轮边减速器-毕业设计

1、 燕山大学本科生毕业设计本科毕业设计50t非公路自卸车的后桥湿式制动器设计燕 山 大 学2014年6月本科毕业设计50t非公路自卸车的后桥湿式制动器设计学 院：车辆与能源学院 专 业：10车辆工程 学生 姓名： 学 号： 指导 教师： 答辩 日期： 2014年6月 燕山大学毕业设计任务书学院：车辆与能源学院 系级教学单位：车辆工程系学号学生姓名专 业班 级车辆10-2题目题目名称50t非公路自卸车的后桥湿式制动器设计题目性质1.理工类：工程设计 （ ）；工程技术实验研究型（ ）；理论研究型（ ）；计算机软件型（）；综合型（ ）2.文管理类（ ）；3.外语类（ ）；4.艺术类（ ）题目类型1.毕

2、业设计（ ） 2.论文（ ）题目来源科研课题（ ） 生产实际（ ）自选题目（ ） 主要内容1.调研，查阅资料，撰写开题报告和文献综述，翻译外文资料。2.了解非公路用车后桥制动器的结构形式和湿式全盘式制动器的设计计算过程。3.确定50t非公路自卸车的后桥湿式制动器的结构形式及设计条件。4.进行湿式全盘式制动器的设计计算。5.绘制湿式全盘式制动器的总装配图。6.绘制湿式全盘式制动器的零件图。基本要求1.湿式全盘式制动器的设计计算过程正确，结构合理。2.设计说明书撰写格式符合燕山大学毕业设计的规范，字数20000字以上。3.翻译的外文资料应与设计内容相关，且不少于3000汉字。4.按时完各个阶段的设

3、计任务。参考资料1. 陈家瑞.汽车构造.机械工业出版社，2005.12. 赵文清.湿式多盘制动器的应用及其发展状况J.起重运输机械，2001(12):5-73. 王晶，冯茂林.车用多功能湿式多盘制动器J.矿山机械，1999：53-544. 刘林.装载机驱动桥湿式制动器的研究.(硕士学位论文).浙江大学，2011周 次第 1 4 周第 5 8 周第912周第1316周第1718周应完成的内容查阅资料，撰写开题报告和文献综述，翻译外文资料。确定50t非公路自卸车的后桥湿式制动器的结构形式及设计条件。进行湿式全盘式制动器的设计计算。绘制总装配图和零件图。撰写毕业论文，准备答辩。指导教师：职称：副教授

4、 2014年3月1 日系级教学单位审批： 年 月 日摘要中国的经济正在飞速的发展，在矿山运输行业，为了提高效益、降低运输成本，大型的工程运输车辆也就相应的应运而生。车辆趋于大型化，载重很大，再加上工程车的工作环境是在泥泞、油水、山道等恶劣环境下，所以传统的制动器不能再满足要求，湿式多盘制动器取代传统制动器势在必行。目前国内在湿式制动器领域的研究很有限，技术还很不成熟，本文目的就是对湿式制动器的结构进行设计研究。 本文的主要研究内容是对制动系统的合理选型与结构设计、总体布置，然后再通过对制动力矩、摩擦片比压、弹簧刚度的计算，对各个零件的尺寸进行设计，利用CAXA绘制装配图，最后再用CATIA对整

5、个制动系统进行三维建模，并将各个零件通过装配模块组装在一起，形成一套完整的制动系统，达到合理的布置与配合。关键词工程车辆；湿式多盘制动器；结构设计；三维建模AbstractChinas economy is booming, in the mine transportation industry, in order to improve the efficiency of transportation and reduce the transportation cost, large engineering transport vehicle is corresponding arises a

6、t the historic moment. Cars tend to be larger than befor, load is biger, plus truck working environment is in the mud, oil and water,and mountain passes under the bad environment, so the traditional brake can no longer meet the requirements, wet multiple disk brake replace traditional brake is imper

7、ative. The present domestic research in the field of wet brake is limited, and technology is still very immature.So the purpose of this article is about the design of the structure of the wet-type brake. The main research content of this article is on the reasonable selection of braking system , str

8、ucture design and overall arrangement, and then through the calculation of braking torque, friction plate pressure, spring stiffness and then design the size of the various parts. Using CAXA draw assembly drawings, finally, using CATIA to modeling 3D models foe the braking system.And through the ass

9、embly module to assembly various parts together, forming a complete set of brake system to achieve a reasonable arrangement and cooperation.Keywords engineering vehicles; wet multiple disk brake; structure design; 3D modelingI 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题背景11.2 目的和意义11.3 研究的主要内容2第2章 制动器的设计32.1 制动器的

10、选型32.1.1 三种制动器选型32.1.2 轮毂、半轴制动器的选型62.1.3 三种功能的制动器选型72.2 制动系统的设计计算92.2.1制动转矩的计算92.2.2 轮边减速器的计算152.2.3 摩擦片参数的计算192.2.4 行车活塞的设计212.2.5 行车制动弹簧的设计232.2.6 驻车制动弹簧的设计25第3章 制动系统的三维建模293.1 轮边减速器的建模293.1.1 半轴的建模293.1.2 行星齿轮机构的建模303.1.3 轮边减速器端盖的建模343.1.4 轮毂的建模353.2 湿式多盘制动器的建模363.2.1 半轴套的建模363.2.2圆锥滚子轴承的建模363.2.

