毕业论文 格式参考气动控制轮边液粘制动系统设计(彩色)

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1、气动控制轮边液粘制动系统设计摘 要液粘制动技术是一种利用液体粘性的新型制动技术，具有制动平稳性好、可无级调速、散热速度快等诸多优点。本文将其应用于重型载货汽车轮边制动系统中，能够大大改善重型汽车下长坡时制动恒定性，对提高其制动可靠性和安全性具有重要意义。本文以某款62重型载货汽车为研究对象，首先根据ECE制动法规，对行车制动、驻车制动以及应急制动系统性能提出要求，对三轴汽车制动时地面反力进行分析，从而确定制动力分配系数等重要参数。其次，进行液粘制动器总体结构设计，分析摩擦副形式对制动力矩的影响，确定摩擦副主要尺寸参数，设计制动器其它零件，并建立各零件三维实体设计模型，完成制动器装配。接下来，设

2、计与制动器相匹配的冷却润滑系统，并建立每个液压元件的三维实体模型，完成各元件在车架上的布置工作。最后，设计气顶液控制机构，完成气液增压缸的尺寸计算与设计。通过零部件选型、结构设计以及三维实体建模的过程，最终完成液粘制动系统的设计。本课题基于CATIA三维设计技术，将液粘制动技术应用于汽车制动系统中，对车用液粘制动技术的研究开发具有一定的参考价值。关键词：液粘制动；气动控制；ECE制动法规；实体设计Design of Hydro-viscous Brake System With Pneumatic ControlAbstractThe Hydro-viscous Brake is an adv

3、anced braking technology, which takes full advantages of the viscosity of liquid. It has many advantages, such as good smoothness of brake, stepless speed variation, quick heat dissipation and so on. This article applies it to the brake system of heavy motor trucks. The design has a great significan

4、ce in improving stability and security of the brake system.This article regards a 62 heavy motor truck as the object of study. Firstly, it puts forward the performance requirement of the service brake, parking brake and emergency brake, based on ECE brake rule; analyses the ground reaction force whe

5、n braking; and distributes the brake force of motor vehicle. Secondly, it designs the structure of hydro-viscous brake; analyzes the influence of the shape of friction disc upon brake torque; defines the main dimensions of the friction pair; and establishes a physical model of the brake assembly. Th

6、irdly, it designs cooling system which matches the brake; establishes physical models of all hydraulic components; and completes the arrangement of the system on the vehicle. Finally, it gives a general design of controlling mechanism.This article makes use of CATIA, gives application of hydro-visco

7、us brake technology in heavy motor truck, and will have reference value for the further research on hydro-viscous technology.Key Words：Hydro-viscous Brake, Pneumatic Control, ECE Brake Rules, Physical Design目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.1.1 液体粘性制动技术原理简介11.1.2 发展液粘制动技术的实用价值21.1.3 研究的目的和

8、意义31.2 国内外研究现状概述31.2.1 国外研究现状31.2.2 国内研究现状41.3 本文主要研究内容4第 2 章 重型汽车制动系统结构参数设计62.1 设计目标车辆主要参数62.2 制动系统结构参数设计62.2.1 制动性能评价指标62.2.2 同步附着系数的初选72.2.3 三轴汽车制动力分配系数的确定82.3 驻车制动性能要求112.4 应急制动与剩余制动要求122.5 本章小结12第 3 章 液粘制动器的结构设计与计算133.1 液粘制动器制动力矩影响因素133.2 液粘制动器总体结构方案133.3 液粘制动器制动过程分析143.4 摩擦副的设计与计算153.4.1 材料的选择

9、153.4.2 油槽形式的选择153.4.3 摩擦副尺寸参数的确定163.4.4 摩擦副数目的计算183.4.5 摩擦副的分离间隙193.5 碟簧的设计与计算193.5.1 碟簧的尺寸参数193.5.2 组合碟簧203.5.3 碟簧导向杆的设计213.6 其它结构件的设计23.6.1 柱塞与液压油缸的设计23.6.2 摩擦片座与对偶片座的设计233.6.3 端盖的设计223.7 液粘制动器的密封233.7.1 花键毂的密封233.7.2 活塞的密封263.7.3 其它部位的密封263.8 液粘制动器的装配设计263.9 本章小结27第 4 章 基于CATIA的冷却润滑系统结构设计284.1 对

10、冷却润滑系统的要求284.2 冷却润滑系统总体设计方案284.3 润滑油的选择与计算294.3.1 对润滑油的要求294.3.2 润滑油的选择304.3.3 冷却油的流量计算304.4 润滑系统主要元件选型324.4.1 油泵的选型324.4.2 电机的选型324.4.3 冷却器的选型334.5 冷却润滑系统的整车布置与安装344.6 本章小结34第 5 章 气顶液制动控制系统结构分析355.1 液粘制动器控制策略分析355.1.1 正常制动时的控制原则355.1.2 制动管路失效时的控制原则365.2 气顶液制动控制系统的原理365.2.1 气顶液控制机构的优势365.2.2 气顶液控制系统

11、工作原理375.3 气液增压缸的设计与计算385.3.1 气液增压缸的工作原理385.3.2 主要技术参数计算395.4 本章小结39结论41致 谢43参考文献44第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义111重型载货汽车具有运输效率高、运输成本低等优点。随着国民经济高速稳定发展，基础设施建设的投入逐年增加，重型载货汽车在生产过程中的重要地位也逐渐凸显出来。制动性能的优劣是衡量重型汽车安全性的重要依据，也是制约重型汽车技术发展的因素之一。其中，下长坡连续制动时，制动器发热、爆胎、制动尖叫、制动跑偏等现象，是重型载货汽车普遍存在的问题，也是常规制动器结构本身无法克服的固有缺点1。本文引入一

