车上增加任何部件,因此它已成为高速列车极为重要的一种制动方式。列车的再生制动能力不但取决于电机的功率,更受制于线路供电网的网压。4.中国铁路货车制动系统下一步的重点研究方向4.1制动能力提升与轮瓦关系问题的研究重载列车主要是编组辆数远多于一般货物列车的超长列车,此外还具有一个重要特点是使用大轴重的货车车辆。货车提高轴的重不仅能增加牵引重量,还能减少列车编组辆数,从而有利于司机操纵和缩短站线有效长度,对运输生产有重大的经济效益。因此,提高轴重增加列车编组辆数是国际重载列车的两个重要发展方向。轴重增加必然会同时导致车轮载荷条件的恶化,进而影响车轮和钢轨的使用寿命。为此,当前北美铁路协会(AAR)要求根据S660标准对新车轮进行有限元仿真计算,以检验其应力水平,主要考虑机械载荷(垂向载荷和横向载荷)及制动热负荷的作用。按照AARS660规范,100吨载荷条件相当于轴重30t货车车轮的使用条件,最大轴重32.5t的重载货车则比标准车轮载重增加9%以上,故而需要采用直径915mm的车轮。我国货车车轴近年来已确定新造货车以23t轴重为设计便准,对大秦线这样的重载专线则以25t轴重的货车为标准,特别是已经正式开行的2万吨级重载列车基本上使用C80等25吨轴重的货车。随着货运通道的发展,铁道通用货车轴重将达到27t,专用货车轴重达到30t以上。随着铁路货运车辆的载重(总重)、列车编组长度不断增加,其所需要的制动力也相应增加,形成目前困扰车辆制动距离、运行速度、牵引吨位与轮瓦关系、纵向冲动等相互制约、相互矛盾的问题越来越突出。另外,重载列车的车轮制动热负载问题需要深入的研究。制动热负荷可能导致3种类型的车轮问题,即车轮踏面的裂纹、热失效和热机剥离。国内外对重载车轮制动热负荷问题的大量试验研究结果标明,坡道制动产生的热效应最为严重,是影响闸瓦更换和车轮维修的主要原因。因此,应重视制动热负荷问题,作为改善轮瓦磨耗、延长重载车辆车轮使用寿命的重要研究方向。5 结论随着机车制动系统的不断发展,不仅需要专门的制动行业的工程技术人员的参入,而且在不久的将来将会有多学科、多专业的交溶发展。制动系统将涉及到电气控制、网络技术、微机技术、信号通讯等不同的专业领域。因此,需要多方面合作,尽早出现具有中国特色的知名的制动机公司,在国际制动领域内占有一席之地。综上所述,需要解决目前铁路货车制动系统存在的问题,加以进一步完善。在此基础上,结合中国铁路货车的发展,积极吸收国内外先进制造机技术,研制作用性能优良、适应性强与模块化集成的新一代货车制动机,形成具有世界一流水平的中国铁路货车制动系统。参 考 文 献1 闸瓦踏面制动热过程的仿真研究 姚伟伟/何忠 中国铁道科学研究院,金属及化学研究所 2010.1.222 城市轨道交通车辆踏面制动热应力仿真分析 刘海波/厉砚磊/石启龙/杨建伟 机械工程与自动化 20123 列车制动 饶忠 北京:中国铁道出版社 20044 铁路车辆用聚合物基复合材料制动闸瓦 黄凯兵/杜植院/陈宪宏等 电力机车与城轨车辆 20045 高速列车制动方式的比较研究 杨成美 江苏联合职业技术学院苏州机电分院2005.16 一种窄轨电机车机械制动系统 宁永芳/熊铁钢/刘小军 湘潭电机股份有限公司 2008.17 窄轨电机车技术及发展展望 陈清理/钱明华 湘潭电机股份有限公司 2011.28 计算机辅助设计与制造 刘极峰 高等教育出版社 2004.79 有限元基础教程 曾攀 高等教育出版社 2009.710 机械设计 徐锦康 高等教育出版社 2004.411 机械原理 朱理 高等教育出版社 2010.412 互换性与技术测量基础 胡凤兰 高等教育出版社 2010.813 材料力学 刘鸿文 高等教育出版社 2004.114 理论力学 哈尔滨工业大学理论力学教研室 高等教育出版社 2009.715 内燃机车制动系统的现状及发展趋势的探讨 丁峰 中国北车集团 2004.1216 中国铁路重载货车制动系统的发展与对策 谢磊/陈建德 南车眉山技术开发部 2012.417 Kumar A, Gupta V P. innovative planning and monitoring improves production form an india offshore fieldJ. spe 80488, 2003.毕 业 设 计(论 文)开 题 报 告开题报告:一、课题的目的与意义;二、课题发展现状和前景展望;三、课题主要内容和要求;四、研究方法、步骤和措施机车机械制动系统结构设计及有限元分析一课题的目的与意义本课题是针对矿工电机车机械制动系统的结构设计及其关键部件的有限元分析。