11、3 制动器左端盖的建模373.2.3 驻车弹簧的建模373.2.4 驻车活塞的建模383.2.5 摩擦片的建模393.2.6 制动器外壳的建模403.2.7 行车活塞的建模403.2.8 回位弹簧导杆的建模413.2.9 制动器右端盖的建模413.2.10 制动器的总装图433.3 制动系统的总装配43结论44参考文献45致谢47第1章 绪论 第1章 绪论1.1 课题背景中国的经济正在飞速的发展，在矿山运输行业，为了提高效益、降低运输成本，大型的工程运输车辆也就相应的应运而生。车辆趋于大型化，载重很大，再加上工程车的工作环境是在泥泞、油水、山道等恶劣环境下，以往车辆上广泛采用的鼓式制动器存在磨

12、损严重，需要经常调整间隙;易产生热衰退现象，从而影响制动性能的稳定性等缺点，其已不能完全满足对车辆制动性能的要求，所以逐渐采用了制动性能较好的干盘式制动器。干盘式制动器虽具有制动性能稳定，能承受温度、水和车速的影响，抗衰退性能好等优点，但其只具有1个盘，摩擦面积小，单位压力高，散热条件差，因此，随着对制动性能要求十分严格的工程建设机械的不断发展，干盘式制动器逐步被制动性能更好的湿式多盘制动器所取代。所以传统的制动器不能再满足要求，湿式多盘制动器取代传统制动器势在必行。近年来，国外很重视多盘制动器的研究，已研制出了多种形式的湿式多盘制动器，应用越来越广泛。国外很多工程机械公司，如瑞典的VOLVO

13、公司和美国的CATERPILLAR、CLARK公司已在整机设计时采用了湿式多盘制动器，德国KESSLER公司及美国RONKWELL公司在车桥产品中也采用了湿式多盘制动器1。装载机、叉车等已广泛采用湿式多盘制动器的车桥，而井下矿用自卸车则已全面采用湿式多盘制动器系统，湿式制动器取代传统制动器成为一种趋势。国内与国外装载机驱动桥产品相比，技术还很不成熟，制动冲击大，性能不稳定，使用寿命短，维修困难。而同期引进的国外湿式制动器产品，均为内置式湿式制动器，技术水平具有明显优势。1.2 目的和意义中国工程机械行业发展很快，其中轮胎式自卸车在国内工程机械行业占据主导地位，年销售量已突破160，000辆，其

14、中八大主机生产商2008年的销量占整个市场的80%以上。国产自卸车在国内市场占主体地位，从数量上看我国已是工程机械大国，但从其质量水平和技术水平来看，国产自卸车与国外产品还存在较大的差距，同类产品的销价差别很大。国内自卸车行业的技术还处于较低的技术水平。行业要壮大和发展，必须进一步提高自主创新水平，提高核心竞争力2。由于技术壁垒，我们无法从国外获得相应的技术和资料。而且，从自卸车的发展方向来看，大型机器和小型机器将是自卸车发展的趋势，大型和小型自卸车对机器的体积和布置将更为严格，对制动性能和可靠性的要求也非常高，因此，对内置式湿式制动器在自卸车上的应用进行研究，进一步提高国产自卸车的技术水平，

15、缩小与国外先进产品的差距，对提高国产重要技术装备的技术水平具有重大的指导意义和实践意义。1.3 研究的主要内容（1） 50t非公路自卸车的后桥湿式制动器的结构形式及设计条件；根据自卸车的结构和参数选用适当的制动器类型（如轮毂制动器与半轴制动器或普通型湿式多盘制动器、失压型湿式多盘制动器、多功能湿式多盘制动器），对制动器中的油路、密封以及活塞的形状等进行设计。（2） 进行湿式全盘式制动器的设计计算；对制动性能的设计计算（如制动转矩的确定、衬片压力的确定、摩擦副数量的确定、液压系统制动油压力的确定），活塞相关参数的确定，回位弹簧刚度的确定等。（3） 绘制湿式全盘式制动器的总装配图、零件图。 根据设

