(最新)液压干式多片制动器的设计.(DOC).pdf

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1、1 题目：多片液压干式制动器的设计专业：机械设计制造及其自动化总体方案及关键问题1.1本论文要解决的关键问题经过上文的诸多方便的比较和了解，不难得出以下结论：多片湿式液压制动器优于2 多片干式液压制动器，多片干式液压制动器优于盘式制动器和蹄式制动器。考虑到具体的应用工况，即矿用电机的安全制动，具有以下特点。（1）可靠性高。矿用电机的安全制动装置是在电机断电或电机过载损坏的紧急情况下的安全保障，要求具有极高的制动可靠性和安全性。（2）制动不频繁。安全制动装置只是在意外情况下的安全保障，不需要频繁制动及解除制动。（3）体积要求较高。由于安装的空间有限，要求制动器的体积要比较小。（4）成本控制。为了

2、实现经济性，必须在保障可靠安全性的基础上，实现较高的性价比。通过分析课题要求，本制动器设计需要满足的设计要求为：制动类型：安全制动；制动油压：1.62.0MPa；静制动力矩：700NM；动制动力矩：490NM；制动器尺寸范围：不大于220mm*220mm*150mm。为满足以上设计要求和工矿要求，这里选择摩擦方式为干式的多片干式液压制动器。本文需要解决的关键问题是完成多片干式液压制动器结构及受力设计计算。本文将主要解决多片干式液压制动器的如下的关键问题：多片干式液压制动器结构及受力设计计算；需要解决的问题：（1）制动器轴向压紧力，（2）摩擦片制动可靠性，（3）摩擦片开启可靠性及摩擦片比压的计算

3、，（4）制动器主要零件的设计。（5）密封与紧固标准件的选择。1.2多片干式液压制动器总体方案通过查阅相关文献及应用，本设计基于已知的基本设计参数提出如下总体方案，设计参数的提出是为详细设计提供方向和参考，在后面的设计中可对参数做适当的修正，得到较匹配的具体参数。干式多片式液压制动器的整体结构如图。3 图 1 整体结构4 多片干式液压制动器结构设计1.3摩擦片材料选择1.3.1摩擦片材料分析及选择一般来说，对摩擦元件的材料要求有如下几个方面：（1）具有高而稳定的摩擦系数，对温度、压力、滑动速度变化不敏感，动静摩擦系数差值小。对于干式摩擦片一般要求摩擦系数值的波动量不超过正常平均值的15%。对于湿

4、式摩擦片摩擦系数数值的波动值不应超过20%；（2）具有足够的强度和良好的耐磨性；（3）导热性好，热容量大，能经受较高的温度二无明显的变形或碳化、腐蚀等引起材质的改变；（4）抗胶合性能好，不擦伤对偶的摩擦表面；易跑合，耐油无腐蚀；（5）工艺性好，摩擦时无噪声、无振动、无异味、无污染物，成本低。在本设计中，设计的是多片干式液压制动器，故要求摩擦片具有摩擦系数大，导热和耐热性好等特性，因此，在查阅相关资料后，选择铜基粉末冶金材料作为摩擦片的材料。铜基粉末冶金材料具有相当高的摩擦系数，并具有良好的导热性和耐热性（许用工作温度可达 560C），工作可靠。此外还具有相当高的强度和良好的耐磨性，其许用压强高

5、于其他摩擦材料，可用作摩擦片衬片或摩擦块，在湿式或干式条件下与钢或铸铁配对，用于重载或高速工况。1.3.2粉末冶金材料概述粉末冶金材料是用粉末冶金工艺制得的多孔、半致密或全致密材料（包括制品）。粉末冶金材料具有传统熔铸工艺所无法获得的独特的化学组成和物理、力学性能，如材料的孔隙度可控，材料组织均匀、无宏观偏析（合金凝固后其截面上不同部位没有因液态合金宏观流动而造成的化学成分不均匀现象），可一次成型等。通常按用途分为7 类。粉末冶金减摩材料。又称烧结减摩材料。通过在材料孔隙中浸润滑油或在材料成分中加减摩剂或固体润滑剂制得。材料表面间的摩擦系数小，在有限润滑油条件下，使5 用寿命长、可靠性高；在干

6、摩擦条件下，依靠自身或表层含有的润滑剂，即具有自润滑效果。广泛用于制造轴承、支承衬套或作端面密封等。粉末冶金多孔材料。又称多孔烧结材料。由球状或不规则形状的金属或合金粉末经成型、烧结制成。材料内部孔道纵横交错、互相贯通，一般有30%60%的体积孔隙度，孔径 1100 微米。透过性能和导热、导电性能好，耐高温、低温，抗热震，抗介质腐蚀。用于制造过滤器、多孔电极、灭火装置、防冻装置等。粉末冶金结构材料。又称烧结结构材料。能承受拉伸、压缩、扭曲等载荷，并能在摩擦磨损条件下工作。由于材料内部有残余孔隙存在，其延展性和冲击值比化学成分相同的铸锻件低，从而使其应用范围受限。粉末冶金摩擦材料。又称烧结摩擦材