在科技高速发展的今天,不管是客运列车还是货运列车都有了很大的变化,高速、重载。机车车辆的技术装备水平根据更好更高的要求 ,通过技贸合作 ,不断采用高新技术 ,快速提高 ,促进了铁路运输能力的快速增长 ,适应了国民经济发展的需要。正由于机车的高速、重载,使得制动系统成了机车车辆最重要的系统之一,其直接涉及到列车的运行性能和安全。制动系统的好坏,关系到列车运行速度的提高,运能的增长。因此,课题的目的在于设计合理的制动系统结构,以满足机车制动距离及制动时间的要求,并且分析其关键部件的应力及应变等,了解闸瓦磨损的原因。课题研究的制动系统结构简单、操作便捷、制动安全、经济。通过制动系统的结构设计、零件的有限元分析,建立虚拟装配模型。可以简化制动系统的设计,降低了成本,缩短了产品的开发周期。同时,通过课题的设计培养了我们改善结构、设计新产品的能力,使我们更熟练地运用UG做三维建模及设计仿真。二课题发展现状和前景展望机械制动系统目前多用在窄轨电机机车驻车制动系统中,驻车制动系统中要求用机械锁止方法保证机车在原地停止不动,在任何情况下不至于滑动。机械制动系统原理简单、操作轻便、安全、成本较低。随着货运列车的发展,高速、重载已经成为主要的发展方向,但是安全问题不容忽视,为了能使机车能在规定的距离范围内减速或停车,制动系统是必不可少的系统。对矿运机车来说,机械制动已成为其主流的发展方向。考虑到货运机车属于窄轨机车,所需的制动力相对小,因此,采取手轮式的机械制动方式。由于该系统是由人力来操作的,因此要求杠杆机构的设计要使手轮操作力不大于160N力。即便目前机车的制动方式多用电气制动及空气制动,但机械制动操作方便,司机带动强度低,制动系统工作敏捷、迅速、空行程短等特点,使得机械制动在未来制动系统的发展中仍然占有比较大的比重。特别是矿运窄轨机车,对机械制动系统有很好的发展前景。三课题主要内容和要求1.总体方案设计计算2.设计机械制动系统结构并对主要零件进行计算分析3.建立制动系统三维模型,装配模型4.建立制动系统虚拟样机5.进行制动系统主要零件有限元分析,并进行结构优化,分析失效形式和原因6.工程图设计7.撰写毕业设计说明书,字数15000以上8.指导老师评阅、学生修改及打印说明书9.毕业答辩四研究方法、步骤和措施1.研究方法查阅机械制动系统机构设计及有限元分析的相关资料与手册,进行总体机构设计。按照机车粘重及制动距离对制动系统相关部件进行设计计算,并对关键部件进行有限元分析和结构优化。2.步骤和措施(1)确定制动系统的总体结构(2)按要求对制动系统主要零件进行计算分析(3)利用UG对制动系统各个部件三维建模,并进行装配(4)利用UG对关键部件进行有限元分析,分析其应力、应变等(5)分析关键部件的失效形式和原因,并进行结构优化(6)建立制动系统的虚拟样机毕 业 设 计(论 文)开 题 报 告指导教师意见:1对“文献综述”的评语:2对本课题的深度、广度及工作量的意见和对设计(论文)结果的预测: 指导教师: 年 月 日所在专业审查意见: 负责人: 年 月 日毕 业 设 计题目:机车机械制动系统结构设计及有限元分析学院:专业:班级:机设学号:学生姓名:导师姓名:完成日期:诚 信 声 明本人声明:1、本人所呈交的毕业设计(论文)是在老师指导下进行的研究工作及取得的研究成果;2、据查证,除了文中特别加以标注和致谢的地方外,毕业设计(论文)中不包含其他人已经公开发表过的研究成果,也不包含为获得其他教育机构的学位而使用过的材料;3、我承诺,本人提交的毕业设计(论文)中的所有内容均真实、可信。作者签名:日期: 年 月 日1毕业设计(论文)任务书题目:机车机械制动系统结构设计及有限元分析姓名 学院 应用技术学院专业 机械设计制造及其自动化 班级 学号 指导老师职称教研室主任一、基本任务及要求:1. 查阅机车制动系统结构设计及有限元文献 15 篇以上,分析机车制动系统的现状,并写出文献综述,开题报告2、分析制动系统工作特点和方式3、设计机械制动系统结构并对主要零件进行计算分析4、建立制动系统三维模型,装配模型5、建立制动系统虚拟样机6、进行制动系统主要零件有限元分析,并进行结构优化,分析失效形式和原因7.撰写毕业论文,字数 15000 以上。二、进度安排及完成时间:1. 查阅资料、撰写文献综述、撰写开题报告(2.5 周);2. 毕业调研及撰写毕业调研报告(1.5 周);3. 