一种自卸车制动器的设计方法与流程

本发明涉及一种自卸车制动器的设计方法。
背景技术：
目前针对自卸车整车的制动器的选择一般都是参照经验设计，没有一个理论的计算选择的方法，这样当使用条件有变化时，不能很好的适应。技术实现要素：本发明要解决的技术问题是提供一种可以通过理论计算而满足实际使用需求的自卸车制动器的设计方法。为了解决上述技术问题，本发明包括以下步骤：s1、确定自卸车在空载工况下和满载工况下的计算参数；s2、计算自卸车整车所需制动力：a1、计算某坡度值所需行车制动力：确定理论情况下自卸车的制动距离：式中vmax为车辆运行速度，α为以百分数表示的坡度；确定实际情况下自卸车的制动距离：式中t'为消除间隙时间，t"为压力上升时间，amin为最小制动减速度；确定安全的制动距离：式中t为制动时间；自卸车整车所需的行车制动力需要满足：fz≥g·a+g·g·sinθ，式中g为等效质量，a为自卸车制动减速度，θ为道路坡度；从而得到自卸车整车制动最小制动力：满载时的制动力fzm，空载时的制动力fzk；通过自卸车的轴荷比计算以及单个制动器需要提供制动力计算来得出地面附着力，并将满载及空载条件下地面附着力与制动器提供的制动力进行比较；a2、制动器行车制动能力校核：确定制动器的参数；然后对制动器在初始条件下、极限磨损条件下的制动能力进行校核；a3、制动器驻车制动能力校核：对制动器在初始条件下、极限磨损条件下的制动能力进行校核；a4、制动器的制动系统压力校核；s3、确定自卸车制动器的结构，根据校核出的制动器的制动能力参数对制动器的各部件进行挑选，并对制动器的制动盘温度场和摩擦片寿命进行计算分析。作为本发明的进一步改进，在步骤s2的a1中，自卸车的轴荷比计算包括：因为自卸车的后边两根车轴距离很近，因此可以将三根车轴简化为两根车轴，自卸车前车轴的负荷：自卸车前车轴的负荷：式中，m为车辆质量，l为车辆轴距；l1为车辆重心离前桥距离；l2为车辆重心离后桥距离；h为车辆重心高度；g为重力加速度；a为车辆制动减速度；θ为道路坡度；单个制动器制动力包括满载前桥单个制动器需要提供制动力fmq、满载后桥单个制动器需要提供制动力fmh、空载前桥单个制动器需要提供制动力fkq、空载后桥单个制动器需要提供制动力fkh；地面附着力计算包括：前桥地面附着力：后桥地面附着力：空载前桥地面附着力：空载后桥地面附着力：作为本发明的进一步改进，在步骤s2的a2中，制动器提供最大制动扭矩：tmax＝ft·rv·μ·n·η；式中：ft为制动器正压力；rv为摩擦片作用半径；μ为摩擦片摩擦系数；n为双面制动；η为制动器效率；自卸车整车制动器所能提供的最大制动力为：fmax＝tmax·i/re；式中：i为自卸车轮边减速器传动比；re为车轮静力半径。作为本发明的进一步改进，在步骤s2的a4中，制动缓解所需的系统压力不应低于第一次制动操作时测得压力的70％。作为本发明的进一步改进，在步骤s3中，自卸车制动器包括制动器盖、活塞缸、弹簧件、制动盘、进油通道、摩擦片、放气口和进油口；制动器摩擦片寿命计算：根据自卸车制动所需要的能量算出磨耗的摩擦片的体积，根据摩擦片摩擦面积得出两片摩擦片总的磨耗厚度，得出磨耗次数，从而得出摩擦片寿命，从而得出计算摩擦片更换周期；制动盘温度场计算：建立制动盘的三维模型，制动盘面的热流密度的计算公式为：式中，q(t)为t时刻加载于制动盘面的热流密度；m为轴重；a为制动加速度；n为摩擦面数；r和r分别为闸片与盘面摩擦的环形区域的外径和内径；η为车体动能转化为热能的效率；制动盘的对流换热系数的计算公式为：式中，pr为普朗特数；λα为空气导热系数；l为壁面长度；u∞为空气流动速度m/s；v为空气得运动粘度；通过对制动盘进行模拟仿真，对于数据读取的关键节点分别选定摩擦环中部、摩擦环边缘以及花键根部，检测整个过程中三点的温度、热应力；模拟自卸车在满载状态、平直道条件下，以运行速度45km/h的连续3次紧急制动，根据所给条件计算制动盘的热流密度以及热交换系数值，并进行相应的求解设置，对自卸车制动盘盘体进行热-机械耦合仿真分析。