7、料。由基体金属（铜、铁或其他合金）、润滑组元（铅、石墨、二硫化钼等）、摩擦组元（二氧化硅、石棉等）3 部分组成。其摩擦系数高，能很快吸收动能，制动、传动速度快、磨损小；强度高，耐高温，导热性好；抗咬合性好，耐腐蚀，受油脂、潮湿影响小。主要用于制造离合器和制动器。粉末冶金工模具材料。包括硬质合金、粉末冶金高速钢等。后者组织均匀，晶粒细小，没有偏析，比熔铸高速钢韧性和耐磨性好，热处理变形小，使用寿命长。可用于制造切削刀具、模具和零件的坯件。粉末冶金电磁材料。包括电工材料和磁性材料。电工材料中，用作电能头材料的有金、银、铂等贵金属的粉末冶金材料和以银、铜为基体添加钨、镍、铁、碳化钨、石墨等制成的粉末

8、冶金材料；用作电极的有钨铜、钨镍铜等粉末冶金材料；用作电刷的有金属-石墨粉末冶金材料；用作电热合金和热电偶的有钼、钽、钨等粉末冶金材料。磁性材料分为软磁材料和硬磁材料。软磁材料有磁性粉末、磁粉芯、软磁铁氧体、矩磁铁氧体、压磁铁氧体、微波铁氧体、正铁氧体和粉末硅钢等；硬磁材料有硬磁铁氧体、稀土钴硬磁、磁记录材料、微粉硬磁、磁性塑料等。用于制造各种转换、传递、储存能量和信息的磁性器件。粉末冶金高温材料。包括粉末冶金高温合金、难熔金属和合金、金属陶瓷、弥散强化和纤维强化材料等。用于制造高温下使用的涡轮盘、喷嘴、叶片及其他耐高温零部件。1.3.3摩擦材料的磨损理论及磨损类型6 摩擦材料的组成成分复杂，

9、含有金属、非金属(聚合物、矿物质、碳素等)成分，对它们对偶副的摩擦过程不能用金属摩擦副理论来解释，但可以借鉴这些理论来分析特定的摩擦副。常用的有粘着摩擦理论、分子一机械理谢。1 粘着摩擦理论认为：摩擦表面处于塑性接触状态。由于实际接触面积A只占表观接触面积的很小部分，在载荷作用下峰点接触处的应力达到受压的屈服极限魂而产生塑性变形。此后接触点的应力不再改变，只能依靠扩大接触面积来支承继续增加的载荷。所以有sAN式中：A一实际接触面积，s一屈服极限，N一法向载荷滑动摩擦是粘着与滑动交替发生的跃动过程。由于接触点的金属处于塑性流动状态，在摩擦中接触点还可能产生瞬时高温，因而使两金属产生粘着，粘着点具

10、有很强的粘着力。相对滑动时，粘着点被剪切而产生滑动。这样滑动摩擦就是粘着点的形成和剪切交替发生的过程。摩擦力是克服粘着作用和犁沟作用所产生的阻力的总和。2 分子一机械理论认为，在相当高的压力下，摩擦表面间实际接触部分的微凸体相互嵌合，而且较硬表面的微凸体压入较软表面内，与此同时还存在着分子的引力。因此，摩擦的过程就是克服表面微凸体的机械嵌合、犁沟以及表面分子间引力的过程，而摩擦力就是各接触点上由于机械嵌合、犁沟和分子引力所引起的切向阻力之和。推出摩擦系数描述公式如下：NA式中 A实际接触面积，N法向载荷，,和表面的物理、机械性能有关的系数。到目前为止对摩擦材料磨损的机理还没彻底搞清楚，还未得出

11、为世人公认的磨损定量分析及计算方法。本世纪三十年代德国Fiich sel认为磨损过程是先表面变形，继而变形金属从基体脱离。Fink 及 Siebel 等发现金属在磨损过程中可能氧化，且工作条件不同，磨损型式又有很大差别。五十年代Kerriadge 指出金属在摩擦表面间的转移和金属的磨耗两者的区别，认为前者金属基体的直接转移形成剧烈磨损(相当于咬合、胶合)，后者可能发生在金属表层氧化之后，表现为缓慢的磨损。阿查德(J EArchard)和汉斯7(WHirs0 曾得出缓慢磨损经验公式：磨损量与载荷及滑动距离成正比而与较软材料的硬度成反比。1957年鲍威尔(Burwell)把磨损按机理不同分为四类：

12、粘着、磨粒、腐蚀及表面疲劳磨损。实际工程中出现的磨损，常不局限于上述单一的型式。从摩擦学角度上讲，把机械磨损分为磨粒磨损、粘着磨损、疲劳磨损和腐蚀磨损四种类型。(1)磨粒磨损，它是指外界的硬颗粒或者对磨表面上的硬突起物在摩擦过程中引起表面材料脱落的现象。摩擦材料中含有纤维和硬颗粒，硬颗粒在其中起承载作用，并在表面形成一系列比其偶件硬的小突起，在摩擦过程中，这些小突起象刀具一样，对其偶件表面进行切削，在反复多次作用力的情况下，这些小突起因疲劳而断裂形成磨屑，或者因摩擦表面温度升高，树脂软化，结合力下降，硬质点脱离材料机体形成磨屑。形成的磨屑将会导致摩擦材料和对偶的磨损增大，使摩擦系数增大。(2)