毕业设计(9 周),其中:总体方案设计计算(1.5 周),设计机械制动系统结构并对主要零件进行计算分析(2 周),建立制动系统三维模型,装配模型(1 周),建立制动系统虚拟样机模型(0.5周)进行制动系统主要零件有限元分析,并进行结构优化,分析失效形式和原因(2 周)工程图设计(2 周);4. 撰写毕业设计说明书并将初稿交导师评阅(1.5 周);5. 指导老师评阅、学生修改及打印说明书(0.5 周);6. 评阅老师评阅设计说明书、学生准备答辩(0.5 周);7. 毕业答辩(0.5 周)。2目录摘要IabstractII第 1 章绪 论 11.1 引言 11.2 机车制动力的获取方式 11.3 课题研究的目的和意义 21.4 课题研究的内容与思路 31.4.1 课题研究的内容 31.4.2 课题研究的思路 3第 2 章 总体方案设计52.1 机车的主要参数及制动系统简介52.1.1 机车的主要参数 52.1.2 机车制动系统简介52.2 制动系统的方案确定及工作原理62.2.1 制动系统的方案确定 62.2.2 制动系统的工作原理 7第 3 章 机车机械制动系统运动机构设计 83.1 制动系统的制动能力计算 83.2 杆件结构的受力分析与力学计算93.2.1 杆件结构的受力分析 93.2.2 杆件结构的力学计算103.3 制动系统主要零件的尺寸计算与确定 113.4 标准件及外购件的选用 17第 4 章 三维建模与虚拟样机204.1 UG NX10.0 软件简介 204.2 零件实体建模举例214.3 零件装配224.4 虚拟样机234.4.1 虚拟样机技术 234.4.2 虚拟样机技术的发展2314.4.1 建立虚拟样机 245 章 有限元分析255.1 有限元分析概述 255.1.1 基本简介 255.1.2 基本特点 265.1.3 有限元分析常用软件265.4 主要零件的有限元分析结果 275.4.1 闸瓦的分析结果285.4.2 闸瓦拖的分析结果 305.4.3 制动杆的分析结果 325.4.4 连杆的分析结果34第 6 章 零件的结构优化366.1 闸瓦托的结构优化366.2 制动杆的结构优化38第 7 章 闸瓦的失效与改善措施 397.1 闸瓦的失效形式 397.2 闸瓦的失效原因 397.2.1 闸瓦偏磨原因 397.2.2 闸瓦断裂的原因397.2.3 闸瓦磨粒磨损和粘着磨损的原因 407.3 改善措施40总结42参考文献43致谢452机车机械制动系统结构设计及有限元分析摘要:本文主要对 8t 矿用电机车机械制动系统进行结构设计,利用力学分析,分析构件的受力情况并对主要零件进行受力计算;建立系统的三维模型及虚拟样机;对主要零件进行有限元分析并结构优化;分析闸瓦的失效形式、原因及改进措施。通过结构设计,增大了制动倍率和制动力,减少了溜车现象,缩短了制动距离,减小了闸瓦磨损,提高了制动的可靠性。关键词:窄轨电机车,机械制动系统,结构设计,有限元分析IThe locomotive brake system mechanical structure design and finite element analysisabstract: This paper mainly carries on the structural design of 8t locomotive brake system, By using the dynamic analysis, stress analysis component and stress calculation of main parts; The 3D model and virtual prototype system; Finite element analysis of the main parts and structure optimization; Improvement measures of failure modes, causes and analysis of brake shoe.Through the structure design, Increasing the braking power and braking force, Reduce the slipping phenomenon, Shorten braking distance, Reduced brake wear, To improve the reliability of the brake.keyword: Mine electric locomotive, mechanical braking sytem , configuration design , finite element analysisII第 1 章绪 论1.1 引言受矿山巷道窄小空间环境的限制,需要这些矿山井下运输矿石、物料、人员的电机车的轨距比干线机车 1435mm 轨距窄了许多,因此人们一般把这些电机车称之为窄轨电机车。