附图说明下面结合附图和具体实施方式来对本发明做进一步详细的说明。图1为本发明的自卸车制动器的结构图。具体实施方式本发明包括以下步骤：s1、确定自卸车在空载工况下和满载工况下的计算参数，自卸车的性能参数如表1：s2、计算自卸车整车所需制动力：a1、计算某坡度值所需行车制动力：参照《iso3450:2011》标准行车制动性能需要符合6.5.5以及6.5.5中参照的5.3条例，以及《gb/t21152-2007》7.7.2.1条例所规定的制动距离要求：对于大于32吨的自卸车需要在8％-10％的坡道上进行制动，计算选取10％的坡度；确定理论情况下自卸车的制动距离：式中vmax为车辆运行速度，α为以百分数表示的坡度；确定实际情况下自卸车的制动距离：式中t'为消除间隙时间，t"为压力上升时间，amin为最小制动减速度；因此当t'＝0.1s；t"＝0.2s，最小制动减速度：考虑摩擦片与制动盘间隙、液压油压力上升时间等因素，为保证安全的制动距离，取制动减速度a＝2m/s2；制动时间取：t＝7s(包括机械及人员反映时间)；整车所需的行车制动力需要满足：fz≥g·a+g·g·sinα，式中g为等效质量，a为自卸车制动减速度，θ为道路坡度；代入满载、空载重量，同时算上5％的惯量增量，整车行车制动最小制动力为：满载：fzm＝312kn；空载：fzk＝130kn；自卸车的轴荷比计算包括：因为自卸车的后边两根车轴距离很近，因此可以将三根车轴简化为两根车轴，自卸车前车轴的负荷：自卸车前车轴的负荷：式中，m为车辆质量，l为车辆轴距；l1为车辆重心离前桥距离；l2为车辆重心离后桥距离；h为车辆重心高度；g为重力加速度；a为车辆制动减速度；θ为道路坡度；在10％的下坡度上满载轴荷比为：f1:f2＝0.48:1；单个制动器需要提供制动力计算满载制动力计算：满载前桥单个制动器需要提供制动力为：fmq＝fzm·0.48/1.48/2＝50.6kn；满载后桥单个制动器需要提供制动力为：fmh＝fzm/1.48/4＝52kn；空载制动力计算：空载前桥单个制动器需要提供制动力为：fkq＝fzk·0.48/1.48/2＝21kn；空载后桥单个制动器需要提供制动力为：fkh＝fzk/1.48/4＝22kn；地面附着力计算：前桥地面附着力：后桥地面附着力：空载前桥地面附着力：空载后桥地面附着力：满载及空载条件下地面附着力皆大于制动器提供的制动力，不会出现滑行。a2、制动器行车制动能力校核；制动器的相关参数如表2：下面对制动器行车制动能力进行校核：初始状态上制动器行车制动能力校核制动器能提供最大制动扭矩(取效能系数η＝0.9)：tmax＝ft·rv·μ·n·η＝53·(125-82-4)·18·0.172·0.3·2·0.9＝3456n·m；式中：ft为制动器正压力；rv为摩擦片作用半径；μ为摩擦片摩擦系数；n为双面制动；η为制动器效率；转化到整车制动器所能提供的最大制动力为：fmax＝tmax·i/re＝1.09·105n·m；制动器可满足制动力要求。为使制动器得到所需要的制动力，需要使用液压油来克服部分制动器弹簧提供的制动力，防止弹簧提供的制动力全部加在制动盘上，防止车轮抱死，车辆打滑。