13、粘着磨损，是当摩擦副表面相对滑动时，由于粘着效应所形成的粘着结点发生剪切断裂，被剪切的材料或脱落成磨屑或由一个表面迁移到另一个表面的现象。摩擦材料与其偶件在压力作用下，表面上微凸体受到应力较大，发生塑性变形，当摩擦材料在偶件表面上滑动时或压在其表面上然后拉开时，表面上一些小颗粒将会从一个表面粘附到另一个表面上，有时被粘附的表面材料又会回到原来表面上，发生反粘附。这些被转移的表面材料经过反复地粘附与反粘附及挤压等过程，会发生加工硬化、疲劳、氧化等过程，从而形成磨屑脱落下来。为获得较高的摩擦系数，摩擦材料与摩擦盘之间可有一定的粘着，但过大会加剧粘着磨损，严重的粘着磨损，最终将摩擦材料成片撕裂。摩擦

14、过程中，真实接触面上的众多接触点将首先产生局部温升，形成局部“热点”，(Hot Spotting)，研究表明，由冷焊产生的粘着一撅裂磨损能使表面瞬间温度达到760。C。一旦对偶件表面的小块面积开始承受不适当的载荷且其温度比周表面高时，它将膨胀并伸出“平均水平面”，形成“热点”，而使表面压应力的变化，进而使得热点周围的区域发生塑性变形，也可能发生冶金变化。当热流输入下降很快或是制动很快结束时，这一区域的材料很快地被冷却，可能发生由珠光体到马氏体的相变。在一定的条件下，可生成摩擦奥氏体、摩擦马氏体，由于马氏体占用的体积比母材金属大，使得这一相变区域更为突出，因此在这一区域及其周围有可能形成初始裂纹

15、。另外，在热点处所形成马氏体其硬度大，可能导致表面刮削现象的加剧。8(3)疲劳磨损，是两个相互滑动的摩擦表面，在循环变化的接触应力作用下，由于材料疲劳剥落而形成凹坑的现象。在制动过程中，摩擦材料与其对偶进行相对滑动，在两者接触区将造成很大的应力和塑性变形。在长期反复的交变应力作用下，摩擦材料及其偶件表露某些薄弱环节处将会引发疲劳裂纹，并逐步扩展，最后将可能以微细薄片形式断裂剥落下来。在每次制动时，都伴随着材料表层温度的升高，导致材料的热疲劳，在长期反复热应力作用下，会加速材料表面裂纹的产生与扩展，加速材料的疲劳磨损热疲劳是指材料在经受温度变化时，因其自由膨胀和收缩受到了约束，从而产生了循环应力

16、和循环应变，最终导致龟裂而破坏的现象。在制动过程中主要是热疲劳磨损，它是在制动过程中由于表面接触的分散性，每经过一个接触斑点就有一变形波。表面接触处承受循环应力的作用，反复制动时将产生较大的温度梯度，受循环热应力的作用，表面或在表层、多相的晶接口或接口处将产生裂纹，裂纹扩展至小块磨粒而剥落。对于粉末冶金摩擦衬片，材质的多孔性就形成许多应力源，在反复热应力作用下，易出现疲劳磨损；对于有机摩擦衬片，在填料粘合剂或填料填料接口间总存在一些粘合强度的薄弱点而成为裂纹的根源。分析表明，摩擦制动器磨损的主要原因是它们的摩擦材料在工作中产生裂纹并且随着这些裂纹的扩展而造成的。摩擦材料上出现的裂纹是属于疲劳磨

17、损。摩擦制动器中摩擦材料的裂纹分为三类：垂直于滑动方向的裂纹，这是由于摩擦力引起材料表面层内的拉应力作用的结果；平行与滑动方向的裂纹，这是由于摩擦材料本身的热弹性和热塑性不稳定的结果；距表面一定距离处的裂纹，这是由于摩擦表面受粗大磨粒作用而造成应力增大的结果。摩擦磨损过程是在对偶件表面微凸体的接触面积上进行的，所以材料的磨损受到接触区的应力状态和温度以及零件相对移动速度和名义接触面的形貌的影响。对于有机基衬片一金属摩擦副而言，摩擦表面温度场分布的不均匀以及接触温度的过高会引起材料表面一系列力学、物理化学变化(如热弹性不稳定性、材料的热降解、热变形等)。摩擦热引起衬片中的有机物组分间发生热降解等

