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工業(yè)制動器襯片摩擦特性測試
摘要
在目前的研究中一個新的制動設置了測試鼓制動器摩擦襯片工業(yè)制動器與滾筒直徑為30。在安裝程序進行的測試，制動經(jīng)過一系列的循環(huán)中，鼓是從服務速度降低到停滯放緩。在每個周期的相同數(shù)量的能量耗散一個現(xiàn)實的安全停止。這是通過添加在安裝飛輪使系統(tǒng)的動能在服務速度相匹配的吊裝系統(tǒng)消耗緊急停止時獲得的能量。兩種不同的制動李寧材料進行了表征。這兩種材料進行兩個系列的試驗研究在多個周期系數(shù)摩擦力的變化。據(jù)觀察，對襯片摩擦系數(shù)是依賴于鼓度。隨著鼓溫度的升高第一材料的摩擦系數(shù)降低，后者則有相反的行為。
關鍵詞：鼓式制動器，摩擦，測試，摩擦系數(shù)，溫度介紹簡介應用彈簧，電釋放鼓式制動器在工業(yè)環(huán)境中使用，如鋼米爾斯，控制起重機以及起重機的起重設備的運動。這種起重機通常由電動機提供動力，但盡管提升機電動機通常是為了產(chǎn)生更大的扭矩，減小輸出速度提升升降重物的一個可接受的水平，但它仍然可能是由電機升降過程中的電氣故障的情況下一個沉重的驅動對象。這種危險的情況被稱為塊下降。停止電機在塊下降，案例應用彈簧，電釋放鼓式制動器使用。這些制動器包含重型彈簧推動制動蹄對與電機或傳動輸出軸旋轉的鼓?？s回彈簧，內置電磁已被供電。電磁閥一般是連接在電機的電路，當電源輸給電動機，電磁閥也失去權力，允許彈簧將制動蹄對鼓，從而防止電動機轉動自如。當塊出現(xiàn)下降，鼓式制動器是封閉的，停止起升載荷下降并保持在它的高度。但在試圖解決起重機的電氣電路的故障，它是將負載安全上重要的。正常的程序是使用手動控制備份電路一會兒打開制動。防止過快的下降速度，剎車片刻后關閉再次，停止加載。這些行動是重復幾次，直到負載降低完全。在這個過程中，制動鼓材料分別考驗，因為總負荷必須放慢多次在沒有起重設備的牽引的幫助。
制動鼓的制動力不僅取決于由彈簧施加的力，而且所使用的材料在制動蹄與制動鼓之間的摩擦特性決定的。在使用過程中的摩擦材料的行為是因為缺乏可導致制動摩擦滑移由于沉重的負荷。然而，摩擦系數(shù)（COF）太高會使?jié)L筒軸和可引起高鼓的溫度和在滾筒可導致裂縫在鼓面甚至鼓斷裂高動態(tài)負載。如今，摩擦材料的使用范圍很廣，但是已知的從張和王這些材料的行為是高度依賴于它們的組合物和使用條件。通過對小樣本進行了一系列的測試，他們發(fā)現(xiàn)的摩擦性能和耐磨性的材料相同的材料在改變負載，滑動速度，和溫度。在另一篇研究表明也鼓材料C一對制動摩擦學性能的影響由于在特定的熱容量和熱導率的變化。因此，當新的制動材料的開發(fā)，仍有必要進行實驗測試來表征在與滾筒的材料組合的李寧的材料。除此之外，它是已知的，壓力分布是不均勻的傳播由于鼓和制動蹄和動態(tài)效果的幾何偏差在制動表面。這意味著，對摩擦材料不能用于對全制動性能做出可靠的預測，小規(guī)模的試驗結果外推。因此，在大多數(shù)情況下的全面測試，得到的制動性能準確的信息的唯一選擇。
全面的測試設置
鼓式制動器的設置原則
在以往的研究中，建立了量化的摩擦行為在連續(xù)制動。在這種情況下，局部摩擦強度的假想摩擦段改變制動過程。這一過程稱為熱不穩(wěn)定原因，超過臨界速度，在摩擦諧波變化的穩(wěn)態(tài)制度?？梢酝ㄟ^有限元分析，準確的預測。然而，在的情況下，塊下降和程序安全地降低負載后，短暫的政權是感興趣的區(qū)域，因為沒有達到穩(wěn)態(tài)政權。為此，一個新的安裝程序是用來模擬一個更好的方法塊下降現(xiàn)狀。
在新安裝的制動器進行了一系列的周期中，鼓是從服務速度慢下來休息。當然有一個現(xiàn)實的情況，應該有同等數(shù)量的能源消耗在一個周期為一個真正的安全停止。要獲得此，慣性系統(tǒng)的質量矩是這樣一種方式，在服務速度系統(tǒng)的動能將匹配的最大的能量被消耗在緊急情況下選擇。
在下面的文章中，首先，測試設置的詳細信息一起提交獲得摩擦系數(shù)計算方法。以后的兩種不同的制動李寧材料試驗數(shù)據(jù)將被討論。
測試設置的描述