16、计和计算所得的数据利用CAXA绘制装配图与二维图，最后再用CATIA对整个制动系统进行三维建模，并将各个零件通过装配模块组装在一起，形成一套完整的制动系统，达到合理的布置与配合。49 第2章 制动器的设计 第2章 制动器的设计2.1 制动器的选型 2.1.1 三种制动器选型（1）鼓式制动器 鼓式制动器的结构简图如图2-1所示，它由制动鼓、摩擦衬片、制动蹄三部分组成。其中，制动鼓与车轮相连接，随着车轮一起转动，制动蹄固定在车架上，而摩擦衬片通过铆钉与制动蹄固定在一起或者是粘接在一起。当需要制动时，通过液压促使制动蹄张开，摩擦衬片与旋转运动的制动鼓内表面接触摩擦以提供车辆所需制动力矩3。图2-1

17、鼓式制动器 （2）钳盘式制动器钳盘式制动器的结构简图如图2-2所示，它由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动，制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧，分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好像用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。图2-2 钳盘式制动器（3）湿式多盘制动器湿式多盘制动器，又俗称全盘式制动器，顾名思义，它的制动力矩是由多个制动盘产生的，也就是由多个摩擦副制动产生力矩，每个摩擦副是由一个动摩擦片与一个静片组成，静片与动片交错组成多组摩擦副，静片

18、与制动器壳体通过花键连接在一起，动片也通过花键与旋转着的轮毂连接在一起，当需要制动时，使活塞内有油液压力，压紧静片与动片，从而通过摩擦使动片与轮毂停止转动。而且采用的是全封闭式的结构，制动器里面充满了冷却油液，用来吸收摩擦片制动所产生的大量的热量。综上所述，可以将三种制动器的性能进行一个对比4，得到如表2-1所示的差别：表2-1 三种制动器的性能比较鼓式制动器钳盘式制动器湿式多盘制动器沾泥水恢复性制动力减少大制动力回复原慢，危险大制动力减小少制动力复原快制动力不受影响续表2-1 鼓式制动器钳盘式制动器湿式多盘制动制动力自伺服作用（指制动时所发生的摩擦力导致制动力增加的作用）制动力增大急促，制动

19、时有冲击制动力的增大比较圆滑制动平稳调整及维护制动鼓与衬片的间隙调整费时维护频繁间隙自动调整维护简单间隙无需调整不需维护制动器的作用面积作用面积受限作用面积受限，单位压力高作用面积大，可以通过增减摩擦片的数量来调整摩擦衬片的更换更换复杂，调整费时更换简易更换较复杂，但不需要调整摩擦系数的影响非常敏感影响较小影响很小制动力与液压关系非线性关系线性关系线性关系摩擦衬片的寿命条件好（干燥路面）：500700h条件不好（水路面）:150300h条件好：15002000h条件不好:8001000h不受条件影响，寿命长达10000h由于矿用自卸车这种工程车辆是在潮湿，油污，泥泞的环境下工作的，而且吨位大，

20、所需制动力矩很大，而且需要经常制动，也就是需要摩擦片的 寿命较长，所以传统的干式制动器（即鼓式与钳盘式）不再满足要求。由于湿式多盘制动器采用油冷方式，因此在热稳定性和制动容量等方面都有较大的优势5。湿式多盘制动器具有较长的使用寿命, 工作性能平稳；而且密闭的结构可以免除外界灰尘、水分等干扰；此外湿式多盘制动器随液压推动力均匀，其液压系统线性度较高，工作迅速、平稳，因此本文为矿自卸车选用湿式多盘制动器。2.1.2 轮毂、半轴制动器的选型 (1)半轴制动器 半轴制动器的结构图如图2-3所示，可想而知此制动器是通过制动半轴来使汽车停止的。动摩擦片通过花键连在摩擦片支承上，摩擦片支承与半轴连接，因此动

21、摩擦片随半轴一起转动。静摩擦片与制动器壳连接在一起，固定不回转。当油液压力推动活塞（序号3）并压紧动、静摩擦片，此时摩擦副结合而产生了制动力矩。制动系统泄压后，活塞在回位弹簧的作用下迅速回位，减少了摩擦片的磨损以及热量的产生。由于制动器布置在驱动桥的两侧末端,维修保养制动器时不需要拆轮辋轮胎,只需打开制动器端盖即可,维修保养方便。但是此制动器是装在半轴上，所以制动器的尺寸会受到限制，因此制动力矩不如轮毂制动器大，适合中小型的工程车辆。图2-3 半轴制动器（2）轮毂制动器 轮毂制动器的结构图如图2-4所示，此制动器是通过制动轮毂是汽车停止的。动摩擦片通过花键与轮毂（序号2）相连，随轮胎一起转动，