18、一系列化学反应和物理作用，其反应速率随温度呈指数增加。在接触界面形成转移膜，出现“制动热衰退”现象和“氢脆”现象，促进磨粒的形成，加剧材料的磨损。分析盘式制动器的结构特点，制动时制动盘与摩擦片处于周期性摩擦接触，这种移动热源所产生的热冲击会导致制动盘9 发生热疲劳裂纹。也是接触界面摩擦学特性发生变化(转化膜的形成和稳定性、热衰退)的重要原因。摩擦热还会导致制动压力不均匀分布和表面温度梯度的变化。(4)腐蚀磨损是在摩擦过程中，金属与周围介质发生化学或电化学反应而产生的表面损伤。综上所述，在摩擦过程中，材料的磨损可能不止一种磨损机理在起作用，而是几种可能同时作用，并且在不同摩擦阶段，可能会有不同的

19、磨损机理起主导作用，有时可相互转化，同时材料的磨损并不仅限于以上几种，这些都给认识和研究摩擦材料的磨损机理带来一定的难度。1.4多片制动器的组成多片干式液压制动器是专为动力电机配套使用而设计的。它具有良好的制动性能，也可以在其他机械系统中使用。多盘干式液压制动器的基本结构如2 所示，多盘摩擦式液压制动器由摩擦片、制动盘、进油口、弹簧、前后盖、活塞、缸体等零件组成，这种制动器是一种常闭干式液压盘式摩擦制动器，在通常情况西安，依靠一组圆柱压缩弹簧产生的压力作用在活塞上压紧摩擦片与摩擦盘而产生制动力矩，当制动机械需要转动时，将压力油通过液压油路输送到缸体内，此时，液压力将活塞推开，摩擦片与摩擦盘分离

20、。机器开始转动工作。多盘摩擦式液压制动器的特点是：结构简单、操作灵活、摩损均匀，制动力矩大、制动性能稳定，当需要较大制动扭矩时，在不需要增大制动器的径向尺寸的前提下，通过增加摩擦片的数量，来调节制动力矩，通过摩擦片的标准化就可以实现制动器的系列化，对生产与维护都产生很大的方便。由于这种制动器的诸多优点，因此，在许多的制动系统中液压盘形制动器的应用也越来越多多。1 0图 2 多片干式液压制动器基本结构1.5制动器工作原理它主要是由摩擦片、制动盘、弹簧、前后盖、活塞、缸体等零件组成。这种盘式液压制动器，安装在电机的轴端上。它的工作过程是：在一般情况下，活塞 8 在弹簧 4 的压力作用下，压紧制动盘

21、2 和摩擦片 1，产生摩擦力矩，使制动器抱闸，实现电机制动，当电机需要转动时，液压油在控制油路的作用下通过进油口3 进入缸体，使制动器松闸，这时摩擦盘2 和摩擦片 1 分离，电机运转。制动器通过前盖法兰上的螺钉固定在采煤机上，制动油液的控制是通过液压油路上的一个电磁控制阀，在通常情况下，电磁控制阀不工作，当电机需要转动的时候，电磁控制阀发出信号，控制液压油路输送压力油从进油口3 进入缸体 10实现松闸。当制动器出现故障或者更换摩擦片的时候，可以对制动器进行机械方式释放，释放方式为，把螺钉 5 卸下，用两个长螺钉旋入活塞8的螺孔中，完全旋紧，将活塞8 提起，这是制动器被释放。为了避免过早更换摩擦

22、片造成材料浪费或者过迟更换摩擦片引起安全隐患，可以在后盖上开一测量孔，通过测量后盖与活塞之间的距离来确定摩擦片的磨损程度，所以这种结构比较好。1.6摩擦片计算根据已知条件，转换到制动轴上的最大传递扭矩为T=700NM，根据传递的力矩，由机械零件强度计算，根据轴的抗扭强度条件1 130.2TTTTTWd式中，T-轴的扭转切应力；T-轴所受扭矩；T-轴的许用扭转切应力，这里认为轴的材料选用45 号钢，取 30MPa；d-轴的危险截面直径；当轴上有键时，d应增大约 7%，求得的轴径应按标准直径圆整。带入数据，计算d=58.8mm,增大 7%圆整得d=52.2，圆整取d=68mm。(1)摩擦片的平均直

23、径确定摩擦片工作面平均直径既要保证有足够的制动力矩,又要尽可能减小体积和质量。通常由式(2.5 4)pDd 确定平均直径pD,取mmdDp1705.2。（2）摩擦片工作的内外直径12DD、12(0.5 0.6)DD；mmDDp1901.12；2D 圆整取 190mm,mmD681；（3）摩擦面对数 i 22218()pTKiDDD f k式中，K工作情况系数，取3；f 摩擦系数，铜基粉末冶金材料取0.3；k 许用单位面积压力，k=12MPa,取 2MPa；2.92i(对)，通常 i 取偶数，4i对。则摩擦片总数415zi片。（4）摩擦片厚度摩擦片的厚度与其材料有关，对于两面镶铜基粉末摩擦材料摩

