【正文】 提高通過理論知識解決實(shí)際問題的能力。但這些學(xué)者的研究均側(cè)重于液體粘性離合器的嚙合過程[5]。同時(shí)，為該制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)氣頂液控制機(jī)構(gòu)，使其具有較好的制動(dòng)力分配特性，使該車制動(dòng)特性更加安全可靠。根據(jù)GB 126761999 《汽車制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、性能和試驗(yàn)方法》中要求，多軸汽車行車制動(dòng)時(shí)，最小平均減速度MFDD為5 m/s2。（2）～，至少前軸之一的利用附著系數(shù)大于至少后軸之一的利用附著系數(shù)，則認(rèn)為滿足車輪抱死順序的要求，如圖22所示。本文引入以下兩種分析方法，能夠通過簡化的方法分析多軸汽車制動(dòng)力分配。對前輪著地點(diǎn)取力矩，可得： 式中 a、b、c ——汽車各軸軸距（m）； hg ——汽車滿載時(shí)質(zhì)心高度（m）。即： 式中 FμFμFμ3 ——分別為汽車抱死時(shí)，各軸制動(dòng)器制動(dòng)力（kN）。從而可以求出所需要的駐車制動(dòng)力矩，通常駐車制動(dòng)由二軸和后橋制動(dòng)器來實(shí)現(xiàn)。 m/s2。在確定三軸汽車制動(dòng)時(shí)的地面反力大小時(shí)，通過對兩種簡化方法的比較，使用“制動(dòng)動(dòng)力學(xué)簡化法”，得出了與實(shí)際情況比較接近的結(jié)果。（3）制動(dòng)力矩Mω與油膜厚度h成反比，減小摩擦片間隙，即減小制動(dòng)器中油膜厚度h，可提高制動(dòng)力矩。此時(shí)，主動(dòng)摩擦片和對偶片之間為動(dòng)摩擦系數(shù)較低的濕式摩擦形式，直到主動(dòng)摩擦片靜止，即汽車停車。為了更好地滿足摩擦副的兩個(gè)功能，摩擦材料必須達(dá)到以下基本要求[14]：（1）具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，以提供大的可靠的傳遞轉(zhuǎn)矩能力，使結(jié)構(gòu)盡可能小型化；（2）靜動(dòng)摩擦系數(shù)接近，使制動(dòng)過程平穩(wěn)、柔和、沖擊力小、噪音低等優(yōu)點(diǎn)；（3）對油的潤濕性好，在制動(dòng)時(shí)利于油膜的形成；（4）具有好的耐磨損性能，且不損傷對偶片，以提供長的使用壽命；（5）制造工藝性好，無環(huán)境污染，制造成本低，具有好的性能價(jià)格比。理想情況摩擦片油槽形式是采用復(fù)合形式的油槽，復(fù)合的形狀與液粘制動(dòng)器的額定功率、轉(zhuǎn)速等設(shè)計(jì)參數(shù)有關(guān)。因此其取值應(yīng)適當(dāng)，～。然而在實(shí)際制動(dòng)過程中，由于摩擦片有油槽，實(shí)際接觸面積要比名義面積小。同時(shí)，分離間隙的大小還與帶排轉(zhuǎn)矩有關(guān)，應(yīng)該適當(dāng)增加分間隙，以減小帶排轉(zhuǎn)矩。圖 35 碟簧尺寸示意圖表 34 碟簧尺寸參數(shù)表D/th0/tt（mm）D（mm）d（mm）h0（mm）≈40≈1144032014表中 t ——碟簧厚度（mm）； D ——碟簧外徑（mm）； d ——碟簧內(nèi)徑（mm）； h0 ——碟簧總變形量（mm）。導(dǎo)向桿與碟簧之間應(yīng)保留一定間隙， mm。