正面設置的剖視圖示意圖顯示在圖1和2?？偟挠^點是建立在fig.3.the設置了包括應用和電氣安全制動釋放M 30型彈簧，其鼓（1）是由一個直流復合驅動（在100千瓦5000 rpm）電機（17）。制動力由彈簧施加（4）推動制動蹄對鼓（2）。李寧不同摩擦材料（3）可以被安裝在制動蹄在剎車試驗他們的行為。制動壓力可以通過螺栓調節(jié)彈簧壓縮（5）和可變化之間的0和16.6 N / cm2.the后者對應于最大制動力矩約10 kNm一COF之間的鼓和摩擦0.6.to李寧打開制動電磁閥（6）供電牽引部分（7）的左側和壓縮彈簧。
圖1原理前視圖的鼓式制動器設置
圖2示意剖面視圖的鼓式制動器設置
為了獲得一個系統(tǒng)，包含足夠的動能來模擬真實的塊的下降情況，驅動輪（8）是用來增加系統(tǒng)的慣性。鼓（1）和驅動輪（8）是由主軸進行（10）。驅動輪連接主軸使用兩個鎖緊組件（9）。主軸是由兩個自調心球軸承支承（11）是由一個彈性爪型聯(lián)軸器連接到直流電動機（12）。
滾筒和驅動輪具有相同的直徑30或760毫米。對不同的設置，旋轉部件在表1中給出的慣性矩。滾筒，驅動輪，與主軸貢獻最大的系統(tǒng)的慣性矩的部分。由于顎耦合，直流電動機的轉子旋轉和6公斤?M2慣性安裝其他旋轉部件必須加以考慮。這給設置一個總內TIA 95.1公斤?平方米在422 kJ的總動能在900轉的服務速度的時刻。因為總制動蹄的面積是0.28平方米，在每個制動周期的平均能量密度大約是1500 kJ / m2.in以前的研究severin5制動與25鼓散熱168 kJ在每個制動周期從900轉的服務速度開始被使用，提供約1100 kJ / m2.hence本研究建立的能量密度是可以申請一個更高的能量密度為材料，從相同的服務速度出發(fā)。
在制動周期，滾筒和驅動輪提出服務速度，而剎車是開放的。一旦達到900 rpm的速度，電機的功率開關合閘。當最后鼓來休息，制動打開再次和周期重復的。
在測試過程中，轉速的測量采用全站儀安裝在電動機和滾筒的表面溫度持續(xù)使用sp我- TEC 2005d紅外傳感器測量（見（18）圖）?？刂葡到y(tǒng)的所有信號的測量，通過計算機進行與德克薩斯儀器bnc-2110數(shù)據(jù)采集卡和LabVIEW編程。速度，表面溫度和負荷傳感器的力被記錄在五個樣本的頻率/二。
為了制動轉矩測量，制動器是安裝在兩個傾斜的表面（13）和（14），可以看出在fig.1.these兩支撐在支撐面垂直于兩個建筑線A和B的鼓在逆時針方向旋轉的方式制作，在支持反應力（14）可以是負的。針對這種力的部分（15）存在時，其接觸面平行于接觸表面（14）。一個傳感器（16）與一個容量為20 kN安裝500毫米的滾筒旋轉的中心在制動過程中制動。將嘗試與滾筒轉動。傳感器將防止這種情況發(fā)生，將應用一個力FL（N）。由于傳感器是剛性的，實際的旋轉是非常小的剎車在傾斜的表面的位置（13）不會發(fā)生明顯變化。因此，在支撐反作用力在連接線A和B在fig.1.this對齊方式的反應力向量通過中心E的滾筒的旋轉和反力，不利于在力矩平衡這一點。計算摩擦系數(shù)的摩擦系數(shù)可從所施加的制動力矩MB計算，這可以從測得的傳感器FL表達在鼓的中心的力矩平衡力的計算（圖1）：
MB = FL?0.500°FG?E（NM）（1）
（N）的FG制動重力和E（M）的質量中心到滾筒的旋轉中心的偏心。制動器的引力常數(shù)，因為制動器的實際轉動很小，偏心率可以也被認為是恒定的。當制動是開放的，沒有施加制動力矩，但因其制動質量偏心，還有應用于傳感器的力。在這種情況下（MB = 0）公式1成
在佛羅里達州是一個測量值。通過這種方式為3136 nm的FG?E值被發(fā)現(xiàn)約1噸。隨著制動的質量，得到一個估計的偏心距0.31米。在計算產(chǎn)品的成品?E用。偏心率的估計值是只提到一個例子。
從制動力矩計算公式1，MB，COFμ可以在下面的部分解釋計算。如圖如圖4所示，制動壓力P（n／m2）乘以系數(shù)，在制動蹄表面綜合等于制動力矩MB：
從兩個制動鞋是現(xiàn)在式結果因子2可以簡化方程3。