24、擦片，干式厚度一般1 2为 B=46mm,取 B=4mm。（5）摩擦片脱开的平均间隙摩擦片脱开时间隙应使摩擦片在脱开状态下不带片，又要使间隙尽可能小以提高制动的灵敏度。对于镶摩擦材料层的摩擦片,其间隙通常为=1.01.5mm,取=1.2mm。(6)扭矩验算由已知条件可知，制动器的摩擦面上的摩擦转矩，可取为设计静制动力矩，如图3摩擦盘上的摩擦转矩3 所示的摩擦盘为TRRdRRupzTRRu)(3223132221式中Tu设计时所确定的制动力矩；u摩擦片的材料选用粉末冶金材料，取其u=0.3；p摩擦面上的压强，其值应小于机械设计手册上所列相应材料的许用压强（MPa），这里 p=2MPa；z摩擦面数

25、，共4 对 8 面；R1摩擦片的有效内径半径，R1=68mm；R2摩擦片的有效外径半径，R2=190mm；带入数据验算得35.595 10uTNmT，满足设计要求。1.7制动器轴向压紧力的计算按照确定的制动扭矩，计算所需轴向压紧力（弹簧总压紧力）为：NifDTBQp101822式中T设计时所确定的制动力矩，这里取静制动力矩，T=700Nm；安全系数，一般=1.2；f 摩擦片的材料选用粉末冶金材料，取其f=0.3；i 摩擦面对数，i=4；pD 摩擦片平均直径，170mm；1 3图 3 摩擦盘上的摩擦转矩本设计选用 12 个相同的弹簧,则每个弹簧的压紧力为/12849pQN由于该制动器为常闭型，通

26、常情况下利用弹簧压力进行制动，利用液压力进行卸荷，所需要的制动器为安全制动，所以要求制动可靠，开启乌摩擦，摩擦片上的比压不能超限，所以需要对制动器的弹簧制动力、摩擦片的开合的可靠性、及摩擦片工作时的实际比压进行计算。1.8摩擦片的制动可靠性计算有轴向压紧力计算可知，每个弹簧的压紧力为849N，为了安全起见，在计算可靠性时每个弹簧压紧力按1000N计算，共 l2 只弹簧，则弹簧的总压紧力为：12 100012000TpN系统背压0pMPa，作用在摩擦片上的轴向力应满足下式：2212()TfppRRQQ式中Qf摩擦阻力，一般在轴向压紧力的3%左右，Qf=0.03*12000=360N；D2摩擦片的

27、有效外径，D2=190mm；D1摩擦片的有效内径，D1=68mm；则：2212()TfppRRQ1 4=12000-0-360=11640N 大于 10182N，满足上式的要求，故弹簧力满足要求，当作用在摩擦片上时可以使摩擦片接触进行制动。1.9摩擦片开启的可靠性当制动器需要解除制动时，液压油通过油孔进入制动器，弹簧压缩，摩擦片松开。在此时应满足下式：2212()TfKpQpDDpK为制动器的开启压力，代入数据，计算可得：pK0.557MPa，即，当压力达到 0.557MPa时，摩擦片可充分松开，使马达运转，此压力即为制动器的开启压力。1.10摩擦片比压的设计当电机停转，制动器制动时，摩擦片所

28、受的实际比压为：2221()0.689bTppx RRMPa小于许用比压 2MPa，因此，本设计是合理的，可行的。1.11制动器主要零件的设计本节将对制动器的几个主要零部件进行结构设计计算，除特殊说明，设计零件的材料均为 45 号钢，其其抗拉极限强度为640MPa，屈服极限强度为355MPa。1.11.1缸体参数设计制动器缸体体是制动器中极为重要的支承和固定装置。制动器的缸体刚度如果不足，当制动器制动工作时，可能会使壳体产生较大变形，这样就会降低制动器的制动效率，严重时还可能造成壳体塑性变形，影响活塞运动或摩擦片的运动，造成制动失效或卡死。所以设计中要加强壳体的刚度设计。（1）缸体内径：根据载

29、荷的大小和选定的系统压力计算液压缸内径D为：mmpFD1.902101821013.11013.133其中：F为轴向压紧力，F=10182N 1 5 P为系统油压，P=1.6-2.0MP，这里取 P=1.6MP 根据实际尺寸需求，取缸体内径系列值为D=190mm 如 4 是缸体的结构图。图 4 缸体结构图1.11.2活塞参数设计活塞是制动器的重要执行零件，它既支撑压紧弹簧，又是直接专递弹簧的压紧力给摩擦片和摩擦盘，同时更是液压系统的最终执行元件，作用在活塞上面的液压压力最终转化抵消弹簧压紧力，实现电机工作时制动器解除制动，电机失电或液压系统异常压力降低时使制动器制动，最终实现安全制动的效果。有

