【正文】 于蹄式制動器。 （ 2）制動不頻繁。 （ 4）成本控制。本文將主要解決干式盤型液壓制動器的如下的關鍵問題： 干式盤型液壓制動器結構及受力設計計算； 需要解決的問題：（ 1）制動器軸向壓緊力，（ 2）摩擦片制動可靠性，（ 3）摩擦片開啟可靠性及摩擦片比壓的計算，（ 4）制動器主要零件的設計。 圖 1 整體結構 9 3 干式盤型液壓制動器結構設計 一般來說，對摩擦元件的材料要求有如下幾個方面： （ 1）具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，對溫度、壓力、滑動速度變化不敏感，動靜摩擦系數(shù)差值小。 20%； （ 2）具有足夠的強度和良好的耐磨性； （ 3）導熱性好，熱容量大，能經受較高的溫度二無明顯的變形或碳化、腐蝕等引起材質的改變； （ 4）抗膠合性能好，不擦傷對偶的摩擦表面；易跑合，耐油無腐蝕； （ 5）工藝性好，摩擦時沒噪聲、沒振蕩、沒雜味、沒污染物，成本低。此外還具有相當高的強度和良好的耐磨性，其許用壓強高于其他摩擦材料，可用作摩擦片襯片或摩擦塊，在濕式或干式條件下與鋼或鑄鐵配對，用于重載或高速工況。 ①粉末冶金減摩材料。非常龐大的用作支承襯套、制造軸承或者作端面密封等。材料內部孔道互相貫通、相互交錯，通常有 30%～60%的 體積孔隙度，孔徑大小有 1～ 100 微米之間。還叫做燒結結構材料。還叫做燒結摩擦材料。 ⑤粉末冶金工具模材料。 ⑥粉末冶金電磁材料。軟磁材料有磁性粉末、磁粉芯、軟磁鐵氧體、矩磁鐵氧體、壓磁鐵氧體、正鐵鐵氧體、微波氧體和粉末硅鋼等；硬磁材料有磁記錄材料、稀土鈷硬磁、 硬磁鐵氧體 、微粉硬磁、磁性塑料等。用于制造高溫下使用的噴頭、渦輪、葉片及其他耐高溫零部件。由于實際接觸面積的A只占表觀的接觸的面積的非常小部分，在載荷的作用下峰點的接觸處的應力達到受壓的屈服的極限從而產生的塑性的變形。相對的移滑動時，粘著的點被剪切后然后產生移滑動 。因此，摩擦本身的過程是克服表面微凸體的犁溝、機械嵌合還有表面分子間引力的過程，而摩擦力就是各接觸點上由于機械嵌合、犁溝和分子引力所引起的切向阻力之和。 Fink 及 Siebel 等發(fā)現(xiàn)金屬在磨損過程中可能氧化，且工作條件不同，磨損型式又有很大差別。實際工程中出現(xiàn)的磨損，常不局限于上述單一的型式。形成的磨屑將會導致摩擦材料和對偶的磨損增大，使摩擦系數(shù)增大。為獲得較高的摩擦系數(shù)，摩擦材料與摩擦盤之間可有一定的粘著，但過大會加劇粘著磨 損，嚴重的粘著磨損，最終將摩擦材料成片撕裂。當熱流輸入下降很快或是制動很快結束時，這一區(qū)域的材料很快地被冷卻，可能發(fā)生由珠光體到馬氏體的相變。在制動過程中，摩擦材料與其對偶進行相對滑動，在兩者接觸區(qū)將造成很大的應力和塑性變形。表面接觸處承受循環(huán)應力的作用，反復制動時將產生較大的溫度梯度，受循環(huán)熱應力的作用，表面或在表層、多相的晶接口或接口處將產生裂紋，裂紋擴展至小塊 磨粒而剝落。摩擦制動器中摩擦材料的裂紋分為三類：①垂直于滑動方向的裂紋，這是由于摩擦力引起材料表面層內的拉應力作用的結果；②平行與滑動方向的裂紋，這是由于摩擦材料本身的熱彈性和熱塑性不穩(wěn)定的結果 ；⑨距表面一定距離處的裂紋，這是由于摩擦表面受粗大磨粒作用而造成應力增大的結果。在接觸界面形成轉移膜，出現(xiàn)“制動熱 衰退”現(xiàn)象和“氫脆”現(xiàn)象，促進磨粒的形成，加劇材料的磨損。 (4)腐蝕磨損是在摩擦過程中，金屬與周圍介質發(fā)生化學或電化學反應而產生的表面損傷。多盤干式液壓制動器的基本結構如 2 所示，多盤摩擦式液壓制動器由摩擦片、制動盤、進油口、彈簧、前后蓋、活塞、缸體等零件組成，這種制動器是一種常閉干式液壓盤式摩擦制動器，在通常情況西安，依靠一組圓柱壓縮彈簧產生的壓力作用在活塞上壓緊摩擦片與摩擦盤而產生制動力矩，當制 動機械需要轉動時，將壓力油通過液壓油路輸送到缸體內，此時，液壓力將活塞推開，摩擦片與摩擦盤分離。 15 圖 2 多片干式液壓制動器基本結構 它主要是由摩擦片、制動盤、彈簧、前后蓋、活塞、缸體等零件組成。當制動器出現(xiàn)故障或者更換摩擦片的時候，可以對制動器進行機械方式釋放，釋放方式為，把螺釘 5卸下，用兩個長螺釘旋入活塞 8的螺孔中，完全旋緊，將活塞 8 提起，這是制動器被釋放。 (1)摩擦片的平均直徑 確定摩擦片工作面平 均直徑既要保證有足夠的制動力矩 , 又要盡可能減小體積和質量。 （ 4）摩擦片厚度 摩擦片的厚度與其材料有關，對于兩 面鑲銅基粉末摩擦材料摩擦片，干式厚度一般 17 為 B= 4~6mm, 取 B= 4mm。 按照確 定的制動扭矩，計算所需軸向壓緊力（彈簧總壓緊力）為： NifDTBQ p 1 0 1 8 22 ?? 式中 T—— 設計時所確定的制動力矩，這里取靜制動力矩， T=700Nm； β —— 安全系數(shù)，一般β =； f—— 摩擦片的材料選用粉末冶金材料，取其 f=； i—— 摩擦面對數(shù)， i=4； pD —— 摩擦片平均直徑， 170mm； 18 圖 3 摩擦盤上的摩擦轉矩 本設計選用 12 個相同的彈簧 , 則每個彈簧的壓緊力為 39。在此時應滿足下式： 2212()T f Kp Q p D D? ? ?? pK為制動器的開啟壓力，代入數(shù)據，計算可得： pK≥ ，即，當壓力達到 時，摩擦片可充分松開，使馬達運轉，此壓力即為制動器的開啟壓力。制動器的缸體剛度如果不足，當制動器制動工作時，可能會使殼體產生較大變形，這樣就會降低制動器的制動效率，嚴重時還可能造成殼體塑性變形，影響活塞運動或摩擦片的運動，造成制動失效或卡死。有已知的制動油壓要求，制動油壓為P=~，選定制動油壓 P= 計算活塞桿直徑 d 查機械設計手冊知 ? ? ?? /1?? Dd 其中 ? 為速度比 根據機械設計手冊，在設計中，根據工作壓力的大小選用速度比時，可參考下圖表 21 工作壓 力 /MP 10? 20 ? 2 因為 p=，故去速度比 ? = 故 ? ? mmd ??? 根據實際需求及尺寸取系列值 d=136mm 液壓缸有效面積 A ? ? ? ? 2222122 3 8 2 641 3 61 9 04 mmDDA ????? ?? 則 NFNmmMPPAF c 2 ?????? 故設計符合載荷要求。由摩擦片計算章節(jié)確定的δ = 1mm。 另外，彈簧需要安裝支承在活塞上，由彈簧的設計計算，彈簧的外徑為 ,留一安裝余量 ,則活塞上安裝彈簧的盲孔直徑 Dm=25mm，盲孔深度應 比彈簧最短工作高度小一些，取 Hm=60mm，為保證強度，盲孔底部距離活塞小端端面厚度應至少保持 5mm,由于小端長度 22mm 已確定，故取大端長度 Ld=60+522=43mm。 圖 1 活塞結構圖 23 由摩擦面數(shù) z=8 可知，需要的摩擦片和摩擦盤數(shù)量總共為 5zi? ,則總摩擦片厚度Lm=iz179。 內鍵圈外徑與缸體外徑相同， Dnj=220mm。 