因此，B制動蹄的寬度（0.300米），R制動鼓的半徑（0.380米），P平均制動壓力測試中（8.1 N /平方厘米= 8.1?104 N/m2）和α一制動蹄角的一半35°或0.611 RAD）。與上述數(shù)值方程成為一個制動循環(huán)過程在每個循環(huán)制動，滾筒和驅動輪被帶到900轉。這花了大約90秒。一旦鼓是在所要求的速度，數(shù)據(jù)采集開始2秒后制動器關閉。滾筒停兩秒鐘后，數(shù)據(jù)采集中斷和中斷后再次打開，循環(huán)重新開始。為了控制數(shù)據(jù)流和避免過量的數(shù)據(jù)記錄，數(shù)據(jù)記錄被中斷時，鼓了服務速度。均鼓溫度為摩擦襯片幾乎是一樣的。此外，它可以從圖6，COF顯示隨溫度略有增加觀察：COF開始在一個值為36的平均鼓溫度0.44°C和增加材料2觀察到的是一個價值約0.47.the相反的行為（圖7）。這里的COF下降隨著鼓溫度：在開始的COF = 0.47和平均鼓溫度27.2°C，而COF = 0.35的50次循環(huán)后。
圖3鼓式制動器設置
圖4示意圖的閘瓦壓力
圖5測量信號在一個制動循環(huán)
長期的測試系列
在長期的試驗，證實了這兩種材料的溫度依賴的動態(tài)。材料1的長系列試驗結果表明。又可以看出，COF的增加鼓溫度增加。值得注意的是，在25個周期短的中斷發(fā)生時，鼓溫度下降到約8°C. TEM - perature下降也清晰可見，在這個周期中COF路徑一滴。
材料2的長系列試驗結果表明該COF明確的減少與增加鼓溫度。即使對于李寧材料在鼓溫度和摩擦系數(shù)的最重要的變化發(fā)生在第一個30制動周期，一個小的變化出現(xiàn)在隨后的周期中，導致材料1輕微的COF的增加（0.49在250個周期）和2（COF材料略有減少0.31在250個周期）。
結論
創(chuàng)造工業(yè)制動器襯片真實的測試條件下，一種新的測試設置直徑尺寸制動的開發(fā)。從測量信號的制動襯片的摩擦系數(shù)可以計算。
在兩個不同的鼓式剎車片進行的試驗表明，第一李寧材料有COF，鼓溫度升高，而第二個李寧材料顯示了相反的行為。因為在COF的安全制動一個太大的減少會導致不安全的工作條件，第一材料應安全制動應用的首選材料。
畢業(yè)設計(論文)開題報告
題 目：機車機械制動系統(tǒng)結構設計及有限元分析
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開題報告填寫要求
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畢 業(yè) 設 計（論 文）開 題 報 告
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機車機械制動系統(tǒng)結構設計及有限元分析
0.前言
鐵路行業(yè)作為國民經(jīng)濟的大動脈 ,是擔負客、貨運量最大和最主要的一種運輸工具 ,在中長途客、貨運輸中顯示著巨大的技術經(jīng)濟優(yōu)勢。當前 ,國內國民經(jīng)濟保持著健康、穩(wěn)定、持續(xù)的增長 ,鐵路作為中國國民經(jīng)濟發(fā)展的先行官 ,其中 ,機車車輛的技術裝備水平應該根據(jù)更好更高的要求 ,通過技貿合作 ,不斷采用高新技術 ,使之快速提高 ,以促進鐵路運輸能力的快速增長 ,適應國民經(jīng)濟發(fā)展的需要。
制動系統(tǒng)是機車車輛的重要系統(tǒng) ,直接涉及到列車的運行性能和安全 ,影響著乘客乘坐的舒適度。制動系統(tǒng)的性能好壞 ,關系到車輛運行速度的提高 ,運能的增長。因此 ,制動技術更應優(yōu)先于機車車輛技術的發(fā)展。
1.中國鐵路貨車制動系統(tǒng)概況
與世界各國一樣中國鐵路貨車制動機的發(fā)展也是與鐵路貨運和車輛的發(fā)展密切聯(lián)系的。
多年以來中國鐵路貨車制動機一直沿用AAR系統(tǒng)的二壓力制式直接緩解式制動機。在提速前中國鐵路普遍客貨列車制動距離均為800m。
1950年初，中國貨車以30—40噸級為主。在貨車上主要適用K1,K2型三通閥。它們配用6~10英寸制動缸，使用灰鑄鐵閘瓦，滿足時速50Km以內，制動距離800m的需要。
1958年在K2型制動機的基礎上，研制了GK型制動機，即改K制動機。它采用了較大的14英寸制動缸，增強了制動力。同時采用了手動空重車調整裝置，解決了空車位制動力過大的問題。此外，還采用了緊急制動時制動缸壓力分三階段躍升的性能，減少列車縱向沖動?；旧辖鉀Q了50t貨車只懂技術問題。在大量推廣后，提高了當時列車每百噸閘瓦壓力。從而從制動方面保障了貨物列車運行速度的提高。GK型制動機原定為過度性產(chǎn)品，初衷是為解決50t貨車的急需，但在重載60t的貨車也應用，知道90年代末120閥研制成功，才全面退役。