圖 39 液壓缸缸筒三維實(shí)體模型圖 310 液壓缸缸筒剖視圖加壓柱塞的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)非常重要，設(shè)計(jì)不合理將導(dǎo)致制動(dòng)力矩達(dá)不到額定制動(dòng)力矩的要求，從而不能夠有效制動(dòng)。其次，摩擦片座需要與車輪輪轂相連，由于空間有限，需要在法蘭上直接攻螺紋孔進(jìn)行安裝。圖 317 外側(cè)端蓋三維實(shí)體模型圖 318 內(nèi)側(cè)端蓋三維實(shí)體模型 液粘制動(dòng)器的密封液粘制動(dòng)器的摩擦副工作于流動(dòng)的潤滑油中，摩擦副間的相互作用產(chǎn)生大量的熱，均通過潤滑油冷卻。 活塞的密封活塞的密封為滑動(dòng)密封，常用O形密封圈。液粘制動(dòng)器的裝配圖如圖319所示。因此，良好的冷卻潤滑條件是保證制動(dòng)器正常高效工作的必要條件。本文考慮到結(jié)構(gòu)和冷卻方面的要求，采用第3種方案。動(dòng)力粘度值過大，會(huì)使系統(tǒng)響應(yīng)緩慢、發(fā)熱嚴(yán)重、增加冷卻器工作負(fù)擔(dān)。（3）具有良好的潤滑性能。表 41 液力傳動(dòng)油的主質(zhì)量指標(biāo)6號液力傳動(dòng)油8號液力傳動(dòng)油密度（kg/m3）872860運(yùn)動(dòng)粘度（m2/s）22～2627～凝點(diǎn)（℃）≤ 25≤ 25閃點(diǎn)（℃）≤180≤150顏色淡黃色、透明紅色、透明 冷卻油的流量計(jì)算潤滑油流量是冷卻系計(jì)算的重點(diǎn)，是影響系統(tǒng)工作性能好壞的主要因素之一，也是系統(tǒng)元件選型的重要依據(jù)之一。； β ——對應(yīng)軸上制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。 潤滑系統(tǒng)主要元件選型 油泵的選型液粘制動(dòng)器所需提供的油壓較低，～ MPa，屬于低壓液壓系統(tǒng)。圖 42 直流電機(jī)三維實(shí)體模型表 42 YBB58C型葉片泵主要技術(shù)參數(shù)型號YBB58C理論排量（mL/r）輸出流量（L/min）額定壓力（MPa）額定轉(zhuǎn)速（r/min）1500驅(qū)動(dòng)功率（kW）質(zhì)量（kg）30 電機(jī)的選型在進(jìn)行電機(jī)的選型時(shí)，由于潤滑油泵的實(shí)際工作壓力遠(yuǎn)小于油泵的額定壓力，因此在計(jì)算應(yīng)按實(shí)際工作壓力計(jì)算油泵的功率，進(jìn)而確定電機(jī)的型號。m2進(jìn)而完成了對液壓系統(tǒng)其它元件的選型和設(shè)計(jì)工作，并建立三維實(shí)體模型。（2）分離工況即正常行車工況時(shí)，要求制動(dòng)器不工作，且盡量減小帶排轉(zhuǎn)矩對車速的影響。（4）行車制動(dòng)完畢，摩擦副應(yīng)立即分離，以便汽車能夠正常進(jìn)入行車工況，控制系統(tǒng)殘余油壓應(yīng)盡量小。（3）如果潤滑油路損壞，也將導(dǎo)致制動(dòng)器不能正常工作。新的設(shè)計(jì)能夠?qū)烧叩膬?yōu)點(diǎn)相結(jié)合，獲得更好的制動(dòng)效果。需要注意的是，在氣頂液制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，雙管路制動(dòng)閥、氣液增壓缸和液粘制動(dòng)器之間的參數(shù)必須相匹配。在正常情況下，橡膠皮碗正好位于旁通孔和補(bǔ)償孔之間，不影響制動(dòng)液流回儲(chǔ)液杯中。