22、静摩擦片连接在制动器壳上固定不动。此制动器同样通过液压推动活塞使摩擦副结合，通过回位弹簧使它们分离。此制动器的优点是制动力矩大，但是拆装比较复杂，适合大型机器。图2-4 轮毂制动器所以，综上所述，由于本型号的矿用自卸车是50t重的，所以选用轮毂制动器会比较安全可靠。2.1.3 三种功能的制动器选型（1）普通型湿式多盘制动器普通型湿式多盘制动器的结构简图如图2-5所示，制动时，油液压力推动活塞（序号2），压紧摩擦片，产生制动力矩。卸压后通过回位弹簧（序号1）将活塞推回初始位置，从而解除制动。该方案一般安装在轮端实现行车制动，但是如果液压管路发生故障，则无法压紧摩擦片，无法制动，会产生危险，所以通

23、常需要配备第二制动装置,用以保证安全并可以作为驻车制动。图2-5 普通型湿式多盘制动器（2）失压型湿式多盘制动器 失压型湿式多盘制动器的结构简图如图2-6所示，它的制动力矩是由弹簧组（序号4）产生的，当液压系统的压力达到预定值时，推动活塞压缩弹簧右移，使得摩擦片分离，制动解除，使汽车能够正常行驶。所以，它是一种安全型的制动器，就算液压系统失效也能保持制动，它既具有普通型湿式多盘制动器的特点,还使液压系统得以简化,省去第二制动系统。这种制动器常用于需要长时间保持制动或特别需要注重安全、防止失控的情形。但是这种制动器的弹簧组由于经常处于交替压缩的状态，所以使得整个制动器的寿命有限。图2-6 失压型

24、湿式多盘制动器（3）多功能湿式多盘制动器多功能湿式多盘制动器的结构简图如图2-7所示，这种制动器有两组制动活塞，两组制动方式，分别是行车制动和驻车制动，采用两条不同油压的油路控制，它们相互独立。停车时，系统没有压力，行车活塞1不作用，驻车活塞3由于驻车弹簧的压紧力而使摩擦片压紧，从而实现驻车。启动时，驻车活塞腔内油压升高，压缩驻车弹簧，使驻车制动解除6。行车制动时，行车活塞1腔内产生制动压力，从而时摩擦片制动。这种制动器结合了前两种制动器的特点，也就是比较安全，而且由于驻车弹簧的载荷不需要经常交变，使得制动器的寿命也较长。但是结构较复杂，制造比较困难。图2-7多功能湿式多盘制动器综上所述，由于

25、本车是50t的矿用自卸车，需要经常制动，而且经常行驶在山路上，所以需要保证制动器有足够的安全性，考虑到这些，所以选用多功能型的制动器比较合适。最后，确定制动器的形式是多功能型湿式多盘轮毂制动器。2.2 制动系统的设计计算2.2.1制动转矩的计算根据之前制动器的选型，最终确定了制动器的结构图如图2-8所示，由该结构可以看出，静摩擦片是固定在静壳上的，而静壳是与端盖与轴套连在一起的，所以是固定不动的。动摩擦片与轮毂相连，随轮毂转动。摩擦片的尺寸受到轮毂大小的制约。在计算制动系统的各项参数时，要参考国家标准GB/T 21152-2007土方机械轮胎式机器制动系统的性能要求和试验方法中的要求，由于本方

26、案的自卸车是50t重，所以按标准中的要求应满足如下：（1） 自卸车的试验质量应在制造商规定的范围内，并包含有效载荷，要符合制造商对总质量（机器质量与有效载荷之和）和轴荷分配的规定。（2） 自卸车的停车制动系统在切断动力时，应能使机器在15%的坡道上保持停车不动。（3） 对于机器质量超过32t的，行车制动距离应满足下式：式中 s允许的最大行车制动距离（m）； v制动初始速度（km/h）。行车制动系统应以（503）km/h的速度进行制动，如低于此值，则以其最大速度进行试验； a是以百分数表示的坡度，试验道路的纵向向下坡度为（91）%图2-8 本方案湿式制动器的结构图2.2.1.1 平路上的制动 本

27、方案选用的是天业通联公司生产的TTM50B型号的50t非公路矿用自卸车，它系统参数如表2-2所示：表2-2 系统参数装载质量45000kg整车装备质量（包括油，水，随车工具，人员65kg）35890kg满载总质量82000kg载荷分布空载前轴17586kg后轴18304kg满载前轴27060kg后轴54940kg轴距3970mm最大行驶速度60km/h发动机额定功率/转速391kw（525HP）/2100r/min最大扭矩/转速2440N.m/1400r/min怠速600r/min档位123456倒速比4.002.682.011.351.000.675.15车速（km/h）10.0815.05