按照表2计算可得单个制动器所需要提供的制动力为：满载条件下：前桥单个制动器fmq＝50600n；后桥单个制动器fmh＝52000n；空载条件下：前桥单个制动器fkq＝21000n；后桥单个制动器fkh＝22000n；因为：tzq＝fmq/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·ηtzh＝fmh/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η式中，s为制动器油缸的活塞面积，所以此时制动系统中制动油缸的压力为：满载系统压力为：pmq＝1.63mpa；pmh＝1.59mpa；空载系统压力为：pkq＝2.51mpa；pkq＝2.48mpa；前桥单个制动器fmq＝50600n；后桥单个制动器fmh＝52000n；空载条件下：前桥单个制动器fkq＝21000n；后桥单个制动器fkh＝22000n；因为：tzq＝fmq/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η；tzh＝fmh/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η；式中，s为制动器油缸的活塞面积；所以此时制动系统中制动油缸的压力为：满载系统压力为：pmq＝1.63mpa；pmh＝1.59mpa空载系统压力为：pkq＝2.51mpa；pkq＝2.48mpa；因此初始状态下前后轮制动计算数据如表3：从表3中可以看出，制动器所需的地面制动力均小于地面附着力不会出现滑行。在初始条件下制动距离校核：如果将全部制动器提供的制动力作用在车辆上，按照牛顿第二定律，可得：在六轮制动工况下，fz满＝1.09×105×6＝6.54×105(n)；g同样为等效质量，为车辆质量与等效转动质量之和，g＝101600×1.05＝106680kg。因为fz≥g·a+g·g·sinθ所以其制动减速度为：a＝5.16m/s2。则满载工况下，六轮制动距离在只有后桥四个车轮制动时，fz满＝1.09×105×4＝4.36×105(n)；所以其制动减速度为：a＝3.11m/s2。则满载工况下，四轮制动距离空车时由于制动器可提供的制动力大于地面附着力，因此空载制动距离按最小地面附着力计算：无论四轮制动还是六轮制动地面附着力保持不变，六轮制动：fz空＝0.46×105×6＝2.76×105(n)；所以其制动减速度为：a＝5.34m/s2。则空载工况下，制动距离四轮制动：fz空＝0.48×105×4＝2.76×105(n)所以其制动减速度为：a＝3.42m/s2。则空载工况下，制动距离经过对空载及满载制动距离的校核，可以得知其距离均小于iso3450所规定的最大制动距离，因此制动器的制动性能是可靠的。磨耗到限制动器行车制动能力校核：制动器能提供最大制动扭矩(取效能系数η＝0.9)：tmax＝ft·rv·μ·n·η＝53·(125-82-4-9)·18·0.172·0.3·2·0.9＝2658n·m；式中：ft为制动器正压力；rv为摩擦片作用半径，0.172mm；μ为摩擦片摩擦系数，μ取0.3；n为双面制动，n取2；η为制动器效率，取0.9。转化到整车制动器所能提供的最大制动力为：fmax＝tmax·i/re＝8.37·104n·m式中：tmax为制动器提供的最大制动力矩；i为轮边减速器传动比，取i＝28.647；re为车轮静力半径r0，取0.910m。实际制动器需要提供制动力如表3所示计算值，因此制动器可满足制动力要求。为使制动器得到所需要的制动力，需要使用液压油来克服部分制动器弹簧提供的制动力，防止弹簧提供的制动力全部加在制动盘上，防止车轮抱死，车辆打滑。