正常制動(dòng)時(shí)，單側(cè)制動(dòng)器活塞行程為，則單側(cè)制動(dòng)器控制油腔所需的制動(dòng)液體積為： 式中 Vp ——制動(dòng)器控制油腔容積（L）； s ——活塞行程（mm）； pmax ——制動(dòng)液最大壓力（MPa）； D2 ——控制油腔外徑（mm）； D1 ——控制油腔內(nèi)徑（mm）。利用制動(dòng)動(dòng)力學(xué)分析法，解決了三軸汽車制動(dòng)時(shí)，求解地面反力的“超靜定”問題，從而通過汽車?yán)碚摚_定各軸制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，進(jìn)而求出各軸制動(dòng)器所要提供的最大制動(dòng)力。雖然本文對液粘制動(dòng)器及其冷卻潤滑系統(tǒng)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析和實(shí)體建模，基本完成了預(yù)期的目標(biāo)，但是仍然存在一些問題。趙老師淵博的學(xué)識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、求實(shí)的工作作風(fēng)使我受益匪淺，趙老師所給予我的這些知識和體會(huì)，將會(huì)在我今后的學(xué)習(xí)、工作和生活中產(chǎn)生深遠(yuǎn)的影響?？偨Y(jié)所做工作，有以下幾點(diǎn)展望： （1）三軸汽車制動(dòng)力分配系數(shù)的分析頗多，可以針對不同的分析方法進(jìn)行總結(jié)、明確每一種方法的優(yōu)缺點(diǎn)及適用范圍；（2）考慮到氣頂液機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)尚停留在工作原理的分析和元件參考選擇，下一步可以考慮針對液粘制動(dòng)器，對與之相匹配的氣液增壓缸進(jìn)行設(shè)計(jì)。利用CATIA直觀、完整地表達(dá)了冷卻潤滑系統(tǒng)在整車上的布置，方便對系統(tǒng)可行性的分析和完善。結(jié)論本文基于CATIA三維實(shí)體設(shè)計(jì)軟件，對重型載貨汽車用輪邊液粘制動(dòng)器進(jìn)行實(shí)體設(shè)計(jì)，并在車架上完成冷卻潤滑系統(tǒng)的布置。首先根據(jù)制動(dòng)器相關(guān)參數(shù)確定增壓比的合理范圍，再根據(jù)制動(dòng)控制油腔最大工作容積、增壓缸工作容積以及制動(dòng)管路容積，確定油杯最大容積。儲(chǔ)液杯的蓋上有通氣塞，儲(chǔ)液杯中的制動(dòng)液通過旁通孔和補(bǔ)償孔進(jìn)入增壓腔中。另一部分氣體保留在氣液增壓缸中，同時(shí)控制器控制氣液增壓缸排出的液壓油進(jìn)入制動(dòng)器回位油腔，完成活塞回位的作用。（2）原車型使用氣壓控制，采用氣頂液控制能夠在原氣源布置的基礎(chǔ)上進(jìn)一步設(shè)計(jì)，使制動(dòng)系統(tǒng)改動(dòng)最小，節(jié)約成本。（2）如果制動(dòng)油腔控制油路損壞，將直接導(dǎo)致汽車不能正常制動(dòng)，這是一種非常危險(xiǎn)的狀況。制動(dòng)油腔控制壓力應(yīng)能夠連續(xù)可調(diào)、調(diào)壓范圍大、靈敏度高，從而實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)確、穩(wěn)定的制動(dòng)效果。此外，當(dāng)潤滑油溫度冷卻到允許值范圍內(nèi)之后，還要對冷卻潤滑系統(tǒng)卸荷，使?jié)櫥土骰赜拖洹Ｊ紫却_定了風(fēng)冷式冷卻系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，并確定了系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖?？