28、20.0629.8740.3360.197.83后桥主减速器形式单级螺旋锥齿轮传动主减速器减速比3.385：1轮边减速器形式圆柱行星齿轮轮边减速比5.684：1半轴全浮式后桥总速比19.24:1车轮轮胎规格21.00-35，36层、E4充气压力550kPa根据上述标准，自卸车在坡度为10%路面上行驶，其行车制动总的制动力矩为7 8 9： 式(2-1)式中 MB1试验道路上总的制动力矩（N.m）； 回转质量换算系数， 此处取1.1； G整机工作质量（kg），对于本机其最大整机质量如上表2-2中所示为82000kg； a要求的最小制动减速度（m/s2）； rk车轮滚动半径（m），本方案中选用的轮胎

29、型号是21.00-35，根据国家标准GB/T 2980-2009工程机械轮胎规格、尺寸、气压与负荷中的规定，本方案的轮胎中21.00代表轮胎的胎宽，单位是inch，35代表轮辋直径为35英寸，36层代表着轮胎的负荷层级，E4代表轮胎的胎面花纹为加深块状,最终查得轮胎的半径rk=1050mm。 计算得而 式中 t1制动系统的子厚时间（s），对于全液压系统，取0.2s。所以由上式得 a=502/25.92*(52.4-50*0.2/3.6)1.944m/s2由式2-1得 MB1=1.1*82000*1.944*1.05=368232.5N.m将此制动力矩换算到平路上可得制动减速度a=a+g*sin

30、(arctan10%)=1.944+0.975=2.919m/s2所以再由式2-1可得MB2552917N.m2.2.1.2 坡道上的制动根据国家标准GB/T21152-2007，制动器应能使机器能在坡度为15%的坡道上保持停车不动。此时的制动力矩为：式（2-2）式中 g重力加速度，取g=9.8m/s2；所以，由式2-2计算可得MP1=820009.8sin(arctan15%)1.05=249437N.m则行车制动系统所需的力矩MB=maxMB2，MP1=552917N.m2.2.1.3 地面所能提供的制动车辆制动时应该满足地面附着条件，一旦制动器的制动力矩超过了地面所能提供的附着力，就会出

31、现打滑，此时轮胎在制动器的制动力矩的作用下与地面发生滑动摩擦，地面提供给车辆的制动力为滑动摩擦力，此时制动器的制动力失效，地面所能提供的附着力为：MBu=*G*g*u*rk 式（2-3）式中 u轮胎的滑动摩擦系数，本方案取0.6。计算得MBu=1.1820009.80.61.051113789N.m由于MBMBu，所以行车制动系统的制动器所需总的制动力矩MB= MB=552917N.m对于湿式制动器的设计，应考考虑到制动系统的转矩储备系数，这样才能保证制动器的有效性以及行车的安全性。一般转矩储备系数=1.21.4，本方案选取=1.3，则制动器的制动力矩为M=MB*=5529171.3=4787

32、02N.m2.2.1.4 制动力的分配 由于本方案的自卸车所采用的制动器形式是前桥鼓式制动器，后桥湿式多盘制动器，所以在设计制动器时要考虑到前、后桥的制动力分配系数，这样才能算出后桥湿式多盘制动器的制动力矩10。在设计制动系统时，确定车辆的制动力分配系数是一个十分重要的问题。对于矿用自卸车，由于其使用情况与一般的车辆是很不相同的，所以在设计计算的时候也必然会有所不同。矿用自卸车行驶的路面比较差，而且经常是在山区行驶，坡道弯路较多，所以当自卸车在重载的时候下坡制动时，一旦前轮抱死，车辆就会失去转向能力，将十分危险。与一般车辆不同的是，自卸车的车速较低，所以当发生后轴侧滑时，程度不会太大，所以后轴

33、侧滑的危险不会比前轴抱死失去转向能力还严重。为了提高自卸车的行驶安全性，在设计时应力求使后轴先抱死，以避免车辆失去转向能力的危险11 12 13。矿用自卸车一般是没有安装制动力调节装置的,只是安装了减压阀，所以自卸车的制动力分配系数通常是一个固定值，可用下面的公式来表示：=Fu1/(Fu1+Fu2) 式（2-4） 式中制动力分配系数。自卸车在制动的时候，前轮先报死时的制动效率：Ef=b/(L-hg) 式（2-5）后轮先报死时的制动效率：Er=a/(L(1-)+hg)式（2-6）式中 b整车的质心到后轴的距离； a整车的质心到前轴的距离； L整车的轴距；附着系数； hg质心高度；在式（2-5）与