12、种新型的利用液体粘性进行可靠减速、制动的技术，旨在尝试通过对新型制动器的设计，弥补常规制动器在结构和性能上的不足，达到更好的减速、制动效果。1.1.1 液体粘性制动技术原理简介液体粘性制动技术，简称液粘制动技术，是一种新型的利用液体粘性进行可靠减速、制动的技术。通过一对或多对主、被动摩擦片之间的油膜剪切阻力，使主、被动摩擦片在润滑油介质中以均匀稳定的速率缩小转速差，直至同步。图 11 液体粘性制动技术原理图液粘制动技术的工作原理是基于流体力学中的牛顿内摩擦定律，如图1-1所示。由牛顿内摩擦定律可知，单位面积上的油膜剪切力公式如下：式中x单位面积上的油膜剪切力（N/m2）；液体的动力粘度（Pas

13、）；vx平板间的相对速度（m/s）；h平板间的间隙，即油膜厚度（m）。由公式1-1可知，油膜剪切力x与动力粘度、平板间相对速度vx成正比，与油膜厚度h成反比。只要结构和各参数选取合理，就可以设计出所需求功率的液体粘性制动装置2。1.1.2 发展液粘制动技术的实用价值液粘技术是除液压、液力之外，以液体为工作介质的第三种传动技术。新型的液粘制动器在矿用运输等大惯量机械制动装置中广泛运用，技术成熟，已经具备多年应用背景。目前，液粘制动器在技术上已经趋于成熟，得到采矿等行业的普遍关注和广泛应用，但该技术在汽车制动器上的应用资料极少，可参考性低。该研究将提出合理的重型汽车用液粘制动器的设计方案，希望能够

14、为以后该方向的研究提供一定参考价值。实践证明，液粘技术具有很大的应用价值和发展前景，具有以下几方面的优点：（1）散热性好，摩擦副之间没有直接接触，同时润滑油在摩擦副之间流动，及时带走热量，因此散热性方面优于常规盘式或鼓式制动器。（2）制动平稳，液粘制动器通过控制油膜厚度，可以提供平滑、无冲击的制动力矩，实现平稳制动。（3）控制方便，易于实现转速调节的遥控和自动控制性能，采用闭环控制时，转速的稳定性高。（4）安全可靠性强，由于具备以上特点，液粘制动器工作安全可靠，能够有效地提高以重型载货汽车为代表的大功率汽车的行驶安全性。本文将液粘制动器与鼓式制动器、盘式制动器进行比较，显然，液粘制动器在各方面

15、性能上均有极大的改善。如果能够应用于重型载货汽车上，将极大的改善其制动性能。表 11 液粘制动器与传统制动器性能对比3鼓式制动器盘式制动器液粘制动器摩擦副形式制动鼓与制动蹄干摩擦制动钳与制动盘干摩擦或浸油润滑摩擦片与对偶片强制循环冷却润滑制动效能最大适中多片数以提高效能散热形式较差较好最好制动效能恒定性较差，摩擦因数随温度升高迅速下降较好，摩擦因数几乎不受温度影响最好，趋于恒定的油膜温度，保证制动效能制动平稳性较差较好最好，能够实现无级调速，易于控制1.1.3 研究的目的和意义汽车的制动性能是衡量汽车主动安全性能的重要标准之一，是汽车安全行驶的重要保障，直接受制动器性能的影响。因此，制动器的设

16、计在整车设计中显得非常重要。另外，如何设置制动系参数进行整车匹配，使其达到最佳制动性能，是一项非常重要的任务。通过调研与设计的过程，掌握产品的基本设计思路及设计过程，可以巩固汽车构造与理论知识，加深对汽车制动安全性的理解，提高通过理论知识解决实际问题的能力。1.2 国内外研究现状概述1.2.1 国外研究现状液体粘性传动技术（Hydro-Viscous Drive，HVD）是流体传动技术中一门新兴的学科，是20世纪60年代后期从国外发展起来的一种新颖的流体传动形式4。国际上，美国是较早开始研究液体粘性传动的国家之一，20世纪60年代初，液体粘性调速离合器开始用于工业领域小功率场合，到了60年代中

17、期已研制出了能够精确伺服控制的液粘调速装置，到了70年代功率可达7000 kW，应用范围已扩展到了电厂、化工厂等重要工业场合。目前美国有两家公司从事液粘传动的研制：威斯康星州的双环公司和宾夕法尼亚州的费城齿轮公司。八十年代，日本公司新泻控巴达从美国双盘公司引进了这项技术，进行了大规模的生产。并在消化美国专利技术的基础上加以改进，现在已申请日、美、英、德等四国专利进行生产。国外已有许多学者采用雷诺方程或平均雷诺方程对粘性离合器的啮合过程进行了分析，考虑了流体油膜的惯性、表面沟槽、表面粗糙度等因素的影响，提出了表面沟槽对摩擦副中润滑油流量的影响。Berger E. J.等人则采用平均雷诺方程，考虑

18、流体油膜惯性、表面沟槽对粘性离合器进行了啮合分析与计算。但这些学者的研究均侧重于液体粘性离合器的啮合过程5。1.2.2 国内研究现状北京理工大学魏宸官教授对液粘传动装置进行动态特性研究时得出结论：理论上液粘调速装置对于开环控制总是稳定的。而实际液粘传动装置接近同步工况时，摩擦片进入混合摩擦区，摩擦片表面已不能完全被连续的油膜所隔开，出现了部分微凸体间接触的现象，转速往往出现波动。可采用转速闭环控制的PLC控制方法或是其他方法来实现高速响应和高稳定性的性能要求6。国内上海船用柴油机研究所、杭州前进齿轮箱集团有限公司、南京耐特特种电机有限公司、保定螺旋桨厂、河南开封中大节能设备厂等单位先后从上海交