1965~1968年研制成功103型空氣分配閥。它采用了間接作用方式，除滑閥仍保留金屬研磨密封外，其余均采用了膜板，O型圈及止閥等全橡膠密封結構，增設緊急部并內置空重車調整部，具有制動波速高，適應各種直徑的制動缸及檢修方便等優(yōu)點。其缺點是緩解波速不高，不能適應萬噸重載長達列車。
2.中國鐵路貨車制動系統(tǒng)近年來的發(fā)展與特點
90年代，特別是近幾年，車輛重載提高到70~80t，運行速度提高到120Km/h。研制了以120型空氣控制閥為代表的新一代貨車制動系統(tǒng)，經(jīng)過不斷完善，逐步形成了目前我國鐵路貨車主型制動系統(tǒng)，包括：120型空氣控制閥、無極空重車自動調整裝置、新高摩合成閘瓦、運心集塵器、球芯折角塞門、旋壓密封式制動缸、閘瓦間隙自動調整器、新型組合式制動梁、不銹鋼管系。嵌入式不銹鋼風缸、NSW手制動機等。
2.1 120型空氣制動機
120型空氣制動機是在103型空氣制動機的基礎上進行改進，保留103型空氣制動機原有優(yōu)點，同時為適應萬噸列車的運用要求，增加了加速緩解作用及壓力保持操作功能。120閥與美國AB系列閥均屬于有金屬滑閥的二壓力直接作用式閥，與ABD閥水平相當，但可靠性較差，主要表現(xiàn)在檢修周期短。隨著貨車技術水平的提高和列車編組數(shù)量的增加，運煤專線開行10000~20000t重載貨物列車，控制閥應能適應長大列車制動性能要求，并增加常用加速制動和緊急制動增壓功能。
2.2空重車自動調整裝置
空重車自動調整裝置是制動機的另一重要組成部分，起作用是保證車輛具有足夠的制動能力，避免車輪擦傷和減輕列車縱向沖動。為了實現(xiàn)貨車制動機空重車裝置的自動無極調整，鐵料院和眉山車輛廠還研制了KZW—4G和TWG—1型以及KZW—AI系列無極空重車自動調整裝置，于本世紀初投入生產(chǎn)，在新造及提速造車上全面推廣使用。不但大量節(jié)省運用部門勞動力，并且解決了手動調整時的誤調與漏調問題。
2.3列車脫軌制動裝置
列車脫軌是鐵道車輛運行中的重大行車事故。車輛脫軌后由于列車工作人員沒能及時發(fā)現(xiàn)，車輛仍在機車牽引下繼續(xù)行駛，引發(fā)更多車輛相繼脫軌或傾覆，從而使脫軌事故擴大，造成車輛、貨物、軌枕、路基及道旁設備嚴重損壞。
為了有效地降低車輛脫軌損失，在充分消化吸收國內外先進脫軌檢測技術的基礎上，研制開發(fā)了適合我國鐵路實際情況的鐵道貨車脫軌自動制動裝置。該裝置采用機械作用方式，在車輛脫軌時能及時使主風管連通大氣，致使列車產(chǎn)生緊急制動，從而避免脫軌事故的擴大。
2.4其他制動部件
目前我國已開發(fā)了多種旋壓密封式制動缸以滿足不同貨車的需要，現(xiàn)12旋壓密封式制動缸借鑒UIC制動缸的優(yōu)點增設了推桿復原裝置，較好地解決了基礎制動裝置緩解復位的問題。在基礎制動方面也相應配套地采用球芯塞門，法蘭接頭，閘瓦間隙調整器，新型制動梁以及高摩合成閘瓦等。具有方便檢修，延長檢修期，消除漏泄及減少列車火災等等優(yōu)點。
2.5試驗裝置
制動系統(tǒng)的發(fā)展，與其試驗裝備的發(fā)展與完善密不可分。試驗裝備包括新產(chǎn)品開發(fā)所需的研究性試驗裝置和成熟產(chǎn)品生產(chǎn)、檢修用的檢驗、試驗裝置。在生產(chǎn)檢修用試驗裝置方面，目前正在進行有關試驗標準、試驗設備、試驗儀器進行有計劃地完善和更新，逐步實現(xiàn)試驗微機化已取得了較大的發(fā)展。到目前為止眉山、鐵科院等單位相繼研制了120閥微機試驗臺、空重車自調裝置微機試驗臺、微機單車試驗器等試驗設備。微機試驗設備不僅能對受試件進行完全的性能試驗還能進行精確的定量試驗，不論是試驗效率和測試精度較手動試驗臺都有了很大晨讀的提高。微機試驗設備在全路的大量推廣使用，極大的提高了貨車空氣控制閥等產(chǎn)品的生產(chǎn)和檢修質量。
在研究性試驗裝置方面，綜合性的環(huán)境試驗室、仿真振動試驗臺、客車列車試驗臺、動車組試驗臺、專用和綜合耐久試驗臺、老化試驗臺裝置等也正在完善和實施。
3.鐵路車輛制動的主要方式和發(fā)展方向