按照表3计算可得单个制动器所需要提供的制动力为：满载条件下：前桥单个制动器fmq＝50600n；后桥单个制动器fmh＝52000n；空载条件下：前桥单个制动器fkq＝21000n；后桥单个制动器fkh＝22000n；依据制动力矩平衡，可得：tzq＝fmq/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·ηtzh＝fmh/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η式中，s为制动器油缸的活塞面积，s＝3.14(4002-3802)/4＝12246mm2所以此时制动系统中制动油缸的压力为：满载系统油压：pmq＝0.92mpa；pmh＝0.88mpa；空载系统油压：pkq＝1.78mpa；pkh＝1.81mpa；因此，磨耗到限条件下的制动计算结果见表4，表4为磨耗到限条件下前后轮制动计算数据。从表4中可以看出，制动器所需的制动力均小于地面附着力不会出现滑行。磨耗到限工况下制动距离校核：摩擦片磨耗到限时，如果将全部制动器提供的制动力作用在车辆上，按照牛顿第二定律，可得：在六轮制动工况下，fz满＝8.37×104×6＝5.02×105(n)g同样为等效质量，为车辆质量与等效转动质量之和，g＝101600×1.05＝106680kg。因为fz≥g·a+g·g·sinθ；所以其制动减速度为：a＝3.73m/s2。则满载工况下，6轮制动距离在只有后桥4个车轮制动时，fz满＝8.37×104×4＝3.35×105；所以其制动减速度为：a＝2.16m/s2。则满载工况下，4轮制动距离空车制动距离：磨耗后地面附着力小于弹簧制动力，制动距离与磨耗前相等。则空载工况下，制动距离经过对空载及满载制动距离的校核，可以得知其距离均小于iso3450所规定的最大制动距离，因此制动器制动性能是可靠的。a3、制动器驻车制动能力校核：对制动器在初始条件下、极限磨损条件下的制动能力进行校核；驻车制动所需制动力计算按照iso3450驻车制动性能第6.4.2条：制动器要能够使车辆停驻在20％的坡道上；按照总体设计要求整车需要在35％坡度实现后桥四轮制动，45％坡度上实现六轮制动。因此，需对后面两种工况进行校核。35％坡度四轮制动所需制动力：计算轴荷比：由于中、后桥距离很近，因此可以将三轴车简化为两根轴。坡度角度θ＝arctan(0.35)＝19.29°；轴荷比为：0.52:1；整车所需制动力为：45％坡度六轮制动所需制动力：计算轴荷比：由于中、后桥距离很近，因此可以将三轴车简化为两根轴。坡度角度θ＝arctan(0.45)＝24.2277°；轴荷比为：0.62:1；整车所需制动力为：满载前桥单个制动器需要提供制动力为：满载后桥单个制动器需要提供制动力为：地面附着力计算：取地面附着系数为0.7；35％坡度：仅靠四轮制动，因此地面能提供给制动器最大的制动力为：45％坡度：地面能提供给制动器最大的制动力为：前桥制动器：后桥制动器：制动器驻车制动能力校核：制动器相关参数见表2，下面对制动器驻车制动能力进行校核：【35％坡度上】初始条件下制动器驻车制动能力校核：实际制动器需要提供制动力如3.2.1所计算值：因此制动器所需地面制动力为(取效能系数η＝0.9)：fu＝82300n；因为：tzq＝fu/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η；所以系统压力：p＝0.74mpa；因此，初始条件下的制动计算数据见表535％坡度上仅后轮制动地面附着力(n)1.09×105制动器可提供的制动力(n)1.09×105制动所需的地面制动力(n)8.23×104制动系统压力(mpa)0.74【35％坡度上】磨耗到限制动器驻车制动能力校核：实际制动器需要提供制动力如3.2.1所计算值：因此制动器所需地面制动力为(取效能系数η＝0.9)：fu＝82300n；因为：tzq＝fu/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η；所以系统压力：p＝0.04mpa(此时系统压力基本降为0)；因此，磨耗到限条件下的制动计算数据