彈簧工作在壓縮狀態(tài)，其許用切應力 [τ ]= b=785MPa，切變模量 G=79000MPa。0 ??????? 總 ..... 螺栓材料選擇 45 號鋼， 級，其 228 0 0 / , 6 4 0 /bsN m m N m m???? 選用安全系數(shù) [S]=2，許用拉應力 2[ ] 3 2 0 /s N m mS?? ?? 所需螺栓小徑 72 07 ][z ??? ?????? ??? 總Fd 其中， z為螺栓數(shù)量。 干式盤型液壓制動器還包括前蓋及后蓋等零件。 210mm，前蓋中心為安置中心軸，設置一個直徑 88mm 的通孔。另外，活塞上設計有傳感器安裝位置，澤 有必要防止活塞的軸向轉動，應設置相應的限制銷釘，還要考慮傳感器線纜的引出，故應在后蓋上設計線纜等的布置孔道。 在液壓與氣壓傳動系統(tǒng)及其元件中，安置密封裝置和密封元件的作用，在于防止工作介質的泄漏及外界塵埃和異物的侵入。內泄漏指在系統(tǒng)或元件內部工作介質由高壓腔向低壓腔的泄漏；外泄漏則是由系統(tǒng)或元件內部向外界的泄漏。 為了防止泄漏，密封的作用是不可替代的，所以在一個液壓零件中，密封是相當重要的，在本次液壓制動器的設計中，根據查閱的相關資料，以及零件結構和外形。而且適用于多種密封場合：動密封、靜密封、單作用或雙作用。 基準制的選擇 基孔制：中等尺寸精度較高的孔的加工和檢驗，常采用鉆頭、鉸刀、量規(guī)等定值刀具和量具，孔的公差帶位置固定，可減少刀具 、量具的規(guī)格，有利于生產和降低成本。 基些結構上的需要 ,要求采用基軸制 ,如圖示 ,柴油機活塞銷同時與連孔和支承孔相配合 ,連桿要轉動 ,故采用間隙配合 ,而與支承孔配合可緊些 ,采用過渡配合 .如采用基孔制 ,則如圖示 ,活塞銷需做成中間小、兩頭大形狀，這不僅對加工不利，同時裝配也有困難，易拉毛連桿孔。 配合的選擇 配合共分三大類，即過盈、過渡和間隙配合。 ⑵ 過渡配合可能具有間隙，也可能具有過盈，但無論間隙或過盈，量均較小，主要用于精確定心，結合件間無相對運動、可拆卸的靜聯(lián)接。間隙量較大時主要用于結合件間有轉動、移動或復合運動的動聯(lián)接。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。壓力 控制閥又分為益流閥（安全閥）、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調整閥、分流集流閥等；方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。液壓系統(tǒng)就是通過介質實現(xiàn)運動和動力傳遞。 （ 1）按油液的循環(huán)方式，液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的進油管直接與執(zhí)行元件的回油管相連，工作液體在系統(tǒng)的管路中 31 進行封閉循環(huán)。為補償系統(tǒng)中的泄漏，通常需要一個小流量的補油泵和油箱。變量泵的優(yōu)點是在調節(jié)范圍之內，可以充分利用發(fā)動機的功率，但其結構和制造工藝復雜，成本高，可分為手動變量、盡可能控變量、伺服變量、壓力補償變量、恒壓變量、液壓變量等多種方式。但由于執(zhí)行元件的壓力是疊加的，所以克服外載能力將隨執(zhí)行元件數(shù)量的增加而降低。