34、式（2-6）的两边同时乘以g，可得前轮先抱死的制动减速度为：af= bg/(L-hg) 式（2-7）后轮先抱死的制动减速度为：ar=ag/(L(1-)+hg) 式（2-8）再根据2.2.1.1中所求的平路上制动的减速度可知，若要后轮先抱死只需ara，可得： 式（2-9）又有联合国欧洲经济委员会所制定的制动法规ECE R13，即货车在地面附着系数为0.20.8的路面上行驶时，其制动强度为：Z0.1+0.85(-0.2) 式（2-10）若要后轮先抱死，只需Za，可得：式（2-11）由于自卸车在空载和满载的时候有很大的差别，所以将车辆空载和满载时的结构参数代入式（2-9）与式（2-11）可得：满载时

35、，10.165，20.346空载时，10.383，20.521综合考虑，最终确定本方案的制动力分配系数为=0.4，至于空载时不满足后轮先抱死的情况时，可用减压阀来避免前轮先抱死。2.2.2 轮边减速器的计算2.2.2.1 半轴的计算上面确定了制动力分配系数，接下来就应该计算摩擦片的参数了，但是摩擦片的外径和内径又受到轮毂尺寸的制约，所以必须先算出轮毂的尺寸，要想得出轮毂的尺寸，就要从轮边减速器算起，所以得先从轮边减速器中的半轴算起。在工程车辆中，半轴是一个十分重要的零件，他传递着驱动桥与轮毂之间很大的扭矩，所以对半轴的强度计算很重要。计算之前，首先对半轴的材料进行选取，本方案选用材料为40Cr

36、14。其材料性能见下表（2-3）：表2-3 轴常用几种材料的T轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13(MPa)1525203525453555由于本方案的半轴是属于全浮式的半轴，所以不受弯矩作用，只受扭矩，这样在设计时，可以先考虑用空心的管材，但是经计算空心的管材最后会导致半轴尺寸太大，所以不合适，最终确定用实心的管材。由材料力学可知，受扭转作用的杆件的强度条件为：式（2-12）式中 半轴所受到的最大的剪切力（MPa）； Mx半轴所受的扭矩（N.mm）； Wp半轴的抗扭截面系数； T材料的许用切应力（MPa），本方

37、案的半轴经过表面喷丸处理后许用切应力可以得到提高，本方案最终选取的许用切应力为70MPa。 又有Mx=Tmax*ig*i0 *k 式(2-13）式中 Tmax发动机的最大扭矩（N.m），由表（2-2）可得为2440N.m； 传动系统的传递效率，本方案为0.95； ig变速箱的减速比，此处取一档的减速比（虽然倒挡的减速比最大，但是倒挡速度不高，不会达到最大扭矩的，所以不取倒挡的减速比），由表（2-2）中的参数可得，一档减速比为4.00。 i0主减速器的减速比，由表（2-2）中的参数可得，主减速器的减速比为3.385。 k差速器的锁止系数，本方案取0.6。最后可算得Mx=24400.9543.38

38、50.6=24245400N.mm而实心杆件的截面系数Wp=d3/16，式中的d为半轴的直径（mm），将此式代入式（2-12）可得d3Mx/0.196T 式(2-14）最后可取得d=120mm。2.2.2.2 行星齿轮机构的计算由于自卸车的扭矩大、车速低，所以一般都装有轮边减速器，轮边减速器中的行星齿轮机构主要是由太阳轮、行星轮、齿圈和行星轮架组成，本方案采用的是太阳轮为主动件，与半轴通过花键连接在一起行星轮为从动件；齿圈固定在半轴套上，半轴套与桥壳连在一起；行星轮在齿圈与太阳轮之间转动，转矩是通过半轴-太阳轮-行星轮-行星架-轮毂这条路线来传递的15，其结构图如图（2-9）和（2-10）所示

39、：图2-9 行星齿轮机构示意图 图2-10 行星齿轮机构三维图由于自卸车的载重大，扭矩大，可知行星齿轮机构的承载也很大，尤其是太阳轮，应力循环次数最多，是最薄弱的环节。为了防止齿轮失效，应选用承载能力较高的合金钢，采用渗碳淬火、表面淬火和渗氮等热处理方法，以增加表面硬度。经综合考虑，齿轮的选材、材料的力学性能、热处理如下表(2-4）所示:表2-4 各齿轮的选用材料Hlim（N/2）Flim（N/2）热处理太阳轮20CrMnTi1550600齿面渗碳淬火行星轮20CrMn1550600齿面渗碳淬火齿圈40CrMo1160360调质表面淬火本方案的行星齿轮机构要想正常运作必须要满足三个条件： 同心