见表635％坡度上仅后轮制动地面附着力(n)1.09×105制动器可提供的制动力(n)8.37×104制动所需的地面制动力(n)8.23×104制动系统压力(mpa)0.04【45％坡度上】初始条件下制动器驻车制动能力校核：因此制动器所需地面制动力为：满载前桥单个制动器需要提供制动力为：fmq＝78.3kn；满载后桥单个制动器需要提供制动力为：fmh＝63.12kn；因为：tzq＝fmq/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η；tzq＝fmh/i·re＝(ft-phs)·rv·μ·n·η；所以系统压力：pq＝0.85mpa；ph＝1.28mpa；因此，初始条件下的制动计算数据见表7【45％坡度上】磨耗到限制动器驻车制动能力校核：因此制动器所需地面制动力为：满载前桥单个制动器需要提供制动力为：fmq＝78.3kn；满载后桥单个制动器需要提供制动力为：fmh＝63.12kn；因为：tzq＝fmq/i·re＝(ft-pqs)·rv·μ·n·η；tzq＝fmh/i·re＝(ft-phs)·rv·μ·n·η；所以系统压力：pq＝0.15mpa；ph＝0.57mpa因此，磨耗到限条件下的制动计算数据见表8a4、制动系统压力校核：系统压力：下面对制动缓解所需的系统压力进行计算。按照iso3450，能够供给的压力不应低于第一次制动操作时测得压力的70％。即制动系统压力不超过12×0.7＝8.4mpa。活塞缸面积为：行车时系统压力不低于：以此压力设定蓄能器充气压力，参见制动蓄能器计算，即可满足《gb/t21152-2007土方机械轮胎式机器制动系统的性能要求和试验方法》中7.3条款：要求在切断能源且机器停车的情况下，行车制动系统储能器在供给行车制动器进行全制动5次后，所剩余的能量，还应满足辅助制动系统的要求。s3：如图1，自卸车制动器包括制动器盖1、活塞缸、弹簧件、制动盘2、进油通道、摩擦片3、放气口4和进油口5；制动器相关材料选择表各零部件设计密封：采用德国油控公司轴孔通用u型密封圈(t11-380-pu)，此种密封圈在轻轨包括35吨矿车中有很好的实际应用效果。摩擦片：摩擦片采用铜基粉末冶金摩擦材料，摩擦块采用分体式烧结在钢背上，钢背采用65mn。此种结构在钢厂安全离合器、35吨矿车制动器有着很好的实际应用效果。弹簧：弹簧采用60si2mn的材料，为了防止新造及磨耗到限时弹簧力变化较大，采用较小的刚度和较大的压缩长度。满足磨耗到限时制动器制动扭矩满足使用要求，同时新造制动器制动扭矩与地面能提供的制动力接近。导向耐磨环：防止活塞在重力的影响下或者受力不均产生偏摩现象，增加了导向耐磨环，起导向和承载活塞的作用，保证活塞运动通畅。制动器摩擦片寿命计算：根据自卸车制动所需要的能量算出磨耗的摩擦片的体积，根据摩擦片摩擦面积得出两片摩擦片总的磨耗厚度，得出磨耗次数，从而得出摩擦片寿命，从而得出计算摩擦片更换周期；制动盘温度场计算：建立制动盘的三维模型，制动盘面的热流密度的计算公式为：式中，q(t)为t时刻加载于制动盘面的热流密度；m为轴重；a为制动加速度；n为摩擦面数；r和r分别为闸片与盘面摩擦的环形区域的外径和内径；η为车体动能转化为热能的效率；制动盘的对流换热系数的计算公式为：式中，pr为普朗特数；λα为空气导热系数；l为壁面长度；u∞为空气流动速度m/s；v为空气得运动粘度；通过对制动盘进行模拟仿真，对于数据读取的关键节点分别选定摩擦环中部、摩擦环边缘以及花键根部，检测整个过程中三点的温度、热应力；模拟自卸车在满载状态、平直道条件下，以运行速度45km/h的连续3次紧急制动，根据所给条件计算制动盘的热流密度以及热交换系数值，并进行相应的求解设置，对自卸车制动盘盘体进行热-机械耦合仿真分析。当前第1页12