3.1發(fā)展方向
根據(jù)鐵道部關于發(fā)布《鐵路主要技術政策》的通知：鐵路技術發(fā)展的總目標是實現(xiàn)鐵路現(xiàn)代化。逐步建立客運快速、貨運快捷和重載、行車高密技術協(xié)調發(fā)展，高新技術與適用技術并重，不同層次技術裝備并存的具有中國鐵路特點的技術體系。
客車采用盤形制動。推廣電空制動、雙管供風、防滑器、小間隙自動車鉤和密接式車鉤等裝備。機車采用空電聯(lián)合制動及新型基礎制動裝置，研究減少列車縱向沖動的技術措施。貨車采用120型空氣制動機及空重車自動調整裝置，逐步淘汰GK、103等舊型制動機，積極采用高摩合成閘瓦，發(fā)展整體鑄鋼輪?？爝\貨車采用新型基礎制動裝置。
3.1.1采用高摩合成閘瓦
在列車的高速及低速運行階段,高摩合成閘瓦的摩擦系數(shù)均較高,且比較均衡,這是滿足提高速度和重載要求的最簡便和最有效的措施之一。
3.1.2 采用無級空重車自動調整裝置
它是一種提高貨物列車制動力、提高運行速度的重要部件。應合理選擇參數(shù),尤其要妥善解決稱重方法及其準確性,以充分利用粘著力,提高列車的均衡制動力。
3.1.3 雙側閘瓦制動
目前,我國鐵路貨物列車均采用單側閘瓦制動,列車制動力已越來越不適應貨物列車運行速度不斷提高的新要求,可以考慮采用雙側閘瓦制動,這也是一項提高貨物列車制動力和運行速度的重要措施。
3.1.4 改進120 型空氣分配閥
現(xiàn)有120 型空氣分配閥的性能參數(shù)是針對速度相對較低(小于或等于90 km/ h) 、列車重量較大(5 000 t～10 000 t ) 的長大貨物列車設計的,采用了相應較慢的制動、緩解與充氣特性。這對快運貨車而言,則會造成空走距離過長,引起閘瓦制動功率增高等問題。同時,為了運營方便,快運貨車有時需要附掛在旅客列車中混編運行,此時120 型分配閥與104 型客車分配閥的制動、緩解性能差異較大,容易產(chǎn)生縱向沖動或抱閘等問題。因此,迫切需要改進120型空氣分配閥以適應快運貨車的運行環(huán)境。采用120 K型(快速120 閥) 制動系統(tǒng),可縮短空走時間。
3.1.5 盤形制動+ 單元制動+ 防滑器
制動盤、合成閘瓦、單元制動缸組成一個盤形制動機,整體結構緊湊,沒有復雜的桿件傳動,傳動效率高。單元制動缸是盤形制動機的施力機構,同時踏面清掃器也采用單元制動缸的結構。防滑器和盤形制動(機械式) 一起使用可提高粘著利用率。盤形制動具有良好的摩擦性能,且運用經(jīng)濟,維護簡單。
3.1.6 貨車制動鋁合金化
我國鐵路鋁合金貨車已開始批量推廣運用,制動產(chǎn)品輕量化、鋁合金化已迫在眉睫。1996年,120 型貨車空氣控制閥的8 種壓鑄件(主閥上蓋、主閥下蓋、主閥前蓋、緩解閥上蓋、緩解閥下蓋、緩解閥體、緊急閥上蓋、緊急閥下蓋) 已開始批量裝車。這8種鋁合金壓鑄件對改善120 型制動機的制動性能及制動部件輕量化起到了積極的促進作用,但在長時間的運用中也發(fā)現(xiàn)了一些問題。120 閥主閥體、緊急閥體、中間體三大件的鋁合金化2003年下半年已通過部級審查,2004 年上半年開始小批量裝車。 120 閥的8種壓鑄件屬于壓力鑄造,材質為YZAlSi8Cu3;120 主閥體、緊急閥體、中間體三大件屬于重力鑄造,材質為ZAlSi9Cu2Mg。隨著120閥的鋁合金化及其他鋁合金化制動部件在鐵路上的逐漸推廣運用,有必要對上述鋁合金表面處理問題進行專門研究。
3.1.7 ECP 制動技術
ECP是電控空氣制動系統(tǒng)的縮寫，是用微機系統(tǒng)直接控制副風缸向制動缸充風制動及制動缸緩解，空氣是制動力產(chǎn)生的來源，但空氣不作為制動指令傳遞的介質。采用ECP 制動系統(tǒng)能很好地解決重載貨物列車的一系列制動技術難題, 它具有如下基本功能: (1) 階段制動和階段緩解; (2) 向副風缸連續(xù)充風; (3) 根據(jù)車輛載荷調整車輛制動力; (4) 連續(xù)故障檢測和設備狀態(tài)監(jiān)視; (5) 空氣制動作備用。
為使我國盡快開行20000t重載貨物列車,可先引進國外成熟的ECP制動技術,并運用到重載列車上。在此基礎上,消化吸收,自行研制,爭取早日研制出具有自主知識產(chǎn)權的ECP 制動系統(tǒng),使我國貨車制動技術邁上一個新臺階
3.2 主要方式