19、通大学、北京理工大学引进HVD技术进行生产，能够开发、生产中小功率等级HVD装置，但其结构和性能上仍存在诸多问题，主要表现在应急能力差、泄漏严重、转速波动大等方面，可从加工工艺性、可靠性、装配性等方面对整体结构加以改进，使整体结构合理。国内学者采用有限宽平面阶梯轴承理论，假设润滑油为牛顿流体，其粘度不随温度及剪切力变化来对粘性油膜开展理论研究工作，如上海交通大学董勋教授带领的科研小组对HVD技术的基本理论进行了初步研究，在雷诺方程的基础上得到了HVD油膜压力分布和径向流量的数值分析计算方法，流度矩阵。而应该综合考虑压差、转速差、剪切率、惯性效应等参数对动态油膜的影响7。1.3 本文主要研究内容

20、本文选取某一重型载货汽车车型为主体设计对象，通过对现有液粘制动器结构的改进，使其能够应用该设计对象中。同时，为该制动系统设计气顶液控制机构，使其具有较好的制动力分配特性，使该车制动特性更加安全可靠。主要研究内容包括：（1）分析重型载货汽车制动器对其制动性能的影响，通过对三轴汽车制动力分配系数的计算，解决三轴汽车制动力分配问题。（2）分析液粘制动器的结构特点，掌握制动器各结构参数对制动性能的影响，确定主要零部件的规格，并通过三维实体设计软件建模。（3）进行冷却润滑系统设计，通过CATIA进行系统布置的建模，解决主体零件在整车上的布置工作。（4）进行气顶液控制机构设计，对机构中的重要参数进行分析和

21、选型，完成该制动器在汽车上的装配。第 2 章 重型汽车制动系统结构参数设计2.1 设计目标车辆主要参数在对整车制动系统分析之前，首先根据目前常用的重型载货汽车参数，整理出目标车辆的整车参数，如图2-1和表2-1所示。图 21 整车尺寸参数表 21 整车主要参数序号参数名称数值序号参数名称数值1整备质量（kg）93006最高车速（km/h）1022满载总质量（kg）250007制动距离（m）36.73满载轴荷（kg）前轴66508驻车坡度（）124二轴68509轮胎11.00 R22.55后桥1150010轮辋8.00-202.2 制动系统结构参数设计2.2.1 制动性能评价指标良好的汽车制动性

22、能评价指标包括8：（1）行车制动效能，即制动距离与制动减速度。根据GB 12676-1999 汽车制动系统结构、性能和试验方法中要求，多轴汽车行车制动时，最小平均减速度MFDD为5 m/s2。（2）行车制动的恒定性，即抗热衰退性能和抗水衰退性能。（3）行车制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑以及失去转向能力等现象的性能，与各轴车轮的制动力分配系数、各轮抱死顺序有关。（4）驻车制动性能，以汽车能实现的最大驻车坡度来评价，包括上坡和下坡两种工况。（5）应急制动性能，即在行车制动系制动管路部分或全部失效的情况下，通过操纵行车制动系的控制装置，制动系统仍能提供足够的制动力，应急制动是在

23、特殊情况下，降低性能标准的汽车制动策略。本文重点对三轴汽车制动力分配系数进行合理设计，得出满足ECE制动法规的多轴汽车轴间制动力分配。2.2.2 同步附着系数的初选同步附着系数0是汽车制动时前、后轮同时抱死时，所对应的路面附着系数。根据GB 12676-1999 汽车制动系统结构、性能和试验方法，ECE制动法规对多轴汽车轴间制动力分配规定如下9：（1）对于利用附着系数值在0.200.80之间的所有种类的车辆，制动强度满足：即要求各车轴的利用附着系数曲线接近理想的Z线，以实现较高的附着利用率。（2）如果制动强度Z在0.150.30，至少前轴之一的利用附着系数大于至少后轴之一的利用附着系数，则认为

24、满足车轮抱死顺序的要求，如图2-2所示。由此得出，在设计低速汽车时，由于整车的车速不高，制动时后轴侧滑性较小。为保证制动时车辆不失去转向能力，同步附着系数选择的较低，一般为0.40左右，以保证在地面附着系数大于同步附着系数时，后轮先抱死，前轮不丧失转向能力。然而，同步附着系数的选择在满足制动稳定性要求的前提下，还要使制动系统具备较高的制动效率并满足应急制动等的要求。本文所选车型经常在良好的路面上行驶，且车速较高，为保证制动时较好的稳定性，同步附着系数可选的大一点。因此初选同步附着系数00.70。图 22 ECE法规对货车的制动力分配要求2.2.3 三轴汽车制动力分配系数的确定对于两轴汽车，根据

25、ECE制动法规的要求列出不等式组，联合利用附着系数的计算公式，能够解出满足要求的前后轴制动力分配系数的取值范围。但是，对于多轴汽车，此方法则不再适用。本文引入以下两种分析方法，能够通过简化的方法分析多轴汽车制动力分配。（1）当量双轴汽车法10当量双轴汽车法，是一种将一个三轴汽车当量作为两个双轴汽车进行分析的方法，如图2-3所示。图 23 当量双轴汽车法该方法可以分析抱死顺序，同步附着系数的范围。但是，这种分析方法只在汽车静态下适用，在制动过程中，考虑到轴荷转移后，存在较大的质量再分配，因此，通过该方法得出的结论与实际制动工况相差较大。当量双轴汽车法在对制动减速度、制动效率的分析时，并不适用，即

26、不能将其应用于制动力分配系数的计算上。（2）制动动力学模型简化法11多轴汽车的动态载荷计算属于“超静定”范畴，因此，在计算各轴的地面反力时，需要补充附加方程，然后再通过汽车理论的方法，求出制动力分配系数。对于一般三轴载货汽车，当制动强度为Z时，汽车产生的制动减速度为zg，受力如图2-4所示。图 24 制动动力学模型简化法示意图由受力平衡可得：式中FZ1、FZ2、FZ3汽车满载制动时，各轴轴荷（kN）；G汽车满载总重量（kN）。对前轮着地点取力矩，可得：式中a、b、c汽车各轴轴距（m）；hg汽车满载时质心高度（m）。上述2个方程，需要求出3个未知数，即地面反作用力Fz1、Fz2、Fz3，显然这是