30、已知的制动油压要求，制动油压为P=1.62.0MPa，选定制动油压 P=1.6MPa 计算活塞杆直径 d 查机械设计手册知/1Dd其中为速度比根据机械设计手册，在设计中，根据工作压力的大小选用速度比时，可参考下图表1 6工作压力/MP 1012.5-20 20 1.33 1.46-2 2 因为 p=1.6MP，故去速度比=1.33 故mmd9533.1/133.1190根据实际需求及尺寸取系列值d=136mm 液压缸有效面积 A 22221222.1382641361904mmDDA则NFNmmMPPAFc101826.221212.138266.12故设计符合载荷要求。计算壁厚对于液压系统或

31、当16P时，液压缸缸筒厚度一般按照薄壁筒计算，此时 2DPy为壁厚yP为实验压力(MP），当工作压力MPP16时，yP=1.5P。当工作压力MPP16时，yP=1.2P 本次设计中yP=1.5P=1.5 1.6=2.4MP:缸体材料许用应力（MP）对于：锻钢=100-120MP 铸钢=100-110MP 钢管=100-110MP 铸铁=60MP 所以mm25.2100219.04.2取=4mm 1 7多片式制动器分离时，各摩擦表面间隙并不均匀，但可以用平均间隙来衡量。由摩擦片计算章节确定的=1mm。故活塞有效行程行程f1=z=1.25=6mm。由缸体密封长度要求Lm=15mm，考虑安装时摩擦盘

32、与缸体距离取为1mm,可得活塞小端总长度 Lh=f1+Lm+1=6+15+1=22mm。另外，弹簧需要安装支承在活塞上，由弹簧的设计计算，弹簧的外径为 23.5mm,留一安装余量 1.5mm,则活塞上安装弹簧的盲孔直径Dm=25mm，盲孔深度应比弹簧最短工作高度小一些，取 Hm=60mm，为保证强度，盲孔底部距离活塞小端端面厚度应至少保持5mm,由于小端长度 22mm 已确定，故取大端长度Ld=60+5-22=43mm。活塞中心为安装轴及散热要求，暂设置直径 dz=68mm 的中心孔。12 只弹簧均布于活塞圆周方向，其均布圆周直径Dh=(dz+Dc2)/2=105mm，活塞大端直径为 Dc1=

33、190mm，选择中径为 190mm 的 O型圈,O 型圈密封槽结构设计参照O型圈手册或 O型圈国家标准。如下是活塞的结构图。图 1 活塞结构图1.11.3内键圈设计1 8由摩擦面数 z=8 可知，需要的摩擦片和摩擦盘数量总共为5zi,则总摩擦片厚度Lm=izB=36mm。又有平均间隙=1.2mm，内键圈总长度 Lnj=50+1.28=45.6mm。内键圈外径与缸体外径相同，Dnj=220mm。由摩擦片参数 D2=190mm,D1=86mm 及安装间隙要求以及散热要求综合考虑，参考重型工业机械设计常用标准GBT1144-87矩形花键尺寸系列，选择摩擦片外花键大径为Dwj=197.5mm，外花键小

34、径 dwj=190mm，键槽宽 Bwj=48mm，对应内键圈内花键大径为Dnj=197.5mm，外花键小径 dnj=190mm，键宽 Bnj=48mm，键数 nj=6尺寸公差参见（GB/T1144-2001）。1.11.4弹簧计算（1）弹簧丝直径计算由以上计算可知，弹簧最小预压紧力为Fmin=849N，为安全起见，设计工作负载为F=1000N。初选弹簧钢丝截面直径dt=5mm,材料为 D级碳素弹簧钢丝，其抗拉强度b=1570MPa。弹簧工作在压缩状态，其许用切应力=0.5 b=785MPa，切变模量 G=79000MPa。初选旋绕比 C=5；曲度系数 K=（4C-1）/(4C-4)+0.615

35、/C=1.31；单个弹簧最大工作载荷Fmax由最大液压压力下作用在活塞上的液压力确定：NSpF231012/12/01386.0200000012/maxmax式中，Pmax为最大液压压力选2.0MPa；S为活塞受油面积，S=13862mm2；由mmKCFd16.4785/531.123106.1/6.1max圆整取第二系列，所以选取d=4mm。（2）弹簧有效圈数工作行程 h=6mm 由活塞计算章节得出，最大变形量maxmaxmaxmin/()1250 6/(1250 849)18.7FhFFmm1 9弹簧有效工作圈数33maxmax/(8)790005.518.7/(8 12505)6.5n

36、GdFC取两端支撑圈 n2=2,总圈数 n1=n2+n=8.5，预选弹簧中径 D2=20mm,外径 D=D2+d=24mm,内径 D1=D2-d=16mm，节距mmndt6.65.8/7.184.4/1.1max，圆整为 7mm，轴向间距mmdt347，自由高度mmdtnH5.6545.15.875.10，螺旋升角4.6)20/(7arctan()/(arctan(Dt，弹簧极限变形量limmax1.2523.375mm，弹簧最小变形量minmaxminmax/18.7 849/125012.7FFmm，弹簧工作高度：mmHH8.527.125.65min01，mmHH8.467.185.65