早期貨車轉向架的基礎制動裝置基本上采用單側踏面制動。隨著車輛速度和載重量的提高，對轉向架的基礎制動裝置也提出了新的要求。由于不同國家對制動距離的要求不盡相同，所以高速貨車轉向架的制動方式有較大差異，雙側踏面制動和盤形制動得到廣泛應用。歐洲鐵路對制動距離要求較高，120km/h以下的貨車采用單側或雙側踏面制動，當速度為120km/h以上時，普遍采用盤形制動加防滑器的方式。北美鐵路對制動距離的要求不高，且受三大件轉向架結構的制約，難以實現(xiàn)雙側踏面制動和盤形制動，故仍采用單側踏面制動。采用何種方式的基礎制動裝置,可通過其軸制動功率來確定：式中q0為軸重；V0為制動初速；FB為制動力； 為平均減速度。
最大軸制動功率取決于基礎制動裝置所能承受的熱負荷性能。計算機模擬計算和試驗表明，840mm直徑的車輪,軸重為21噸，相應的赫茲接觸應力為850N/mm2左右,其允許的最大熱應力約300N/mm2。對于采用鑄鐵閘瓦踏面制動，其最大極限軸制動功率為240KW，采用合成閘瓦為340KW，若采用盤形制動則可達到760KW，目前歐洲國家運用的時速為160km/h的高速貨車轉向架，其緊急制動時的軸制動功率已超過踏面制動的最大極限軸制動功率，達到350KW左右，故高速貨車必須采用盤形制動。因中國新頒布的《鐵路主要技術政策》對制動距離的規(guī)定同歐洲鐵路基本相近，故可吸取歐洲國家高速貨車轉向架采用盤形制動的方式。采用盤形制動的方式不僅能大大提高最大的軸制動功率，而且由于制動盤與閘片間的摩擦系數(shù)相對于閘瓦與踏面間的摩擦系數(shù)來說要穩(wěn)定得多，故還可降低制動時的縱向沖動。
制動方式是指制動時列車動能的轉移方式或制動力獲取的方式。從作用力與列車的關系來看，驅動或制動都需要列車作用以外力。從能量的觀點看，驅動是機車將燃料所具有的能量或電廠所發(fā)出的電能轉變成列車的動能；制動就是設法將此動能從列車上轉移出去，使列車減速或停止。采取什么制動方式使列車的動能轉移出去，采取什么制動方式獲取這種外力—制動力，是制動的基本問題。因此，制動方式的研究是制動研究的基礎。
3.2.1 列車動能轉移方式
分兩類：“熱逸散”和可用能。
（1）熱逸散
動能轉變?yōu)闊崮埽缓笙⒂诖髿庵?。摩擦制動：把列車動能轉變?yōu)槟Σ翢崮?。摩擦制動分固體摩擦制動和液體摩擦制動；動力制動：制動時將牽引電動機變成發(fā)電機，通過它將列車動能轉化為電能。動力制動分電阻制動、旋轉渦流制動和軌道渦流(線性渦流)制動：
1）固體摩擦制動：
① 閘瓦制動(踏面制動)：用鑄鐵
或合成材料制成的閘瓦壓緊滾動
的車輪，使輪瓦間發(fā)生摩擦，列車
動能極大部分變成熱能，最終消散
于大氣中。是目前鐵路使用最廣泛
的一種制動方式。（見右圖）
② 盤型制動；用制動夾鉗使閘片(一般用
合成材料制成)夾緊裝固在車軸或車輪輻
板上的制動圓盤(一般為鑄鐵盤)，上閘片
與制動圓盤間產(chǎn)生摩擦，把動能轉變?yōu)闊?
能，消散于大氣中。
③ 軌道電磁制動(磁軌制動)；制動時，安裝
在轉向架構架側梁下的下方，電磁鐵勵磁，
與鋼軌產(chǎn)生吸力。列車的動能通過電磁鐵下
的磨耗板與鋼軌的摩擦轉化為熱能，經(jīng)鋼軌
和磨耗板，最終散于大氣。
（2）列車動能轉變成可用能
1）再生制動：
與電阻制動相似，也是將牽引電動機變?yōu)榘l(fā)電機。不同的是將電能反饋回電網(wǎng)，而不是變成熱能消散掉。很明顯，再生制動方式既節(jié)約能源又減少制動時對環(huán)境的污染，并且基本上無磨耗，因此是一種非常理想的動力制動方式。但只能用于由電網(wǎng)供電的電力機車和電動車組，反饋回電網(wǎng)的電能要馬上由正在牽引運行的電力機車或電動車組接受和利用。
在各種制動方式中，唯有再生制動方式幾乎不需要在列車上增加任何部件，因此它已成為高速列車極為重要的一種制動方式。列車的再生制動能力不但取決于電機的功率，更受制于線路供電網(wǎng)的網(wǎng)壓。
4.中國鐵路貨車制動系統(tǒng)下一步的重點研究方向
4.1制動能力提升與輪瓦關系問題的研究
重載列車主要是編組輛數(shù)遠多于一般貨物列車的超長列車，此外還具有一個重要特點是使用大軸重的貨車車輛。貨車提高軸的重不僅能增加牽引重量，還能減少列車編組輛數(shù)，從而有利于司機操縱和縮短站線有效長度，對運輸生產(chǎn)有重大的經(jīng)濟效益。因此，提高軸重增加列車編組輛數(shù)是國際重載列車的兩個重要發(fā)展方向。