40、条件：太阳轮与行星轮几对啮合齿轮之间的中心距必须要相等，可以用下面的式（2-15）来表示式（2-15） 装配条件：太阳轮与齿圈的齿数之和要是行星轮数目的整数倍可以用下面的式（2-16）来表示式（2-16） 运转条件：齿圈固定不动，则行星齿轮机构满足下面的式（2-17）：式（2-17）上式中 z1太阳轮的齿数； z2行星轮的齿数； z3齿圈的齿数； i轮边减速器的减速比，由表（2-2）中的参数可得，轮边减速器的减速比为5.684； N行星轮的数目。根据以上的条件可以得出一组满足以上条件的齿数：z1=19，z2=35，z3=89，并且N=4，即行星轮的个数为4个。再根据齿轮的强度校核公式，可以算出

41、太阳轮的分度圆直径d1141mm，由于z1=19，可选模数m=8，齿轮的齿宽系数d=1.0，最后可得行星齿轮机构的各参数表（2-5）所示：表2-5 各齿轮的参数齿数模数m分度圆直径（mm）齿根圆直径（mm）齿顶圆直径(mm)齿宽系数太阳轮1981521321681.0行星轮3582802602961.0齿圈8987127326961.0现在算出了齿圈齿根圆的直径为732，所以接下来可以一步一步的定出齿圈外径、轮毂外径，最后确定轮毂的直径为856mm，而轮辋的直径为35英寸，即889mm，所以将轮毂定为856mm是合理的，如图（2-11）所示：图2-11 轮毂尺寸的确定2.2.3 摩擦片参数的计

42、算在大型矿用自卸车的湿式制动系统中，制动性能在很大程度上取决于摩擦材料的性能与种类。湿式制动器的摩擦材料一般有2种，一种是铜基摩擦片，另一种是纸基摩擦片。纸基摩擦片相比于铜基摩擦片的性能，具有摩擦系数稳定、抗冲击与过载能力强、能量吸收能力良好、磨损低等特点，所以本方案的摩擦片采用的是纸基摩擦片16 17 18 19 20 21。某一型号湿式纸基摩擦材料的性能参数如表（2-6）所示：表2-6 湿式纸基摩擦材料的性能参数表项目性能参数能量密度J/cm2185最大滑动速度m/s33最大过载压强kPa7000平均静摩擦系数0.140.16功率密度W/cm2110最大连续加载压强kPa5600平均动摩擦

43、系数0.110.142.2.3.1 摩擦片的轴向压紧力由上节确定了轮毂的直径后，就可以确定制动器外壳的尺寸，因而就可以确定摩擦片的外径，按照摩擦片的规格，本方案的摩擦片的外径ro=375mm。摩擦片有一个无因次结构参数C=ri/ro，它的值越小，则摩擦片的摩擦面积越大，能提供的摩擦转矩也就越大，但是同时发生翘曲的几率也会变大；它的值越大，摩擦面积也就越小，摩擦力矩也就越小。因此，C值的选择十分重要22。一般，非金属湿式摩擦片的C=0.6780.795，本方案选用的C=0.7，所以内径ri=Cro=0.7375262mm。湿式制动器采用油冷方式，所以摩擦片必须在表面开槽以通油和散热，本方案的纸基

44、湿式摩擦片的油槽采用平行网格式，摩擦片的结构如图（2-12）所示：对于非金属摩擦片，它的轴向压紧力为2324：式（2-18）式中 F轴向压紧力（N）； p0摩擦片的比压，即最大许用压力（Pa）,一般纸基摩擦片的p0=1.52.5MPa，本方案p0取1.5MPa； KA油槽的有效面积系数，取0.7；最后算得F=23441.7N图2-12 摩擦片结构示意图2.2.3.2 摩擦副数量的确定制动器提供的制动力矩M1应该满足如下关系：式（2-19）式中 M1一个湿式多盘制动器的制动力矩（N.m）； 摩擦片的动摩擦系数，取0.12； Z摩擦副的个数； RC摩擦片的当量摩擦半径；对于纸基摩擦片其值为 K1由

45、花键连接引起的力矩传递系数，暂取0.95； M乘以制动力分配系数后，为后桥的制动力矩，除以2之后为后桥中一个湿式制动器的制动力矩。可得摩擦副的个数为：式（2-20）最后算得Z24.75，取Z=25，即摩擦副共有25个，由13个动片和13个静片组成。2.2.4 行车活塞的设计2.2.4.1 行车活塞的尺寸计算本方案的行车活塞的结构图如图（2-13）所示：图2-13 行车活塞的结构图从图中可以看出，活塞和压盘是一体化了，这样有利于减小制动时的冲击和震动。左端的压盘压在摩擦片上以实现制动，压盘的环面不应超出摩擦片的有效工作环面。活塞右端在液压腔内，由于右端的活塞必须选配密封圈来进行密封，所以活塞右端