37、max02，mmHH1.424.235.65lim03。1.11.5紧固连接螺栓计算制动器的缸体，内键圈以及前后盖都需要通过螺栓进行连接紧固，工作中的螺栓承受预紧力和工作拉力，最大工作拉力由弹簧最大工作压力可知：有傻鸟盗用我的毕业论文上传了，无奈了。NnFF27720122310max弹簧工作残余预紧力NFF443526.1max0螺栓总拉力NFFF720720max总相对刚度系数112()ccc=0.3 2 0螺栓所需预紧力NFccFF36036277203.044352cmax2110总.螺栓材料选择 45 号钢，8.8 级，其22800/,640/bsNmmNmm选用安全系数 S=2，许

38、用拉应力2320/sNmmS所需螺栓小径mm8.432016720723.14z3.141总Fd其中，z 为螺栓数量。查阅设计手册，选8dmm，其16.917dmm由螺栓拉伸强度校核条件：22max214 1.384/320/lcaFNmmNmmz d式中ca螺栓拉伸强度；d1螺栓小径；螺栓许用抗拉强度；z螺栓个数。满足强度要求。螺栓连接在缸体及内键圈的圆周方向，根据缸体和内键圈壁厚，螺栓孔的均布直径取 212mm。1.11.6前盖后盖设计干式多片液压制动器还包括前盖及后盖等零件。在这些零件的尺寸可以由上述已设计零件的尺寸及安装要求以及经验公式和数据得出。（1）前盖基本尺寸设计前盖的作用除了封

39、闭缸体，还需要有与电机或液压马达连接固定的部分参照现有的固定连接形式，与电机或马达结合面应有密封，故应在前盖端面设置一安装密封圈的密封沟槽，按照设计的尺寸，沟槽内径150mm，外径 160mm，深 3mm，其余沟槽结构参照O2 1型圈推荐沟槽结构设计。前盖整体形状设计成矩形，便于安装和固定，矩形外形尺寸为210mm 210mm，前盖中心为安置中心轴，设置一个直径88mm 的通孔。前盖应在直径192mm 的圆周上布置 16个螺栓安装通孔。前盖结合面端应设置凸台，凸台直径应与要配合的电机或马达相符，这里取直径140mm，高度为 5mm。（2）后盖基本尺寸设计后盖设计比前盖设计稍微复杂一点，要考虑到

40、活塞腔的排油排气，应设置相应的螺纹孔。另外，活塞上设计有传感器安装位置，泽有必要防止活塞的轴向转动，应设置相应的限制销钉，还要考虑传感器线缆的引出，故应在后盖上设计线缆等的布置孔道。后盖应在直径 192mm 的圆周上布置 16 个螺栓安装通孔。为保障强度和上述各结构，后盖基本厚度设置为21mm。另外，为使安装方便和固定，后盖与缸体结合面端还应设置与缸体内径相符的凸台，按照通常经验，凸台高设置为 5mm。1.12设计中其他标准件的选取在液压与气压传动系统及其元件中，安置密封装置和密封元件的作用，在于防止工作介质的泄漏及外界尘埃和异物的侵入。设置于密封装置中、起密封作用的元件称为密封件。液压与气压

41、传动的工作介质，在系统及元件的容腔内流动或暂存时，由于压力、间歇、粘度等因素的变化，而导致少量工作介质越过容腔边界，由高压腔向低压腔或外界流出，这种“越界流出”现象称为泄漏。泄漏分为内泄漏和外泄漏两类。内泄漏指在系统或元件内部工作介质由高压腔向低压腔的泄漏；外泄漏则是由系统或元件内部向外界的泄漏。单位时间内泄漏的工作介质的体积称为泄漏量。对于气压传动系统，由于其工作介质为压缩空气且工作压力不高，因此气体的泄漏问题往往得不到应有的重视。其实，气压传动系统中的泄漏同样会造成系统压力下降，能耗加大，动作紊乱，或造成真空系统中的负压建立不起来；气缸进气口的泄漏将造成气缸低速运行的爬行，等等。为了防止泄

42、漏，密封的作用是不可替代的，所以在一个液压零件中，密封是相当重要的，在本次液压制动器的设计中，根据查阅的相关资料，以及零件结构和外形。将密封的形式选为 O型密封，因为 O型密封圈简单，整体式沟槽设计减少了零件与设计成本。设计紧凑，零件尺寸小。容易安装，在安装中不容易出现错误。而且适用于多种密封场2 2合：动密封、静密封、单作用或双作用。O型密封的尺寸已经标准化，所以选择O型密封圈在维护与修理时十分方便。O型密封圈的选择缸体上的密封圈，其为受内部压力的密封，根据GB/T 3452.3-2005,依据计算，所需要的密封圈内径为136mm，2d为 O型圈截面直径，1d 为 O型圈内径，7d 为 O型