27、一个静不定问题，必需按照静不定问题来求解。根据汽车设计可知，汽车在制动时由于惯性，载荷向前转移，前桥有下压的趋势，而后桥有抬高的趋势，如图2-4所示。在对其进行受力分析时，考虑到簧下质量，为了简化计算，将悬架和车轮看成一个整体，利用组合刚度的概念，求出其近似的等效刚度。假设汽车受静载荷时，车架保持水平，即各等效板簧的挠度f相同，则各轮受地面反力应与其等效刚度成正比，即：式中FZ1、FZ2、FZ3汽车受满载静载荷时，各轴地面反力（kN）；K1、K2、K3汽车各轴悬架等效刚度（kN/m）。代入相应数值，可求出等效刚度之比为：再将簧载质量简化为刚性整体，根据变形一致的关系，可求出前、中、后轴上等效板

28、簧的变形量关系：式中x1、x2、x3汽车制动时，各轴等效悬架变形量（m）；x汽车制动时，车架上变形量为零位置与二轴的距离（m）。又假设制动时，悬架等效刚度不随着变形而改变，则各轴轴荷与其悬架变形量成正比，即：通过以上各式计算，可求出制动时，地面对各轮的地面反力Fzi。理想的三轴制动器制动力分配要求与两轴的相似，即在任何附着系数的路面上，前、中、后车轮同时抱死的条件是：前、中、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、中、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，当为定值时，制动器制动力应与其轴荷成正比。即：式中F1、F2、F3分别为汽车抱死时，各轴制动器制动力（kN）。当0时，汽车前、中、后轮同时抱

29、死，将0代入上式，可求出理想的制动器制动时，各轴制动力分配，进而求出相应的制动力分配系数，如表2-2所示。表 22 理想制动时的制动力分配系数表轴数制动力分配系数前轴0.3758二轴0.2607后轴0.35752.3 驻车制动性能要求常规制动器为常开式结构，因此对于驻车制动必须增加其他的机械制动器进行驻车。然而对于液粘制动器而言，本文通过对其结构进行改进，能够实现液粘制动器常闭式结构的特点，从而可以省去了额外的驻车机械机构，这种结构也在一定程度上弥补了车轮中安装空间的不足。驻车制动系统必须能够使车辆停驻在斜率为18%（即坡度角 12）的上、下坡道上。从力矩的角度，可求出该车型所需要的最小驻车力

30、矩，公式如下：式中M驻车制动器能提供的最大制动力矩（kNm）；Re轮胎的静力学半径（m）。从而可以求出所需要的驻车制动力矩，通常驻车制动由二轴和后桥制动器来实现。在进行驻车制动器设计后，还要对其驻车极限坡度进行校核。因为极限坡度只与汽车的整车结构参数和路面附着系数有关，而与驻车制动器的类型无关。如果极限坡度小于制动器能实现的最大驻车坡度，则会产生过多的剩余驻车力矩，驻车制动效率降低；如果极限坡度大于制动器最大驻车坡度，则制动器驻车制动力不足。因此，汽车的最大驻车坡度应该尽量接近驻车极限坡度，从而实现更良好的驻车性能。2.4 应急制动与剩余制动要求当行车制动系统制动管路部分或完全失效的情况下，操

31、纵行车制动系的控制装置，应仍能使足够数量的车轮制动，即汽车必须达到足够的剩余制动性能。ECE制动法规对多轴汽车剩余制动性能的要求为满载MFDD为大于等于1.3 m/s2。应急制动则是一种不拘泥于制动系统具体结构的功能描述，当行车制动系统一处或多处失效时，应急制动系必须能在适当的距离内将车辆停住。ECE制动法规中要求满载MFDD为大于等于2.2 m/s2。应急制动实际上是一种降低了要求的“行车制动性能”。应急制动和剩余制动都是在行车制动发生部分失效的情况下的一种保护措施，其目的均是为了确保车辆维持一定的制动性能，按规定要求安全停车。而ECE法规对应急制动性能的要求高于剩余制动性能的要求，因此，本

32、文只对应急制动性能进行要求和校核。根据ECE法规要求，行车制动、应急制动和驻车制动的各制动系统在满足一定条件下可以共用一些部件，但至少有两套相互独立，并且要求行车制动与驻车制动的控制装置必须独立。考虑到采用独立应急制动系统会使制动系统结构更加复杂，且增加成本。因此，本文将应急制动和驻车制动相结合，采用独立的行车制动的方案。2.5 本章小结本章分析了重型载货汽车对制动系统的要求，根据ECE制动法规，确定各轴制动器制动力分配系数，并对驻车制动系统以及应急制动系统提出了要求。在确定三轴汽车制动时的地面反力大小时，通过对两种简化方法的比较，使用“制动动力学简化法”，得出了与实际情况比较接近的结果。基于

33、这一结果，确定各轴制动器制动力分配系数，进而计算出各轴制动器最大制动力，对接下来液粘制动器结构设计提供了重要依据。针对驻车制动和应急制动系统，根据ECE制动法规，提出了切合实际的设计要求。后两种制动系统通过对液粘制动器设计实现其功能。第 3 章 液粘制动器的结构设计与计算3.1 液粘制动器制动力矩影响因素液粘制动器依靠两组或多组同轴线相对转动的摩擦片之间的油膜剪切力来传递动力，可求出传递扭矩为：式中M传递扭矩（Nm）；n摩擦副对数；R1摩擦面内径（m）；R2摩擦面外径（m）；主、被动摩擦片的相对转速差（rad/s）；h摩擦片间的间隙，即油膜厚度（m）。根据上式，能够总结出液粘制动器具有以下特点

