轮边式全封闭湿式多盘制动器设计_毕业论文设计(编辑修改稿)

轮边式全封闭湿式多盘制动器设计_毕业论文设计(编辑修改稿)内容摘要：

度 20km/h 39。 2t —消除制动器间隙所用时间（ s） 11 39。 39。 2t —制动力增长过程所用时间（ s） maxj —最大制动减速度 (m/s2) 可见决定制动器距离的主要因素是：制动器起作用的时间和最大制动减速度。 制动器制动力的比例关系 1zF 、 2zF 决定于 1F 、 2F ，如图所示： 图 23 以 1O 为研究对象，力和力矩的平衡方程式： 1 2 2() Z g Z gdvM O F L F h G a F L m h G adt           (25) 以 2O 为研究对象，力和力矩的平衡方程式： 21() ZgdvM O F L m h G bdt      (26) 联立（ 25）、（ 26） 得到 1 = gZhG dvFaL g dt (27) 2 = gZhG dvFbL g dt (28) 考虑到极限情况（前后轮抱死制动）： 12 xbF F G  此时：max==dv jGdt  （ 29） 把（ 29）代入（ 27）、（ 28）得到：   12= b+ h= hzgzgGFLGFaL （ 210） 此时制动器制动力 uF 取得极限值 =F =Fxb G  11uzFF 22uzFF 12uuF F G 13 第 3 章 湿式多盘式制动器的计算 设计原则 ，制动器在额定载荷下制动时制动初速度 Vo=20km/h,制动距离小 于等于 8m。 倍载荷在规定坡道 16o时保持静止，整车最大装载质量 4000kg,整车整备质量 3000kg，总载荷为 7000kg。 （使车辆减速及至停止行驶的制动情况），工作制动的最大静态制动大于 50%整车的最大质量。 （使车辆在平路或坡道上静止不动的制动情况），停车制动应在车辆运行和停止运行时都起作用，停车制动装置要保证在规定的坡道上承载 倍最大载荷，在坡度为 160坡道上可以保持静止状况。 （使车辆在紧急状况下迅速停止 行驶的制动情况）。 ，半径为。 整车制动力矩计算 制动减速度的计算 1j ： 22 2201 20= / 2 8 / = 1 . 9 3 /2 3 . 6vj m s m sS  (31) 0t 时的制动减速度 2j ： 表 31 制动类型延迟时间的选取 制动类型 时间 2t 弹簧制动 液压盘式制动 多片制动 气压制动 ～ 鼓式制动 14 选取弹簧制动由表（ 31）知延迟时间为 ，得到：   22 2202 0 2 0 2 0= / 2 8 0 . 5 / 2 . 9 6 /2 3 . 6 3 . 6vj m s m sS v t                (32) 此时因制动延迟运行的制动距离 2S 为： 2202 0 0 2 2 0 2 0= 0 . 5 + / 2 2 . 9 6 7 . 9 82 3 . 6 3 . 6vS v t m mj      (33) 由（ 31）、（ 32）知最大制动减速度 maxj :   2m a x 1 2= , 2 .9 6 /m axj j j m s (34) 整车所需的最大制动力矩 BM 的计算 1BM : 1B S gM G j r   SG — 整车工作质量（ kg） gr — 轮胎半径（ m） j — 最大制动减速度 (m/s2) 所以： 1 = 7 0 0 0 2 .9 6 0 .5 1 9 1 0 7 5 3 . 6 8B S gM G j r N m N m        （ 35） 160的坡道上驻车制动计算整车制动力矩 2BM : 02 1 . 5 s i n 1 6 4 4 4 6 . 1 7B S gM G j r N m N m       (36) 选取最大整车制动力矩 maxM ：  m a x 1 2 m a x= , = 1 0 7 5 3 . 6 8BBM M M N m （ 37） 考虑一定的制动扭矩设备，储备系数为 ～ ,取 ；可得知整车最大制动力矩 maxBM 为 : 15 4m a x m a x1 .3 1 .3 9 8 1 0BM M N m    （ 38） 按照制动时载荷分配可知制动前后桥所需制动力矩为： 3m a x= = 5 0 % = 6 . 9 9 1 0BM M M N m前 桥 后 桥 （ 39） 前后桥制动器的制动力 1uF : 1. 11u u BM f F n k R     （ 310） f —摩擦系数 ～ ，取 n —摩擦副个数 4～ 14 k —折减系数 BR —摩擦副等效作用半径（ mm） BR : 332223B RrR Rr  (311) 其中 R — 摩擦片的外半径 200R mm r — 摩擦片的内半径 164r mm 式 311 求得： mm : 表 31 n 2 4 6 8 10 12 k 取摩擦副个数 8，折减系数。 