窄轨电机车是一个分类标准多样,门类繁多,规格复杂的机车。按产品轨距大小之分有 475mm、600mm、762mm、900mm,若按机车的粘着重量分有: 1.5t 、2.5t、3t、5t、6t、7t、8t、10t、12t、14t、15t、18t、20t。若按电机车的安全程度分有隔爆型、矿用一般型、增安型、防爆特殊型,若按电压等级分有:100V、25V 、550V(架线式)48V、88V、90V、110V、120V、132V、140V、144V、196V、256V 等电压等级的电机车,若按驾驶室的方位和数量分,又可分为一端司机室或两端司机室的电机车和司机室居中的电机车。但使用得最广泛的是以下三种分类,即按粘着质量的吨位大小分,按电机车得到的电源方式分为:蓄电池电机车和架线式电机车,按是否防爆分为普通型电机车和防爆电机车。1窄轨工矿电机车作为一种节能环保的牵引动力,已经广泛应用于煤矿矿山的生产现场。其制动装置是关键部件,机车制动性能直接影响到工矿电机车的安全运行。其基础制动装置是从手轮施力到闸瓦动作之间的一套杠杆机构,将手轮的转矩转化为闸瓦正压力直接作用在车轮踏面上产生制动力,使得运行的列车减速或停止。基础制动装置结构性能的优劣直接决定着电机车的制动效果。2为了降低机车的速度,必须在车轮转动的相反方向施加制动力。众所周知,闸瓦制动所采用的制动力是摩擦力。必须放大作用在手轮上的力,并且均匀地分布到闸瓦上。为达到目的,必须设有制动杆。根据杠杆原理来放大制动力。也就是说,在长杠杆臂上作用着较小的力,必须在短臂上产生较大的力,制动距离与制动力成反比。施加愈大的制动力,其制动的效果也愈强。对于一定结构类型的制动装置,在对车轮施加制动力时,其制动力是不能任提高的。制动力的极限值受到轮/轨之间的粘着系数与粘重所限制。如果踏面上的作用力小于轮/轨间的粘着力,则车轮尚在滚动;如果作用力大于粘着力,则车轮将被抱死,车轮将在钢轨上滑行。当车轮刚好还处于滚动状态时,就达到最大的制动效果。车轮刚发生一次滑行时,则车轮与钢轨之间的摩擦大大减小,因而制动距离延长;同时,车轮的踏面因擦伤而破损。31.2 机车制动力的获取方式1矿用电机车机械制动属于粘着制动,在制动方式中,闸瓦制动、盘形制动、再生制动、电阻制动和圆盘涡流制动均属于粘着制动方式,本设计属于闸瓦制动。制动时,车轮与钢轨之间有三种可能的状态。(1) 纯滚动状态车轮与钢轨的接触点无相对滑动,车轮在钢轨上作纯滚动。这时车轮与钢轨之间为静摩擦,车轮与钢轨之间可能实现的最大制动力是轮轨之间的最大静摩擦力。这是一种难以实现的理想状态。(2) 滑行状态车轮在钢轨上滑行,这时车轮与钢轨之间的制动力为二者的动摩擦力。由于动摩擦系数远小于静摩擦系数,因此一旦发生这种工况,制动力将大大减小,制动距离就会延长;同时,车轮在钢轨上长距离滑行,将导致车轮踏面的擦伤,危及行车安全。这是一种必须避免的事故状态。(3)粘着状态列车制动时车轮在钢轨上滚动,由于车辆重力的作用,车辆与钢轨的接触处为一椭网形的小面积,此时轮轨接触处既不是静止状态也不是滑动状态,在铁路术语中称这种状态为粘着状态。由于正压力而保持动轮与钢轨接触处相对静止的现象称为“粘着”。粘着状态下的静摩力又称为粘着力。依靠粘着滚动的车轮与钢轨粘着点之间的粘着力来实现车辆的制动,称为粘着制动。列车采用粘着制动时,能够获得的最大制动力不会大于粘着力。粘着制动是目前主要的一种制动方式。根据轮轨间的静摩擦系数、粘着系数、动摩擦系数这三者中的关系,在上述三种情况中:可能实现的制动力的最大值以第一种状态时为最大,但实际上这是达不到的;第二种最小,这不但会延长制动距离,而且会擦伤车轮;第三种介于这两者之间,它随气候与速度等条件的不同可以有相当的变化。所以,采用粘着制动,必须对那些可以利用的粘着条件加以研究,以获取可能的最大的制动力。粘着系数是表示列车车轮与轨道间粘着状态的指标,具体说就是粘着力与轮轨间垂直载荷的比值的最大值。粘着系数受列车运行速度、气候条件、轮轨表面状态以及是否采取增粘措施等诸多因素的影响,是一个有很大离散性的参数,所以目前尚未有粘着系数的理论公式。4各国都分别采用大量的试验来得到经验数值,如湘潭电机厂制动系统设计时的粘着系数一般取 0.25。21.3 课题研究的目的和意义本课题是针对矿运列车机械制动系统的结构设计及其关键部件的有限元分析。