34、：（1）制动力矩M与摩擦副n及外内半径四次方之差（R14R24）成正比，即通过增加摩擦副数目或内外半径比均可以提高制动力矩，但同时也影响到制动器的轴向和径向尺寸。（2）制动力矩M与润滑油的动力粘度成正比，提高润滑油动力粘度，可提高制动力矩，但动力粘度过大时，冷却润滑系统阻力将增大，系统发热量增大。（3）制动力矩M与油膜厚度h成反比，减小摩擦片间隙，即减小制动器中油膜厚度h，可提高制动力矩。3.2 液粘制动器总体结构方案液粘制动器大致分为主动件、从动件和液压缸三部分，设计示意图如图3-1所示12。主动件为花键毂和摩擦片，花键毂与汽车轮毂相连，将车轮的旋转动力输入制动器。从动件为制动器壳体、对偶片

35、、安装板等，对偶片与摩擦片形成一定厚度的油膜，并形成一定的转速差，安装板与车架相连，起固定作用。花键毂与摩擦片、对偶片座与对偶片均通过花键连接，摩擦片间隙通过液压缸油压推动活塞进行调节。系统工作时，主动摩擦片和对偶片之间由润滑油路提供油液，油液在油压和离心力的叠加作用下，经过主动摩擦片和对偶片的间隙，不断被甩出，使摩擦片之间始终存在动态剪切油膜，并不断带走由于摩擦片之间由油膜内摩擦而产生的热量。控制系统通过改变工作油路中的油压，改变控制液压缸控制活塞的行程，推动摩擦片发生相对运动，使摩擦片之间的剪切润滑油膜厚度发生改变，从而改变制动力矩。当工作油压增加到足以将控制液压缸控制活塞完全推出时，主动

36、摩擦片和对偶片被完全压紧，抱死在一起，摩擦片之间不再存在剪切润滑油膜和油膜剪切力。此时，主动摩擦片和对偶片之间为动摩擦系数较低的湿式摩擦形式，直到主动摩擦片静止，即汽车停车。1-轮毂2-摩擦盘座3-外侧盖板4-对偶片5-摩擦片6-对偶片座7-装配螺栓8, 11-制动主缸9-液压缸10-活塞12-内侧盖板13-蝶簧14-蝶簧座15-驱动桥壳图 31 液粘制动器总体设计示意图3.3 液粘制动器制动过程分析液粘制动器大致分为以下四种工况，包括13：（1）静摩擦工况，即驻车工况，此时摩擦片在右侧储能弹簧的作用下，与对偶片产生静摩擦，提供驻车制动力矩。（2）分离工况，即正常行车工况，控制器接收发动机点火

37、信号或汽车起动信号后，摩擦片与对偶片在左侧油压的作用下分离，油膜剪切力失效，制动力矩为零。（3）制动工况，正常行车制动时，摩擦片在右侧油压作用下向左运动，油膜厚度不断减小，制动力矩增大。（4）压紧工况，右侧制动油压不断增大，直到主动摩擦片与对偶片贴合压紧，这一过程中既有油膜粘性剪切制动，也存在摩擦副摩擦制动，是一个复杂的工况。3.4 摩擦副的设计与计算摩擦副包括主动摩擦片和对偶片两部分，主动摩擦片是一片表面带油槽的粉末冶金摩擦片，对偶片是一个表面光滑的金属片。摩擦副的结构和参数直接影响油膜的形成和油膜剪切力的大小，是制动器制动性能的决定性因素，是制动器设计的核心部分。3.4.1 材料的选择摩擦

38、副的材料包括主动摩擦片的摩擦材料、摩擦芯板材料及对偶片材料。为了更好地满足摩擦副的两个功能，摩擦材料必须达到以下基本要求14：（1）具有较稳定的摩擦系数，以提供大的可靠的传递转矩能力，使结构尽可能小型化；（2）静动摩擦系数接近，使制动过程平稳、柔和、冲击力小、噪音低等优点；（3）对油的润湿性好，在制动时利于油膜的形成；（4）具有好的耐磨损性能，且不损伤对偶片，以提供长的使用寿命；（5）制造工艺性好，无环境污染，制造成本低，具有好的性能价格比。由于制动过程中会产生很大的热量，摩擦片选用热容量比较大的铜基粉末冶金摩擦片。对偶片的材料常用铸铁和钢，由于液体粘性传动的功率和扭矩比较大，因此在液体粘性传

39、动中，对偶片材料有较高的强度要求，为此常选择65Mn钢为对偶片材料15。3.4.2 油槽形式的选择摩擦片油槽的作用包括：（1）快速刮去摩擦副表面多余润滑油，利于摩擦副间快速形成油膜润滑；（2）引导润滑油流动，促进冷却循环，达到较好的冷却效果；（3）收集摩擦副间的磨损产物，并及时通过润滑油排出，从而防止对偶件表面磨损。由于液粘制动器工作时，长期制动热量很高，对沟槽的冷却性能要求比较高，同时也要求能够快速形成稳定的油膜。常见的油槽形式包括：径向油槽、旋转槽、菱形槽、双圆弧槽、双向平行槽等多种形式。本文对几种常用油槽形式进行对比分析，分析结果如表3-1所示。表 31 常见的摩擦片油槽形式的性能对比1

40、617油槽形式无油槽径向油槽螺旋油槽华夫槽刮油能力差较好较好较好形成油膜难易较容易较难较容易较容易动摩擦因数较小较大较大较大形成油膜速度较慢较慢较快较慢润滑油量较少较小较少较多冷却效果较差较差较差较好通过对比可知，如果采用单独的某一种油槽形式，尚不能完全保证摩擦副的正常工作。理想情况摩擦片油槽形式是采用复合形式的油槽，复合的形状与液粘制动器的额定功率、转速等设计参数有关。本文采用结构简单，加工方便，成本较低的华夫槽形式，作为摩擦片油槽的设计方案。3.4.3 摩擦副尺寸参数的确定摩擦副的尺寸参数直接影响了制动力矩和冷却效果，主要包括：（1）油槽深度油槽深度对油膜内压力分布基本无影响，即对制动力矩