46、的尺寸是按照密封圈的规格标准来选定的，这样才能保证合理的装配。本方案选择活塞腔内的外径为D0=710mm，内径为Di=650mm，这样活塞的受力环的宽度为（710-650）/2=30mm，经计算可以得到活塞的有效工作面积为：A=/4(D02-Di2)=0.06409m2为了提供有效的制动力矩，则行车液压系统所提供的液压PL应满足下面式子： PL*A-FS=F 式（2-21）式中 FS行车回位弹簧的回位力，这里设定回位力为FS=0.1F=23744.2N最后计算得PL=4.075MPa。2.2.4.2 行车活塞的密封制动活塞的密封件一旦失效，制动系统液压腔内的制动液就会通过失效的密封件窜入制动器

47、壳内，与摩擦片的冷却油液混合在一起，使得冷却油被稀释，制动性能和散热性都会下降。同时，由于制动液的泄漏使得制动压力不能得以建立，最后导致制动失效，从而可能产生重大的安全事故。所以活塞的密封是至关重要的。从图（2-13）可以看出，活塞上有两道环，其中，左边的一道环是起支承作用的，右边的一道环是起密封作用的。如若没有左边的支承环而只有一道密封环的话，密封环会由于长期的承受活塞的自重往复运动而很快磨损失效，所以增设一道支承环对于增加产品的寿命很有必要。2.2.4.3行车活塞压盘的设计只要摩擦片工作，就会因摩擦而产生磨损，而材料的磨损量是与两个物体之间相对滑动的位移成正比，与两物体的摩擦面的法向载荷成

48、正比的。用公式表达则为：式（2-22）式中 V表示磨损量； s表示相对滑动位移； W摩擦面的法向载荷； k其他常量系数。由于相互摩擦的两个物体的角速度相同，所以有式（2-23）式中 rs该微元处的半径； 角速度；将式（2-23）代入式（2-22）中可得式（2-24）式中 dV/dt是磨损速率，如果让角速度和法向载荷都一定，则可推出：式（2-25）式（2-24）中k1为综合后的系数，从式中可以看出磨损速率是与摩擦盘的半径成真正比例关系，也就是说半径越大的地方磨损越快，半径越小磨损越慢。工作一段时间后，必然会造成半径大的地方薄，摩擦片成锥形，这样容易失效，寿命变短2526。所以，要从设计上避免局部

49、磨损过快的现象。从式（2-24）中可以看出，只要控制Wrs为一常数即可。可知，我们可以从施力位置和活塞形状两方面控制，本方面从活塞形状入手，如图（2-14）将压盘设计的有一定的倾斜度，则可控制Wrs为一常数。图2-14 活塞压盘的结构2.2.5 行车制动弹簧的设计行车弹簧的作用是在行车制动完成以后，弹簧的回位力使得活塞回位，从而解除制动，避免了摩擦片不必要的磨损。由于回位力FS=0.1F=23744.2N，均布到每一个弹簧的话就很小了，这样弹簧丝的直径就不会太粗，所以本方案的行车弹簧的材料可以选用油淬火回火碳素钢丝B类，这种弹簧丝的力学性能如下表（2-7）所示：表2-7 油淬火回火碳素钢丝的性

50、能切变模量G/GPa弹性模量E/GPa抗拉强度b/MPa推荐温度范围/oC性能792061520-40150强度高，性能好。适用普通机械用弹簧，B类较A类强度高 圆柱螺旋弹簧按所受载荷的情况分为三类：类受循环载荷作用次数在1106次以上的弹簧；类受循环载荷作用次数在11031106次范围内及受冲击载荷的弹簧类受静载荷及循环载荷作用次数在1103次以下的弹簧。本方案的行车弹簧应力循环应属于第类，则查表可得弹簧的许用切应力为p=0.45b=0.451520=684MPa。初步设计弹簧的预紧压缩量为10mm（即正常行驶时行车弹簧的压缩量），制动时的压缩量为15mm（即产生回位力FS的弹簧压缩量）；周布24个弹簧；初选弹簧丝直径d=4mm。选取弹簧的旋绕比C=5，则可由下式（2-26）算出曲度系数：式（2-26）最后算得K=1.3105再由下式可算出弹簧的直径：式（2-27）式中 Fmax弹簧所受的最大载荷（N），而Fmax=Fs/24=989.3N,代入上式，可得d4.9mm，则可取弹簧丝的直径为d=5mm，从而可得弹簧的中径则为D=c*d=55=25mm。弹簧的有效圈数可按下式求得：式（2-28）式中 G材料的切变模量； k弹簧的刚度，k=Fmax/15=66N/mm；最后可算得n=6