在科技高速发展的今天,不管是客运列车还是货运列车都有了很大的变化,高速、重载。机车车辆的技术装备水平根据更好更高的要求 ,通过技贸合作 ,不断采用高新技术 ,快速提高 ,促进了铁路运输能力的快速增长 ,适应了国民经济发展的需要。正由于机车的高速、重载,使得制动系统成了机车车辆最重要的系统之一,其直接涉及到列车的运行性能和安全。制动系统的好坏,关系到列车运行速度的提高,运能的增长。因此,课题的目的在于设计合理的制动系统结构,以满足机车制动距离及制动时间的要求,并且分析其关键部件的应力及应变等,了解闸瓦磨损的原因。课题研究的制动系统结构简单、操作便捷、制动安全、经济。通过制动系统的结构设计、零件的有限元分析,建立虚拟装配模型。可以简化制动系统的设计,降低了成本,缩短了产品的开发周期。同时,通过课题的设计培养了我们改善结构、设计新产品的能力,使我们更熟练地运用 UG 做三维建模及设计仿真。1.4 课题研究的内容与思路1.4.1 课题研究的内容(1)机械制动系统的总体方案设计总体方案设计是本设计的主体,应用理论力学的杆件结构,初步规划其基本架构。结构设计合理,符合基本功能要求。闸瓦与车轮之间有 23mm 的间隙,闸瓦装在车轮水平中心线以下,使闸瓦压力中心线同车轮水平线成约 810夹角。当缓解时,闸瓦能可靠地返回原位,这种制动装置结构简单能产生足够的制动力。(2)机械制动系统主要零件设计根据杆件的受力情况,利用杠杆原理以及材料力学相关公式计算杆件的长度及横截面积,根据具体情况取值,已得到较合理的构件尺寸。(3)分析闸瓦的失效原因由于闸瓦与车轮踏面的摩擦,导致闸瓦磨损;安装不当,导致闸瓦偏磨;闸瓦表面点蚀、断裂等。(4)结构优化3通过分析制动系统存在的问题,对结构进行优化,使得设计的结构更实用,更能满足制动的各方面要求。1.4.2 课题研究的思路(1)首先根据矿用机车的粘重 8t、单机制动距离 12m、最大速度 17.5Km/h 和千分之五直线下坡道等已知条件,计算出闸瓦的制动力;然后通过闸瓦与车轮踏面的摩擦系数,计算出闸瓦受到的正压力;再通过杠杆原理、合力矩和制动倍率等计算杆件的长度尺寸;通过应力分析,计算杆件横截面积,从而得到基本架构。至于闸瓦,按照车轮滚动圆直径 680mm,选择标准件,扎瓦托根据闸瓦尺寸铸造。(2)通过对制动系统三维建模、虚拟样机、有限元分析等分析闸瓦失效形式及原因,采取措施,进行结构优化。4第 2 章 总体方案设计2.1 机车的主要参数及制动系统简介2.1.1 机车的主要参数本文研究的机械制动系统来源于 8t 矿用窄轨电机车,其外形如图 2.1 所示:图 2.1 8t 矿用窄轨电机车其主要参数如下:外形尺寸(长宽高):436010501550机车粘重:8t轨距:600mm固定轴距:1150mm车轮滚动圆直径:680mm最小转弯半径:7m调速方式:斩波调速制动方式:电气、机械制动结构速度(最大速度):17.5Km/h2.1.2 机车制动系统简介机车制动就是人为地制止机车的运动,包括减速和驻车,驻车也就是平时说的停车。机车解除或削弱其制动作用的成为“缓解”。为施行制动和缓解而在机车上安装的整套设备称为机车的“制动装置”。 “制动”与“制动装置”均简称为“闸”,施行制动既5可简称为“上闸”亦可简称为“下闸”,使制动得到缓解则简称为“松闸”。4由制动装置产生的与列车运行方向相反的外力,称为“制动力”。这是人为的阻力,它比在列车运行中由于各种原因自然产生的阻力一般要大得多。所以,尽管在制动减速过程中,列车运行阻力(自然阻力)也在起作用,但起主要作用的还是列车制动力(人为阻力)。从司机施行制动(将手轮转动)的瞬间起,到列车速度降为零的瞬间止,列车所驶过的距离,称为列车“制动距离”。这是综合反映列车制动装置的性能和实际制动效果的主要技术指标。有的国家使用的是平均减速度作为其主要技术指标。为了确保行车安全,世界各国都要根据本国铁路情况 (主要是列车速度、牵引重量、信号和制动技术等)制订出自己的制动距离(或减速度)标准)紧急制动距离最大允许值,又称“计算制动距离”。4比如 8t 矿用电力机车的单机制动距离12m。目前,铁路机车车辆采用的制动方式最普遍的是闸瓦制动。用铸铁或其他材料制成的瓦状制动块,在制动时抱紧车轮踏面,通过摩擦使车轮停止转动。在这一过程中,制动装置要将巨大的动能转变为热能消散于大气中。而这种制动效果的好坏,却主要取决于摩擦热能的消散能力。使用闸瓦制动方式时,闸瓦摩擦面积小,大部分热负荷有车轮来承担。机车的速度越高,制动时车轮的热负荷也越大。