41、大小无影响。然而，油槽深度对润滑油的流量影响巨大，流量随油槽深度的增大而大幅增大。流量增大有利于制动器的冷却效果，因此在能保证摩擦材料不会剥落的前提下，应该尽可能地增大沟槽的深度。（2）油槽数目增加摩擦片上油槽的数目，将有效地降低对偶片翘曲变形的严重程度，有利于提高摩擦副抗翘曲变形的能力。（3）摩擦片内外径比增大对偶片的内外径之比，即减小摩擦材料层的径向宽度，也有利于提高摩擦副抗翘曲变形的能力。然而，内外径比过大，则摩擦副接触宽度过小，有效利用面积减小，为保证传递转矩，必然要增加摩擦副数目，增加制动器轴向尺寸。因此其取值应适当，一般取值为0.600.75之间。（4）摩擦片厚度摩擦片厚度不影响制

42、动力矩的大小，但厚度过小易使摩擦片发生翘曲，过大则增大制动器尺寸。本文中，摩擦片内外径比C取0.75，考虑到制动器安装位置的尺寸约束，摩擦副外径取470 mm，摩擦片其它尺寸设计如图3-2和表3-2所示。图 32 摩擦片油槽尺寸设计示意图表 32 摩擦片尺寸参数表序号参数名称数值（mm）1油槽深度0.52油槽宽度1.03油槽中心距8.04摩擦副外径 4705摩擦副内径 3206摩擦片厚度3.07对偶片厚度4.0摩擦片和对偶片的三维实体模型如图3-3和图3-4所示。图 33 摩擦片三维实体模型图 34 对偶片三维实体模型3.4.4 摩擦副数目的计算一般地，在制动过程中，主动摩擦片与对偶片之间距离

43、不断减小，油膜厚度不断减小，而此时转速差也在不断减小，如果不通过仿真分析，无法得出最大制动力矩。因此为简化计算，方便设计，考虑油膜厚度为零时，制动器的制动力矩。此时，主动摩擦片与对偶片为湿式摩擦，一对摩擦副的制动力矩可用以下公式计算：式中M0一对摩擦副转递的最大制动力矩（Nm）；f动摩擦系数，本文取f0.07；pmax作用于摩擦面上的最大压力（MPa），取pmax0.4MPa。然而在实际制动过程中，由于摩擦片有油槽，实际接触面积要比名义面积小。另外，多片摩擦片叠加制动时，作用于每片摩擦面上的最大压力呈递减分布，需引入压力递减系数K。在液粘软制动装置主机的活塞压紧摩擦片时，摩擦片渐开线花键齿处的

44、摩擦阻力，使摩擦片间的压紧力有所减小。摩擦副数n越大，则压力递减系数K越小，见表3-3表 33 摩擦副数目n与压紧力递减系数K的关系n24681020K0.990.980.970.960.950.90考虑到这两方面实际问题，制动器制动力矩和摩擦副数目计算公式分别为：式中M制动器最大制动力矩（Nm）；K压力递减系数，本文取K0.90；n摩擦副数目；摩擦面的实际面积与名义面积之比，通过计算，取0.6。将各轴所需的制动力矩代入上式，计算求出各轴制动器所需要摩擦副对数n。通过计算可得出，前、后轴制动器摩擦副数目均为20对，即10片摩擦片和11片对偶片，二轴制动器摩擦副数目为16对，即8片摩擦片和9片对

45、偶片。3.4.5 摩擦副的分离间隙摩擦片分离间隙的大小，受制造工艺水平的限制，因为摩擦片有一定的翘曲度，若翘曲度小，则分离间隙可取较小值。同时，分离间隙的大小还与带排转矩有关，应该适当增加分间隙，以减小带排转矩。活塞完全回位时，油膜厚度等于分离间隙，此时应有最小带排转矩，因此，将活塞完全回位时的油膜厚度取1.0 mm，则可求出相应的活塞行程分别为20.0 mm和16.0 mm。3.5 碟簧的设计与计算碟簧是除摩擦片设计之外，另一个非常重要的零件。碟簧在驻车制动时起到储能压紧的作用，在行车制动时则起到制动力矩调节和活塞回位等作用。碟簧为标准件，但考虑到其应用于制动器中的特殊性，可以针对制动器结构

46、，设计与制动器结构相适应的结构。在设计过程中，还要考虑碟簧刚度的调整和压缩量的设置。3.5.1 碟簧的尺寸参数碟形弹簧根据工艺方法的不同，分三种类型，不同型式的碟簧工艺方法、碟簧厚度都不同。本文参考GB/T 1972-2005碟形弹簧尺寸与公差，选取参数如图3-6和表3-4所示18。图 35 碟簧尺寸示意图表 34 碟簧尺寸参数表D/th0/tt（mm）D（mm）d（mm）h0（mm）401.31144032014表中t碟簧厚度（mm）；D碟簧外径（mm）；d碟簧内径（mm）；h0碟簧总变形量（mm）。根据标准可知，本文的碟簧属于超薄碟簧，且直径比也较小，工艺上能够实现制造。然而，该碟簧的实际

47、刚度要小于其计算刚度，应采用特殊的计算方法，或在实际制造过程中，通过实验确定实际刚度。在变形量为f时，碟簧的负荷计算公式如下：其中，式中E材料弹性模量（N/mm2），E206 000 N/mm2；泊松比，0.3；f碟簧的变形量（mm）；C碟簧内外径比，CD/d。3.5.2 组合碟簧单片碟簧刚度过大，应采用组合碟簧的形式，增加组合碟簧的变形量，减小组合碟簧的刚度。选择对合式组合碟簧，如图3-7所示，组合碟簧相对单片碟簧的负荷和变形量关系公式如下：式中Fi、F分别为组合碟簧和单片碟簧负荷（kN）；fi、f分别为组合碟簧和单片碟簧变形量（mm）；i碟簧数目。图 36 对合组合碟簧变形量负荷曲线碟簧数