軸重增加必然會同時導致車輪載荷條件的惡化，進而影響車輪和鋼軌的使用壽命。為此，當前北美鐵路協(xié)會（AAR）要求根據(jù)S—660標準對新車輪進行有限元仿真計算，以檢驗其應力水平，主要考慮機械載荷（垂向載荷和橫向載荷）及制動熱負荷的作用。按照AARS—660規(guī)范，100噸載荷條件相當于軸重30t貨車車輪的使用條件，最大軸重32.5t的重載貨車則比標準車輪載重增加9%以上，故而需要采用直徑915mm的車輪。我國貨車車軸近年來已確定新造貨車以23t軸重為設計便準，對大秦線這樣的重載專線則以25t軸重的貨車為標準，特別是已經(jīng)正式開行的2萬噸級重載列車基本上使用C80等25噸軸重的貨車。隨著貨運通道的發(fā)展，鐵道通用貨車軸重將達到27t，專用貨車軸重達到30t以上。隨著鐵路貨運車輛的載重（總重）、列車編組長度不斷增加，其所需要的制動力也相應增加，形成目前困擾車輛制動距離、運行速度、牽引噸位與輪瓦關系、縱向沖動等相互制約、相互矛盾的問題越來越突出。
另外，重載列車的車輪制動熱負載問題需要深入的研究。制動熱負荷可能導致3種類型的車輪問題，即車輪踏面的裂紋、熱失效和熱機剝離。國內外對重載車輪制動熱負荷問題的大量試驗研究結果標明，坡道制動產(chǎn)生的熱效應最為嚴重，是影響閘瓦更換和車輪維修的主要原因。因此，應重視制動熱負荷問題，作為改善輪瓦磨耗、延長重載車輛車輪使用壽命的重要研究方向。
5 結論
隨著機車制動系統(tǒng)的不斷發(fā)展，不僅需要專門的制動行業(yè)的工程技術人員的參入，而且在不久的將來將會有多學科、多專業(yè)的交溶發(fā)展。制動系統(tǒng)將涉及到電氣控制、網(wǎng)絡技術、微機技術、信號通訊等不同的專業(yè)領域。因此，需要多方面合作，盡早出現(xiàn)具有中國特色的知名的制動機公司，在國際制動領域內占有一席之地。
綜上所述，需要解決目前鐵路貨車制動系統(tǒng)存在的問題，加以進一步完善。在此基礎上，結合中國鐵路貨車的發(fā)展，積極吸收國內外先進制造機技術，研制作用性能優(yōu)良、適應性強與模塊化集成的新一代貨車制動機，形成具有世界一流水平的中國鐵路貨車制動系統(tǒng)。
參 考 文 獻
[1] 閘瓦踏面制動熱過程的仿真研究 姚偉偉/何忠 中國鐵道科學研究院,金屬及化學研究所 2010.1.22
[2] 城市軌道交通車輛踏面制動熱應力仿真分析 劉海波/厲硯磊/石啟龍/楊建偉 機械工程與自動化 2012
[3] 列車制動 饒忠 北京：中國鐵道出版社 2004
[4] 鐵路車輛用聚合物基復合材料制動閘瓦 黃凱兵/杜植院/陳憲宏等 電力機車與城軌車輛 2004
[5] 高速列車制動方式的比較研究 楊成美 江蘇聯(lián)合職業(yè)技術學院蘇州機電分院2005.1
[6] 一種窄軌電機車機械制動系統(tǒng) 寧永芳/熊鐵鋼/劉小軍 湘潭電機股份有限公司 2008.1
[7] 窄軌電機車技術及發(fā)展展望 陳清理/錢明華 湘潭電機股份有限公司 2011.2
[8] 計算機輔助設計與制造 劉極峰 高等教育出版社 2004.7
[9] 有限元基礎教程 曾攀 高等教育出版社 2009.7
[10] 機械設計 徐錦康 高等教育出版社 2004.4
[11] 機械原理 朱理 高等教育出版社 2010.4
[12] 互換性與技術測量基礎 胡鳳蘭 高等教育出版社 2010.8
[13] 材料力學 劉鴻文 高等教育出版社 2004.1
[14] 理論力學 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 高等教育出版社 2009.7
[15] 內燃機車制動系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢的探討 丁峰 中國北車集團 2004.12
[16] 中國鐵路重載貨車制動系統(tǒng)的發(fā)展與對策 謝磊/陳建德 南車眉山技術開發(fā)部 2012.4
[17] Kumar A, Gupta V P. innovative planning and monitoring improves production form an india offshore field[J]. spe 80488, 2003.