当车轮踏面温度增高到一定程度时,就会使踏面磨损、裂纹或剥离,既影响使用寿命也影响行车安全。5但由于矿用电机车最大速度只有 17.5Km/h,速度不高,采用中磷铸铁闸瓦,温度可在 150以内,不至于使闸瓦熔化。铁路机车制动机按制动原动力和操纵控制方式的不同,可分为手制动机、空气制动机、电空制动机、电磁制动机和真空制动机。手制动机是以人力为制动原动力,以手轮的转动方向和手力大小来操纵控制。构造简单,费用低廉,是铁路史上使用最久远,生命力最顽强的制动机。5本文中研究的是机械制动系统,即为手制动机制动系统。2.2 制动系统的方案确定及工作原理2.2.1 制动系统的方案确定本文的制动系统基本结构属于五杆的杆件结构。根据规定,在制动过程中,对手轮施加的力不能大于 160N。鉴于此规定,制动杆的动力臂与阻力臂之比大约为 6:1,即制动倍6率为 6 倍。双司机室控制的制动系统便于往返时控制,手轮产生扭矩通过扭力杆和齿轮传动机构实现两端司机室的控制。该制动系统实现车轮成对制动,调节器作为二力杆,产生大小相等方向相反的作用力,使得制动更可靠。轮对制动,减小了闸瓦正压力,缩短了制动距离。制动装置是保证电机车安全运行、满足运输要求的必备结构,其手动机械制动系统示意图如下图:图 2.2 机械制动系统示意图1手轮;2横臂总车;3特殊螺母;4制动丝杆;5制动杆构件;6轮对;7调节器;8闸瓦;9圆锥滚子轴承;10传动齿轮。2.2.2 制动系统的工作原理进行制动操作时顺时针转动手轮,其丝杆螺母传动副 3、4 带动横臂 2 水平移动,与 2 相连的拉杆机构 5 带动闸瓦 8 贴紧车轮 6 踏面,对车轮施加阻力距使电机车减速直至停止。调节器 7 是个二力杆,使得两个闸瓦所受到的力大小基本相等,调节器还起到调节闸瓦与踏面间隙的作用。缓解时,只要逆时针旋转手轮即可,装置会使得闸瓦自动复位。若是在右边手轮控制时,同样是顺时针转动手轮制动,通过齿轮传动机构和扭力杆传递运动和扭矩,使得两个手轮同步。由于该系统是由人力来操作的,因此要求杠杆机构的设计要使手轮操作力不大于 160N 力,否则要改用气动操作的制动系统。制动时,由于制动杆 5 的力臂大约是阻力臂的 6 倍,所以手轮所承受的扭矩不会太大,因此作用在手轮上的力也不会很大。7第 3 章 机车机械制动系统运动机构设计3.1 制动系统的制动能力计算根据已经条件:机车粘重 8t,最大速度 17.5Km/h,制动距离不大于 12m,轨道坡度千分之五。根据列车牵引计算规程中的制动理论3-4,其制动能力计算如下。(1)制动距离制动距离由两部分组成,空走距离 Sm 和有效制动距离 Sn 之和,即S mn = S m + S n = v0tk + 4.17(v0 - v末) (m) 3.6 Fb + w0 + i j式中,v0 为制动时的速度;tk 为机车空走时间;v末 为制动后的速度,即为 0;Fb 为单位制动力;w0 为列车单位基本阻力;i j 为制动地段的线路坡度千分数,上坡取正,下坡取负,水平轨道取 0。制动初速度 v0 取机车的最大运行速度,即 v0 =17.5Km/h,空走时间 tk 取 1.4s,即 tk =1.4s。则空走距离:S m = v0tk = 17.5 1.4 =6.8(m) 3.6 3.6由于 S mn 12m,所以 S n S mn - S m =12-6.8=5.2(m),即4.17(v0- v )末5.2Fb + w0 + i jF b =1000j jJ式中,j j 为闸瓦的车轮踏面的摩擦系数;J 为制动率。w0Pw0=w0P式中,w0 为机车单位基本阻力;P 为机车粘着质量。w0=2.26+0.024v+0.00025 v2机车在平直轨道上试验。i j =0由上述式子得:F b =1000j jJ 242.83 (N) (2)制动力制动力等于闸瓦总压力与摩擦系数的乘积,而摩擦系数与制动初速度 v0 和瞬时速8度 v 有关。故摩擦系数采用了以下简化公式(中磷铸铁闸瓦):j j =0.3560.4v + 1004v + 100式中,v 为机车的运行速度。闸瓦的摩擦系数随着速度的增大而减小,故为了保证机车制动的安全性,v 取机车最大运行速度。V=17.5Km/h,故制动力为:F 制 = (Kj j )在(1)中,F b 取 245N,即 F b =1000j jJ =245N由、式代入数据得:J =1.11(3)制动率J = K1000Pg式中, K 为闸瓦总压力;g=9.81N/Kg。