48、目过多，会使组合碟簧摩擦力的阻尼作用增强，导致负荷不稳定，因此应限制碟簧数目，取i6。3.5.3 碟簧导向杆的设计碟簧的导向件可采用导向杆或导向套两种形式，根据本文设计的制动器结构特点，优先采用导向杆的形式。导向杆与碟簧之间应保留一定间隙，取1.8 mm。另外，导向杆在该液粘制动器中还起到支撑柱塞运动的作用。此外，还需要考虑导向杆在不同位置的密封问题，即对主动件花键毂的旋转运动起密封。导向杆三维实体模型和剖视图分别如图3-7和图3-8所示。导向杆导向表面的工艺要求为，硬度应不小于55 HRC，表面粗糙度要求Ra3.2 m。图 37 导向杆三维实体模型图 38 导向杆剖视图3.6 其它结构件的设

49、计3.6.1 柱塞与液压油缸的设计由于结构上的特殊性，液粘制动器的液压缸也没有采用常用的标准形式，而是采用特制特殊设计，因此其结构形式均通过经验进行设计。液压缸缸筒与缸盖采用法兰连接方式，这种连接方式的特点是结构简单、加工和装拆都方便，但外形尺寸和质量都大。液压缸缸筒的三维实体模型和剖视图分别如图3-9和图3-10所示。图 39 液压缸缸筒三维实体模型图 310 液压缸缸筒剖视图加压柱塞的结构设计非常重要，设计不合理将导致制动力矩达不到额定制动力矩的要求，从而不能够有效制动。活塞与压盘设计成一体，压盘大小既要与摩擦片面积相适应，以更好的施加轴向压力，又要给液压液预留足够的空间，还要考虑到柱塞密

50、封问题。活塞尺寸也同时受密封条件的影响，其轴向尺寸不可忽略，活塞内部钻有碟簧导向套。但是该导向套只起到密封作用，即将碟簧座腔与液压腔隔离开，并不起实际导向作用，因此在工艺上不作要求。柱塞的三维实体模型和剖视图分别如图3-11和图3-12所示。图 311 柱塞三维实体模型图 312 柱塞剖视图3.6.2 摩擦片座与对偶片座的设计摩擦片座主要作用是，支撑主动摩擦片，向摩擦片传递车轮的圆周动力，并为摩擦片的轴向移动起导向作用。摩擦片座的设计首先要考虑与摩擦片的花键配合，本文采用30渐开线齿，这样有利于传递圆周力，并利于摩擦片沿轴向移动。其次，摩擦片座需要与车轮轮毂相连，由于空间有限，需要在法兰上直接

51、攻螺纹孔进行安装。摩擦片座的三维实体模型和剖视图分别如图3-13和图3-14所示。图 313 摩擦片座三维实体模型图 314 摩擦片座剖视图与前者类似，对偶片座的作用是，支撑对偶片，并对其进行周向定位，使其能够沿轴向移动。对偶片座与液压缸缸筒通过螺杆与端盖连接。对偶片座的三维实体模型和剖视图分别如图3-15图3-16所示。图 315 对偶片座三维实体模型图 316 对偶片座剖视图3.6.3 端盖的设计端盖分为外侧盖板和内侧盖板，主要作用是密封、防尘，形成良好的制动器工作环境。内侧盖板通过螺栓与车桥连接，进而将制动器固定在车桥上。外侧端盖和内侧端盖的三维实体模型分别如图3-17和图3-18所示。

52、图 317 外侧端盖三维实体模型图 318 内侧端盖三维实体模型3.7 液粘制动器的密封液粘制动器的摩擦副工作于流动的润滑油中，摩擦副间的相互作用产生大量的热，均通过润滑油冷却。这使得液粘制动器的密封问题显得非常重要。另外，考虑到制动器控制系统也是一套独立的液压系统，密封问题要更加复杂。一般情况下，对密封装置有如下要求：（1）在工作压力作用下，具有良好的密封性能，并随着压力的增加能自动提高其密封性能，即泄漏在高压下没有明显的增加；（2）密封件长期在流体介质中工作，必须保证其材质物理性能的稳定；（3）动密封装置的摩擦系数要小而稳定；（4）摩损小，使用寿命长；（5）制造简单，装拆方便，成本低廉。3

53、.7.1 花键毂的密封花键毂为旋转件，其与制动器端盖、蝶簧导向杆接触的部位比较容易发生泄油。为了更好的起到密封作用，应设计两道密封，第一道为铸件密封环密封，第二道为油封密封。铸铁密封环属于动密封中的一种，能在高速中工作。油封有良好的耐磨性和耐油性，密封性能好，寿命长，而且对轴的振动、偏心等适应性强，在工程中应用较为广泛。3.7.2 活塞的密封活塞的密封为滑动密封，常用O形密封圈。O形密封圈截面为圆形，其主要材料和合成橡胶，是液压工程中用的最多、最普遍的一种密封件，主要用于静密封及滑动密封，在转动密封中用得较少。3.7.3 其它部位的密封由于制动器外壳采用管法兰连接，为了保证装配精度和密封特性，

54、需对各接触面加管法兰用非金属平垫片。在管接头与制动器的结合部位，采用了紫铜垫圈密封。紫铜具有延展好的特点，这样在受压变形后可以很好的填充接触面的凹凸不平处而实现密封作用。这种密封方式适用的工作温度范围较大，可在温度较高的场合下长期使用。3.8 液粘制动器的装配设计作为三维实体设计的最后一个步骤，基于CATIA的装配设计要求按照液粘制动器的设计结构，将各部分零件按预定的位置、尺寸配合进行装配。装配后，应检查模型是否发生干涉、是否有过多约束、是否满足设计要求等问题。液粘制动器的装配图如图3-19所示。1-润滑油出油口 2-外侧端盖 3-密封圈 4-摩擦片座 5-摩擦片 6-对偶片7-轮毂螺栓装配孔