汕蟪鏊枭崦娣eAw，本文選用FL8型風(fēng)冷式冷卻器，主要技術(shù)參數(shù)如表44所示，該產(chǎn)品的三維實(shí)體模型如圖44所示。該葉片泵在零件加工精度上較一般葉片泵進(jìn)一步提高，使其結(jié)構(gòu)緊湊，對沖擊載荷適應(yīng)性好，并且額定轉(zhuǎn)速、額定壓力、工作效率均有所提高。根據(jù)散熱平衡條件，可得出： 通過以上公式聯(lián)立，即可求出制動(dòng)器潤滑油的流量。單位時(shí)間內(nèi)，各軸制動(dòng)器產(chǎn)生的總熱量公式為： 式中 W0 ——單位時(shí)間內(nèi)，兩側(cè)制動(dòng)器產(chǎn)生的總制動(dòng)熱量（kW）； α ——汽車長坡制動(dòng)時(shí)的坡度角（176。其中液力傳動(dòng)油分為6號液力傳動(dòng)油、8號液力傳動(dòng)油和內(nèi)燃機(jī)車液力傳動(dòng)油三種。粘溫特性可以用粘度指數(shù)來衡量，粘溫特性好，即動(dòng)力粘度值隨溫度變化小，反之則粘溫特性差。1冷卻油箱 2濾油器 3直流電機(jī) 4葉片泵 5溢流閥 6單向閥7溫度傳感器 8壓力傳感器 9風(fēng)冷式冷卻器 10背壓閥圖 41 冷卻潤滑系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)示意圖考慮到在汽車上的安裝條件，而且行車制動(dòng)器工作一般是在汽車運(yùn)動(dòng)過程中，因此潤滑油冷卻采用風(fēng)冷式冷卻器。（3）強(qiáng)制冷卻潤滑方式是將冷卻油通過制動(dòng)器軸芯，依靠油壓或離心力作用，使?jié)櫥土鞯侥Σ疗砻妗Ｗ罱K利用三維實(shí)體設(shè)計(jì)軟件，完成液粘制動(dòng)器各零件的設(shè)計(jì)和裝配。 液粘制動(dòng)器的裝配設(shè)計(jì)作為三維實(shí)體設(shè)計(jì)的最后一個(gè)步驟，基于CATIA的裝配設(shè)計(jì)要求按照液粘制動(dòng)器的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，將各部分零件按預(yù)定的位置、尺寸配合進(jìn)行裝配。鑄鐵密封環(huán)屬于動(dòng)密封中的一種，能在高速中工作。內(nèi)側(cè)蓋板通過螺栓與車橋連接，進(jìn)而將制動(dòng)器固定在車橋上。摩擦片座的設(shè)計(jì)首先要考慮與摩擦片的花鍵配合，本文采用30176。液壓缸缸筒與缸蓋采用法蘭連接方式，這種連接方式的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、加工和裝拆都方便，但外形尺寸和質(zhì)量都大。圖 36 對合組合碟簧變形量－負(fù)荷曲線碟簧數(shù)目過多，會(huì)使組合碟簧摩擦力的阻尼作用增強(qiáng)，導(dǎo)致負(fù)荷不穩(wěn)定，因此應(yīng)限制碟簧數(shù)目，取i＝6。 碟簧的尺寸參數(shù)碟形彈簧根據(jù)工藝方法的不同，分三種類型，不同型式的碟簧工藝方法、碟簧厚度都不同。通過計(jì)算可得出，前、后軸制動(dòng)器摩擦副數(shù)目均為20對，即10片摩擦片和11片對偶片，二軸制動(dòng)器摩擦副數(shù)目為16對，即8片摩擦片和9片對偶片。此時(shí)，主動(dòng)摩擦片與對偶片為濕式摩擦，一對摩擦副的制動(dòng)力矩可用以下公式計(jì)算： 式中 M0 ——一對摩擦副轉(zhuǎn)遞的最大制動(dòng)力矩（N（3）摩擦片內(nèi)外徑比增大對偶片的內(nèi)外徑之比，即減小摩擦材料層的徑向?qū)挾龋灿欣谔岣吣Σ粮笨孤N曲變形的能力。