系統(tǒng)性能的好壞，除滿足使用功能要求外，應從液壓系統(tǒng)的 效率、功率利用、調速范圍和微調特性、振動和噪聲以及系統(tǒng)的安裝和調試是否方便可靠等方面進行。對目前應用的各種制動器并進行了詳細的比較，按照實際工礦提出了制。 32 結論 干式盤型液壓制動器是極為重要的安全保障機構。流量的分配隨各件上外載荷的不同而變化，首先進入外載荷較小的執(zhí)行元件，只有當各執(zhí)行元件上外載荷相等時，才能實現(xiàn)同時動作。串聯(lián)系統(tǒng)中，上一個執(zhí)行元件的回油即為下一個執(zhí)行元件的進油，每通過一個執(zhí)行元件壓力就要降低一次。 （ 2）按系統(tǒng)中液壓泵的數(shù)目，可分為單泵系統(tǒng)，雙泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng)。工作機構的變速和換向靠調節(jié)泵或馬達的變量機構實現(xiàn)，避免了開式系統(tǒng)換向過程中所出現(xiàn)的液壓沖擊和能量損失。這種系統(tǒng)結構較為簡單，可以發(fā)揮油箱的散熱、沉淀雜質作用，但因油液常與空氣接觸，使空氣易于滲入系統(tǒng)，導 致機構運動不平穩(wěn)等后果。 液壓元件逐步實現(xiàn)了標準化、系列化，其規(guī)格、品種、質量、性能都有了很大提高，尤其是采用電子技術、伺服技術等新技術新工藝后，液壓系統(tǒng)的質量得到了顯著的提高，其在國民經濟及軍事工業(yè)中發(fā)揮了重大作用。 輔助元件包括油箱、濾油器、油管及管接頭、密封圈、壓力表、油位油溫計等。 控制元件（即各種液壓閥）在液壓系統(tǒng)中控制和調節(jié)液體的壓力、流量和方向。 30 4 制動器液壓系統(tǒng) 一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即 動力 元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件和液壓油。 ⑶ 間隙配合具有一定的間隙量，間隙量較小時主要用于 精確定心又便于拆卸的靜聯(lián)接，或結合件間只有緩慢移動或轉動的動聯(lián)接。當過盈量較小時，只作精確定心用，如需傳遞力矩，需加鍵、銷等堅固件。⑷ 任意孔、軸公差帶組成的配合：如原需采用Φ 50 G7/h6（ ++） /(0/)，為間隙配合，Xmax=ESei=+, Xmin=EIes=+?；S制：在下列情況下采用基軸制較為經濟合理：⑴ 采用冷撥光軸，一般 IT8 級左右已滿足農業(yè)機械、紡織機械中某些軸類零件的精度要求，光軸可不再進行加工，因此采用基軸制減少加工較為經濟合理，對于細小直徑的軸尤為明顯。 O型密封圈的 選擇 缸體上的密封圈，其為受內部壓力的密封，根據 GB/T ,依據計算，所需要的密封圈內徑為 136mm， 2d 為 O型圈截面直徑， 1d 為 O型圈內徑， 7d 為 O型圈外徑 其尺寸為： 2d 1d 7d b 1r 2r 7 136 146 活塞上的 O 型圈，為受外部壓力的軸向密封圈，查機械設計手冊，其尺寸為： 2d 1d 7d b 1r 2r 7 181 190 前蓋密封圈，為受外部壓力的軸向密封圈，查機械設計手冊，其尺寸為： 公差的選用原則 標準公差的選用原則是在滿足功能和技術要求的前提下盡量選擇公差等級較低的公差。設計緊湊，零件尺寸小。對于氣壓傳動系統(tǒng)，由于其工作介質為壓縮空氣且工作壓力不高