1uF ： 根据式（ 310）可得： 11 uuBMF f n k R    (312) 把（ 39）、 k 、 f 、 n 、 2BR 代入式（ 312）中得： 16 1 52468uFN 弹簧的计算（后制动器） 弹簧的选取 矩形弹簧的特点：特性呈线性，刚度稳定，结构简单。 普通弹簧的特点：虽然行程够，但是力不足。 碟形弹簧的特点： 1. 碟形弹簧在较小的空间内承受极大的载荷。 与其他类型的弹簧比较，碟形弹簧单位体积的变形量较大，具有良好的缓冲吸震能力，特别是采用叠合组 合时，由于表面摩擦阻力作用，吸收冲击和消散能量的作用更显著。 2. 碟形弹簧具有变刚度特性。 改变碟片内截锥高度与碟片厚度的比值，可以得到不同的弹簧特性曲线，可为直线型、渐增型、渐减型或者是他们的组合形式。 此外还可以通过由不同厚度碟片组合或由不同片数叠合碟片的不同组合方式得到变刚度特性。 3. 碟形弹簧由于改变碟片数量或碟片的组合形式，可以得到不同的承载能力和特性曲线，因此每种尺寸的碟片，可以适应很广泛的使用范围，这就使备件的准备和管理都比较容易。 4. 在承受很大载荷的组合弹簧中，每个碟片的尺寸不大，有利于 制造和热处理。 当一些碟片损坏时，只需个别更换，因而有利于维护和修理。 5. 正确设计、制造的碟形弹簧，具有很长的使用寿命。 6. 由于碟形弹簧是环形的，力是同心方式集中传递的。 设计的制动器属于失效安全性湿式多盘式制动器制动器，它是通过弹簧来只制动的，所以需要的弹簧而且在强度、变形力及寿命都有很高的要求，结合以上三种弹簧的特性，碟形弹簧最符合设计要求。 碟形弹簧种类 碟簧的设计主要考虑的是碟簧的组数和它的组合型式。 碟形弹簧有不同类型的组合型式，常见的有叠合、对合、复合这三种型式： ：由 n个同方向、同规格的碟簧组成。 如下图： 17 图 31 :由 n 个相向同规格的碟簧组成。 如下图： 图 32 3．复合组合：有叠合与对合组成。 如下图： 图 33 制动器内碟簧运动的规律 ，螺栓给碟簧施加压力，使其压缩然后达到制动，一旦车辆发动，液压系统油压达到一定值，会再次压缩碟簧，最终解除制动。 所以说从开始制动到接触制动碟簧会压缩两次： 第一次压缩到 1h 时 使其制动，第二次压缩到 2h 时使制动解除。 如下图所示： 18 图 34 当平压时 0/ ，存在 121 2 00 .7 5FF Ff f f h  ( 是最大变形 ) （ 313） 2．轴向尺寸：一组碟簧安装时，轴向尺寸受限制，自由高度小于 某一 轴向尺寸安装高度。 碟簧自由高度 +碟簧螺栓头部高度 +垫片高度 =轴向高度。 :碟簧的外径 碟簧方案的选取 在此设计中需要碟簧为复合类型，下表为设计的两种方案的预选参数： 表 32两种方案预选参数 方案 摩擦副 n 碟簧组组数 m 摩擦片间隙 一 8 10 二 8 14 方案一的计算： =8n ，碟簧组组数 =10m ，钢片粉片间隙值 ，取。 一组复合碟簧所需产生的制动力为 AF : 1 52468 5 2 4 6 .81 0 1 0uA FF N N   (314) 需要叠合两片 ,所以单片碟簧所需的制动力 39。 AF : 39。 5 2 4 6 .8= = 2 6 2 322AA FF N N (315) 考虑磨损量取 1F 2800N ,根据碟簧变形量和弹力的线性关系取 A 系列弹簧，选碟簧规格为 ，即 ，如下表所示： 19 表 33系列 A， 01 8。 0 .4。 2 0 6 0 0 0。 0 . 3ahD E M P utt    D —碟簧外径（ mm） d —碟簧内径（ mm） t —碟簧厚度（ mm） 0h —碟簧压平时变形量计算值（ mm） 0H —碟簧的自 由高度（ mm） P —单个碟簧的载荷（ N） f —单片碟簧变形量（ mm） 设对合数 y。 2 3600FN ,因 0  呈线性关系，所以有式（ 313）存在，可知 1F 、2F 的变形量 1f 、 2f ： 122 8 0 0 3 6 0 0 3 9 0 0= 0 .5 3f f f (316) 得： 1 mm 2 mm (317) 打开摩擦片所需间隙为 : 8  (318) ：  21 f y   (319) 将（ 317）代入上式，求得：  ,所以取 15对合 ZH ：  0 1ZH y H x t     1 5 2 . 4 5 + 2 1 1 . 7 5 6 3 m mmm     (320) 类别 D/mm d/mm t/mm 0h /mm H0/mm  P/N f /mm 0hf /mm 2 3900 20 ： 6 3 m m + 1 6 m m + 3 m m = 8 2 m m （ 321） ： 方案二的计算： =8n ，碟簧组组数 =14m ，钢片粉片间隙值 ， 取。 一组复合碟簧所需产生的制动力为 AF : 1 52468 3 7 4 7 . 71 4 1 4uA FF N N   (322) 需要叠合两片 ,所以单片碟簧所需的制动力 : 39。 3 7 4 7 .7= = 1 8 7 322AA FF N N。