由式代入数据得: K =87112.8 (N)(4)制动防抱死条件由式代入数据得:F 制 =19164.82 (N)由湘潭电机厂提供的粘着系数y = 0.25 可以求得车轮与轨道的粘着力,粘着力等于粘重与粘着系数的乘积,即B=1000Pgy =1000 8 9.81 .025=19620 (N)制动力受到粘着条件的限制,最大制动力必须不大于粘着力。如果制动力超过最大制动力,粘着条件被破坏,机车车轮被“抱死”,从而产生“打滑” 现象。而从上述的计算来看,制动力 F 制 B,所以制动时不会出现打滑现象。(5)制动倍率闸瓦的传动率hz =0.85,所以每个闸瓦受到的反作用力为:N= K=87112.8=25621.41(N)0.85 40.85 4传动倍率:gz=NFA3.2 杆件结构的受力分析与力学计算3.2.1 杆件结构的受力分析9制动杆与拉杆销钉连接,制动时制动杆受到水平方向的拉力;制动杆与闸瓦托也是销钉连接,制动时此处受到闸瓦托的反作用力,大小等于闸瓦对车轮踏面的正压力;制动杆与调节器也是销钉连接,受到调节器给它水平方向的推力。右边连杆的受力与制动杆差不多,这里不再赘述。机构受力分析如下图:图 3.1 机构受力分析3.2.2 杆件结构的力学计算如图 3.1,现对前制动装置(左边部分)进行力学计算。闸瓦的安装位置与水平线成10 夹角,即 N1 与水平线成10 夹角。由图设计尺寸可得:L1 = 672mm ,L2 = 562mm ,L3 = L1 - L2 = 110mm ,L4 = 112mm ,L5 = 9mm ,L6 = 305mm ,L7 = 406mm 。竖直方向上合力为零,即 Fy = 0 ,FC cos15 = N1 sin1010B 点合力偶矩为零,即 M B = 0 ,FA L1 = N1 L4 + FC L5C 点合力偶矩为零,即 M C = 0 ,FA L2 = FB L3由(1)式代入数据得:FC = 4490.35 (N)由(2)式代入数据得:FA = 4330.37 (N)由(3)式代入数据得:FB = 22124.25 (N)丝杆受到的拉力:Fa = 2FA = 2 4330.37 = 8660.74 (N)手轮直径:取丝杆的公称直径为f36 mm,由图 3.1 可知,拉杆需要沿水平方向运动 25.6mm,闸瓦才开始接触车轮踏面,根据 GB5796.386,选用螺距 I=10mm,也即手轮转动两圈半闸瓦开始对车轮施加压力制动。手轮转矩为:Ta =Fa I2 3.14 n1式中,n1 为进给丝杆的效率,取n1 =0.94。代入数据得:Ta =14671.26 Nmm因为 Ta = F dF 为施加在手轮上的力,d 为手轮直径。且 F160N所以 d Ta=14671.26= 91.70 mm ,取 d=300mm。160F对后制动装置进行力学计算。同理,闸瓦对车轮的正压力方向与水平方向成10 的夹角,即 N2 与水平线成10 夹角。E 点合力偶矩为零,即 M E = 0 , FG L7 = N2 L6(4)因为 BG 属于二力杆,则有 FG = FB = 22124.25 (N),由(4)式代入数据得:N2 = 29450.64 (N)对连杆在竖直方向合力为零,即 F= 0 ,Fcos15 = Nsin10(5)yF2由(5)式代入数据得:FF =5161.45 (N)3.3 制动系统主要零件的尺寸计算与确定11以下涉及力学计算的公式均来自机械设计手册表 164,杆件计算的基本公式10。(1)制动杆的尺寸计算与确定在制动过程中,制动杆主要受到弯曲应力,因此,现对制动杆危险截面进行弯曲应力计算。制动杆选用 Q235 材料,根据 GB/T700,材料的弯曲许用应力s =158235Mpa,取s =160Mpa,制动杆的受力分析简图如下图:图 3.2 制动杆受力分析制动杆的弯矩图如下图:图 3.3 制动杆弯矩图由弯矩图知,C 截面为危险截面,设计时取制动杆宽度为 20mm,即 b=20mm。则s = M maxWz式中,M max 为危险截面弯矩;Wz 为抗弯截面系数。Mmax= F L,W=bh2。B3z6危险截面弯曲应力不能大于许用弯曲应力,即s = M max s Wz由上述式子代入数据得:h67.55mm,取 h=97mm。制动杆零件图如下图:12图 3.4 制动杆零件图(2)销钉的剪切应力销钉选用 Q235 材料,其剪切许用应力t = 100MPa ,则t = FAs t ,Fs = N21 , A = p ( d2 )2由上述式子代入数据得:d12.77mm。取 d=23.5mm。其他销钉的计算方法一样,具体尺寸见总装图。