43、圈外径其尺寸为：2d1d7db 1r2r 7 136 146 7.1 0.4 0.2 活塞上的 O型圈，为受外部压力的轴向密封圈，查机械设计手册，其尺寸为：2d1d7db 1r2r7 181 190 7.1 0.4 0.2 前盖密封圈，为受外部压力的轴向密封圈，查机械设计手册，其尺寸为：1.13设计中公差与配合的选取原则公差的选用原则标准公差的选用原则是在满足功能和技术要求的前提下尽量选择公差等级较低的公差。选择时还要考虑工艺等价性即（公差精度要求较高时采用孔的公差等级比相配合的2d1d7db 1r2r5 150 160 5 0.2 0.1 2 3轴低一级的配合，公差精度要求较低时可采用同级配

44、合），配合性质要求，配合的主次表面，及采用的加工工艺等诸多方面因素。基准制的选择基孔制：中等尺寸精度较高的孔的加工和检验，常采用钻头、铰刀、量规等定值刀具和量具，孔的公差带位置固定，可减少刀具、量具的规格，有利于生产和降低成本。故一般情况下应优先选用基孔制。基轴制：在下列情况下采用基轴制较为经济合理：采用冷拨光轴，一般IT8 级左右已满足农业机械、纺织机械中某些轴类零件的精度要求，光轴可不再进行加工，因此采用基轴制减少加工较为经济合理，对于细小直径的轴尤为明显。与标准件配合时，基准制的选择要依据标准件而定，如滚动轴承外圈与壳体孔的配合应采用基轴制。基些结构上的需要,要求采用基轴制,如图示,柴油

45、机活塞销同时与连孔和支承孔相配合,连杆要转动,故采用间隙配合,而与支承孔配合可紧些,采用过渡配合.如采用基孔制,则如图示,活塞销需做成中间小、两头大形状，这不仅对加工不利，同时装配也有困难，易拉毛连杆孔。改用基轴制如图示，活塞销可尺寸不变，而连杆孔、支承孔分别按不同要求加工，较为经济合理且便于安装。任意孔、轴公差带组成的配合：如原需采用 50 G7/h6（+0.034/+0.009）/(0/-0.016)，为间隙配合，Xmax=ES-ei=+0.050,Xmin=EI-es=+0.009。现无法实现，则可改选50 F7/k6（+0.050/+0.025）/(+0.018/+0.002),Xma

46、x=+0.048,Xmin=+0.007，使保持近似的配合。配合的选择配合共分三大类，即过盈、过渡和间隙配合。过盈配合具有一定的过盈量，主要用于结合件间无相对运动不可拆卸联接。当过盈量较小时，只作精确定心用，如需传递力矩，需加键、销等坚固件。过盈量较大时，可直接用于传递力矩。过渡配合可能具有间隙，也可能具有过盈，但无论间隙或过盈，量均较小，主要用于精确定心，结合件间无相对运动、可拆卸的静联接。要传递力矩时，需加键、销等坚固件。间隙配合具有一定的间隙量，间隙量较小时主要用于精确定心又便于拆卸的静联接，或结合件间只有缓慢移动或转动的动联接。如需传递力矩，需加键销等紧固件。间2 4隙量较大时主要用于

47、结合件间有转动、移动或复合运动的动联接。1.14本章小结本章对摩擦片材料进行了必要的介绍和分析并对其按照工矿进行了选型，对制动器的组成进行了叙述，进行了必要的分析，对摩擦片的各种重要相关参数进行了计算设计，并对制动器各个零件外形参数进行了设计，同时对于密封、公差配合的选择进行了说明。2 5制动器液压系统1.15液压系统介绍液压传动是以液体作为工作介质来传递动力的。液压传动用液体的压力能来传递动力。一个完整的液压系统由五个部分组成，即能源装置、执行装置、控制调节装置、辅助装置、液体。液压由于其传动力量大，易于传递及配置，在工业、民用行业应用广泛。与机械传动、电气传动相比，液压传动具有以下优点：（

48、1）液压传动的各种元件，可以根据需要方便、灵活地来布置。（2）重量轻、体积小、运动惯性小、反应速度快。（3）操纵控制方便，可实现大范围的无级调速（调速范围达2000：1）。4）可自动实现过载保护。5）一般采用矿物油作为工作介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长。（6）很容易实现直线运动。（7）很容易实现机器的自动化，当采用电液联合控制后，不仅可实现更高程度的自动控制过程，而且可以实现遥控。1.16液压系统的发展液压传动和气压传动称为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，1795 年英国约瑟夫.布拉曼（Joseph Braman,1749-1814）

49、，在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油，又进一步得到改善。第一次世界大战(1914-1918）后液压传动广泛应用，特别是1920年以后，发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的 20 年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯(F.Vikers）发明了压力平衡式叶片泵，为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁.尼斯克（GoConstantimsco）对能量波动传递所进行的理论及实际研究；1910年对液力传动（液力联轴节、液力变矩器等）方面的贡献，使这两方面领域得

50、到了发展。第二次世界大战(1941-1945）期间,在美国机床中有 30%应用了液压传动。应该指出，日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后，日本迅速发展液压传动，1956 年成立了“液压工业会”。近 2030 年间，日本液压传动发展之快，居世2 6界领先地位。液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等；船舶用的甲板起