55、 8-润滑油进油口 9-制动器装配螺栓 10-对偶片座11-非金属平垫片 12, 15-控制油进油口 13-液压缸缸筒 14-柱塞 16-内侧端盖17-车桥螺栓装配孔 18-蝶簧导向杆 19-内六角螺栓 20-组合蝶簧图 319 液粘制动器装配图3.9 本章小结本章提出了液粘制动器总体结构设计方案，根据对制动系统的要求，明确液粘制动器的4种工况。完成了核心零件摩擦副的设计，并进而设计了其它结构件，在CATIA三维实体设计软件中完成了零件建模和装配工作。在传统制动器设计与安装，以及矿用液粘制动器结构的基础上，对液粘制动器进行结构改进和设计，使其满了足上一章提出的制动性能要求。完成了摩擦副的设计，

56、包括摩擦副材料、外形尺寸、油槽形式、分离间隙等参数的确定。在此基础上，完成了其它零件的设计，考虑了制动器中轴、活塞、壳体、管接头等的密封问题。最终利用三维实体设计软件，完成液粘制动器各零件的设计和装配。第 4 章 基于CATIA的冷却润滑系统结构设计4.1 对冷却润滑系统的要求对于液粘制动器来说，由于制动过程中产生大量的热量，需要润滑油及时带走制动器产生的热量，使制动器保持在适宜的工作温度下工作。因此，良好的冷却润滑条件是保证制动器正常高效工作的必要条件。对润滑冷却系统的要求如下：（1）应提供充足的流量，使摩擦片间的供油充分，以确保油膜的形成和足够的油膜承载力；（2）润滑油能够及时带走制动器产

57、生的热量，并通过散热器对润滑油充分冷却。4.2 冷却润滑系统总体设计方案常用的冷却方式有三种，即浸油冷却、喷油冷却、强制循环冷却方式。（1）浸油冷却方式是将制动器摩擦片浸入油中，浸油深度一般为摩擦片外径的1/10，这是最简单的冷却方式，但不利于油膜形成，并可能造成冷却不均匀等不良后果。一般用于制动功率小，线速度低的制动系统。（2）喷油冷却方式是将冷却油直接加压喷入制动器，这种冷却方式结构相对复杂，一般应用于摩擦片线速度小于5 m/s，空间充裕的制动系统。（3）强制冷却润滑方式是将冷却油通过制动器轴芯，依靠油压或离心力作用，使润滑油流到摩擦片表面。这种冷却方式冷却强度大，冷却效果好，但在结构上需

58、要进行精心设计，即能够实现。本文考虑到结构和冷却方面的要求，采用第3种方案。冷却润滑系统总体设计如图4-1所示。冷却润滑系统由冷却油箱、粗滤油器、润滑油泵、电机、大流量单向阀、溢流阀、冷却器以及压力传感器、温度传感器等元件组成。由于系统元件较少，而且为了方便在车架上的布置，因此元件之间采用连接比较灵活的管式连接形式。冷却系统工作时，润滑油经过滤油器、润滑油泵后，进入液粘制动器润滑油口，经过主动摩擦片与对偶片间隙和油槽，在压力和旋转离心力的作用下，流过摩擦片后经出油口甩出，经冷却器冷却后，流回油箱。在这一过程中，润滑油在主动摩擦片与对偶片间形成工作油膜，并将制动时产生的大量热量带到冷却器，从而实

59、现了润滑和冷却作用。1-冷却油箱 2-滤油器 3-直流电机 4-叶片泵 5-溢流阀 6-单向阀7-温度传感器 8-压力传感器 9-风冷式冷却器 10-背压阀图 41 冷却润滑系统总体设计示意图考虑到在汽车上的安装条件，而且行车制动器工作一般是在汽车运动过程中，因此润滑油冷却采用风冷式冷却器，冷却器设计过程将在4.3.3详细叙述。4.3 润滑油的选择与计算4.3.1 对润滑油的要求液粘制动器的基本工作原理和特定工况，决定了润滑油应有以下特殊的要求19：（1）具有合适的动力粘度。动力粘度值过大，会使系统响应缓慢、发热严重、增加冷却器工作负担。但是，动力粘度值过小，则不利于形成较好的油膜，油膜承载能

60、力降低，导致系统传递功率能力下降。一般要求工作油的运动粘度为2050 mm2/s。（2）润滑油动力粘度应为定值。即润滑油的动力粘度不随温度变化而改变或改变很小。但是，实际的润滑油受温度变化的影响很大，即存在一定的粘温特性。粘温特性可以用粘度指数来衡量，粘温特性好，即动力粘度值随温度变化小，反之则粘温特性差。因此，液粘制动器所使用的润滑油应该具有较大的粘度指数。（3）具有良好的润滑性能。即油性和极压性，油性可以降低摩擦和减少磨损，极压性可以减小边界摩擦时的磨损，缩小转速不稳定工作区。（4）有较高的比热容和较高的热导率，以利于系统散热。（5）具有良好的机械稳定性和化学稳定性。此外，润滑油还应具有良

61、好防锈性能、抗泡沫能力、凝固点要低、闪点应高、不易挥发、无毒等特点。4.3.2 润滑油的选择机械系统常用的润滑油一般可分为机械油、普通液压油、机油和液力传动油。其中液力传动油分为6号液力传动油、8号液力传动油和内燃机车液力传动油三种。本文可选用6号或8号液力传动油作为润滑油，其主要质量指标如表4-1所示。表 41 液力传动油的主质量指标6号液力传动油8号液力传动油密度（kg/m3）872860运动粘度（m2/s）22262732.4凝点（） -25 -25闪点（）180150颜色淡黄色、透明红色、透明4.3.3 冷却油的流量计算润滑油流量是冷却系计算的重点，是影响系统工作性能好坏的主要因素之一，