(3)拉杆的抗拉强度拉杆选用 Q235 材料,由机械设计手册2008,碳素结构钢的力学性能得,Q235钢的抗拉强度为s =375500Mpa,取s =375Mpa。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,s = PA s ,P 为拉杆承受的拉力,P=F A =4330.37 N;A 为拉杆横截面积,A = a2 。由此解得:a 3.4mm。由于制动杆的厚度为 20mm,为了与之配合协调,取a =20mm。拉杆的长度根据结构的需要以及在机车安装的位置定,取长度为 1090mm。拉杆零件图如下图:图 3.5 拉杆零件图(4)扭力杆在扭矩作用下的剪切应力和最大扭转角扭力杆选用 Q235 材料,其在扭矩作用下的许用剪切应力为t = 98MPa 。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,Mt max = W K t K式中,M K 为扭力杆所受扭矩;WK 为抗扭截面模数。13M K =14671.26 Nmm,WK = J K = pd 3 。由上述式子代入数据得: r 16d9.14mm,取 d=38mm。在扭矩作用下的最大扭转角j :j =M K l180(/m)GJ Kp式中,l 为杆长;G 为材料剪切弹性模数; J K 为抗扭惯性矩。G =E2(1 + m)式中,E 为弹性模量,m 为泊松比。Q235 的剪切弹性模数 G=79GPa。J K = pd 432材料的许用扭转角j = 1.5 / m由此解得:l 28819.59mm 。取l =2188mm。扭力杆零件图如下图:图 3.6 扭力杆零件图(5)连杆的抗拉强度及弯曲应力由图 3.1 受力分析可知,后制动装置中连杆受到FF = 5161.45 (N)拉力,受到FG和 N2 共同作用的弯矩。连杆的零件图如下图:14图 3.7 连杆零件图对连杆受力分析如下图:图 3.8 连杆受力分析连杆的弯矩图如下图:图 3.9 连杆弯矩图15将 FG 分解为水平和竖直两个方向(相对于图 3.8 )的力,其中FGy = FG cos10 =21788.13 (N)。F 截面为最大弯矩截面处,则M max =11221788.13=2440270.56 (Nmm)连杆选用 Q235 材料,根据 GB/T700,材料的弯曲许用应力s =158235Mpa。设计时取连杆厚度为 20mm,即 b=20mm,最大弯曲应力截面处高度为 95mm,即 h=95mm。则此处的弯曲应力为:s = M maxWzbh2式中,M max 为危险截面弯矩;Wz 为抗弯截面系数。Wz = 6 。由此解得:s =81.12 Mpas ,因此所设计尺寸符合要求。(6) 丝杆的抗拉强度及抗扭强度在机车制动过程中,丝杆受到轴向拉力及丝杆螺母副产生的扭矩。丝杆零件图如下图:图 3.10 丝杆零件图丝杆选用 Q235 材料,由机械设计手册2008,碳素结构钢的力学性能得,Q235钢的抗拉强度为s =375500Mpa,取s =375Mpa。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,s = PA s 式中,P 为拉杆承受的拉力,P= Fa =8660.74 N;A 为拉杆横截面积, A = p ( d2 )2 。由此解得:d5.42mm。丝杆在扭矩作用下的许用剪切应力为t = 98MPa 。由机械设计手册杆件计算的基本公式10得,Mt max = W K t K式中,M K 为扭力杆所受扭矩;WK 为抗扭截面模数。16M K =14671.26 Nmm,WK = J K = pd 3 。由上述式子代入数据得: r 16d9.14mm,综合拉力与剪切应力计算的直径,丝杆最小截面处直径取 d=25mm。丝杆在扭矩作用下的最大扭转角j :j =M K l180(/m)GJ Kp式中,l 为杆长;G 为材料剪切弹性模数; J K 为抗扭惯性矩。G =E2(1 + m)式中,E 为弹性模量,m 为泊松比。Q235 的剪切弹性模数 G=79GPa。J K = pd 432材料的许用扭转角j = 1.5 / m由此可解得:l 4587.04mm,根据机构的需要取l =458mm。3.4 标准件及外购件的选用(1)闸瓦的选用根据窄轨工矿电机车用闸瓦 JB/T32671991 以及机车车轮滚动圆直径f680 mm,选用标准闸瓦,闸瓦材料为中磷铸铁(HT150)。闸瓦零件图如下图:17
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