本文對幾種常用油槽形式進(jìn)行對比分析，分析結(jié)果如表31所示。摩擦副的結(jié)構(gòu)和參數(shù)直接影響油膜的形成和油膜剪切力的大小，是制動(dòng)器制動(dòng)性能的決定性因素，是制動(dòng)器設(shè)計(jì)的核心部分?？刂葡到y(tǒng)通過改變工作油路中的油壓，改變控制液壓缸控制活塞的行程，推動(dòng)摩擦片發(fā)生相對運(yùn)動(dòng)，使摩擦片之間的剪切潤滑油膜厚度發(fā)生改變，從而改變制動(dòng)力矩。根據(jù)上式，能夠總結(jié)出液粘制動(dòng)器具有以下特點(diǎn)：（1）制動(dòng)力矩Mω與摩擦副n及外內(nèi)半徑四次方之差（R14－R24）成正比，即通過增加摩擦副數(shù)目或內(nèi)外半徑比均可以提高制動(dòng)力矩，但同時(shí)也影響到制動(dòng)器的軸向和徑向尺寸。因此，本文將應(yīng)急制動(dòng)和駐車制動(dòng)相結(jié)合，采用獨(dú)立的行車制動(dòng)的方案。 m/s2。從力矩的角度，可求出該車型所需要的最小駐車力矩，公式如下： 式中 Mμ ——駐車制動(dòng)器能提供的最大制動(dòng)力矩（kN又假設(shè)制動(dòng)時(shí)，懸架等效剛度不隨著變形而改變，則各軸軸荷與其懸架變形量成正比，即： 通過以上各式計(jì)算，可求出制動(dòng)時(shí)，地面對各輪的地面反力Fzi。對于一般三軸載貨汽車，當(dāng)制動(dòng)強(qiáng)度為Z時(shí)，汽車產(chǎn)生的制動(dòng)減速度為zg，受力如圖24所示。圖 22 ECE法規(guī)對貨車的制動(dòng)力分配要求 三軸汽車制動(dòng)力分配系數(shù)β的確定對于兩軸汽車，根據(jù)ECE制動(dòng)法規(guī)的要求列出不等式組，聯(lián)合利用附著系數(shù)的計(jì)算公式，能夠解出滿足要求的前后軸制動(dòng)力分配系數(shù)β的取值范圍。 同步附著系數(shù)的初選同步附著系數(shù)φ0是汽車制動(dòng)時(shí)前、后輪同時(shí)抱死時(shí)，所對應(yīng)的路面附著系數(shù)。圖 21 整車尺寸參數(shù)表 21 整車主要參數(shù)序號參數(shù)名稱數(shù)值序號參數(shù)名稱數(shù)值1整備質(zhì)量（kg）93006最高車速（km/h）1022滿載總質(zhì)量（kg）250007制動(dòng)距離（m）≤3滿載軸荷（kg）前軸66508駐車坡度（176。而應(yīng)該綜合考慮壓差、轉(zhuǎn)速差、剪切率、慣性效應(yīng)等參數(shù)對動(dòng)態(tài)油膜的影響[7]。國外已有許多學(xué)者采用雷諾方程或平均雷諾方程對粘性離合器的嚙合過程進(jìn)行了分析，考慮了流體油膜的慣性、表面溝槽、表面粗糙度等因素的影響，提出了表面溝槽對摩擦副中潤滑油流量的影響。因此，制動(dòng)器的設(shè)計(jì)在整車設(shè)計(jì)中顯得非常重要。該研究將提出合理的重型汽車用液粘制動(dòng)器的設(shè)計(jì)方案，希望能夠?yàn)橐院笤摲较虻难芯刻峁┮欢▍⒖純r(jià)值。圖 11 液體粘性制動(dòng)技術(shù)原理圖液粘制動(dòng)技術(shù)的工作原理是基于流體力學(xué)中的牛頓內(nèi)摩擦定律，如圖11所示。 establishes physical models of all hydraulic ponents。通過零部件選型、結(jié)構(gòu)設(shè)