畢 業(yè) 設 計（論 文）開 題 報 告
２．開題報告：一、課題的目的與意義；二、課題發(fā)展現(xiàn)狀和前景展望；三、課題主要內容和要求；四、研究方法、步驟和措施
機車機械制動系統(tǒng)結構設計及有限元分析
一．課題的目的與意義
本課題是針對礦工電機車機械制動系統(tǒng)的結構設計及其關鍵部件的有限元分析。在科技高速發(fā)展的今天，不管是客運列車還是貨運列車都有了很大的變化，高速、重載。機車車輛的技術裝備水平根據(jù)更好更高的要求 ,通過技貿合作 ,不斷采用高新技術 ,快速提高 ,促進了鐵路運輸能力的快速增長 ,適應了國民經(jīng)濟發(fā)展的需要。正由于機車的高速、重載，使得制動系統(tǒng)成了機車車輛最重要的系統(tǒng)之一，其直接涉及到列車的運行性能和安全。制動系統(tǒng)的好壞，關系到列車運行速度的提高，運能的增長。因此，課題的目的在于設計合理的制動系統(tǒng)結構，以滿足機車制動距離及制動時間的要求，并且分析其關鍵部件的應力及應變等，了解閘瓦磨損的原因。
課題研究的制動系統(tǒng)結構簡單、操作便捷、制動安全、經(jīng)濟。通過制動系統(tǒng)的結構設計、零件的有限元分析，建立虛擬裝配模型?？梢院喕苿酉到y(tǒng)的設計，降低了成本，縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期。同時，通過課題的設計培養(yǎng)了我們改善結構、設計新產(chǎn)品的能力，使我們更熟練地運用UG做三維建模及設計仿真。
二．課題發(fā)展現(xiàn)狀和前景展望
機械制動系統(tǒng)目前多用在窄軌電機機車駐車制動系統(tǒng)中，駐車制動系統(tǒng)中要求用機械鎖止方法保證機車在原地停止不動，在任何情況下不至于滑動。機械制動系統(tǒng)原理簡單、操作輕便、安全、成本較低。
隨著貨運列車的發(fā)展，高速、重載已經(jīng)成為主要的發(fā)展方向，但是安全問題不容忽視，為了能使機車能在規(guī)定的距離范圍內減速或停車，制動系統(tǒng)是必不可少的系統(tǒng)。對礦運機車來說，機械制動已成為其主流的發(fā)展方向?？紤]到貨運機車屬于窄軌機車，所需的制動力相對小，因此，采取手輪式的機械制動方式。由于該系統(tǒng)是由人力來操作的，因此要求杠桿機構的設計要使手輪操作力不大于160N力。
即便目前機車的制動方式多用電氣制動及空氣制動，但機械制動操作方便，司機帶動強度低，制動系統(tǒng)工作敏捷、迅速、空行程短等特點，使得機械制動在未來制動系統(tǒng)的發(fā)展中仍然占有比較大的比重。特別是礦運窄軌機車，對機械制動系統(tǒng)有很好的發(fā)展前景。
三．課題主要內容和要求
1.總體方案設計計算
2.設計機械制動系統(tǒng)結構并對主要零件進行計算分析
3.建立制動系統(tǒng)三維模型，裝配模型
4.建立制動系統(tǒng)虛擬樣機
5.進行制動系統(tǒng)主要零件有限元分析，并進行結構優(yōu)化，分析失效形式和原因
6.工程圖設計
7.撰寫畢業(yè)設計說明書，字數(shù)15000以上
8.指導老師評閱、學生修改及打印說明書
9.畢業(yè)答辯
四．研究方法、步驟和措施
1.研究方法
查閱機械制動系統(tǒng)機構設計及有限元分析的相關資料與手冊，進行總體機構設計。按照機車粘重及制動距離對制動系統(tǒng)相關部件進行設計計算，并對關鍵部件進行有限元分析和結構優(yōu)化。
2.步驟和措施
（1）確定制動系統(tǒng)的總體結構
（2）按要求對制動系統(tǒng)主要零件進行計算分析
（3）利用UG對制動系統(tǒng)各個部件三維建模，并進行裝配
（4）利用UG對關鍵部件進行有限元分析，分析其應力、應變等
（5）分析關鍵部件的失效形式和原因，并進行結構優(yōu)化
（6）建立制動系統(tǒng)的虛擬樣機
畢 業(yè) 設 計（論 文）開 題 報 告
指導教師意見：
1．對“文獻綜述”的評語：
2．對本課題的深度、廣度及工作量的意見和對設計（論文）結果的預測：
指導教師：
年 月 日
所在專業(yè)審查意見：
負責人：
年 月 日
畢 業(yè) 設 計
題 目：機車機械制動系統(tǒng)結構設計及有限元分析
學院：
專業(yè)：
班級：機設學號：
學生姓名：
導師姓名：
完成日期：
誠 信 聲 明
本人聲明：
1、本人所呈交的畢業(yè)設計（論文）是在老師指導下進行的研究
工作及取得的研究成果；
2、據(jù)查證，除了文中特別加以標注和致謝的地方外，畢業(yè)設計
（論文）中不包含其他人已經(jīng)公開發(fā)表過的研究成果，也不包含為獲
得其他教育機構的學位而使用過的材料；
3、我承諾，本人提交的畢業(yè)設計（論文）中的所有內容均真實、
可信。
作者簽名： 日期： 年 月 日
1
畢業(yè)設計（論文）任務書
題目：
機車機械制動系統(tǒng)結構設計及有限元分析
姓名
學院 應用技術學院
專業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 學號
指導老師
職稱
教研室主任
一、基本任務及要求：
1. 查閱機車制動系統(tǒng)結構設計及有限元文獻 15 篇以上，分析機車制動系統(tǒng)的現(xiàn)狀，并寫出文獻綜
述，開題報告
2、分析制動系統(tǒng)工作特點和方式
3、設計機械制動系統(tǒng)結構并對主要零件進行計算分析
4、建立制動系統(tǒng)三維模型，裝配模型
5、建立制動系統(tǒng)虛擬樣機
6、進行制動系統(tǒng)主要零件有限元分析，并進行結構優(yōu)化，分析失效形式和原因
7..撰寫畢業(yè)論文，字數(shù) 15000 以上。
二、進度安排及完成時間：
1. 查閱資料、撰寫文獻綜述、撰寫開題報告（2.5 周）；
2. 畢業(yè)調研及撰寫畢業(yè)調研報告（1.5 周）；
3. 畢業(yè)設計（9 周），其中：總體方案設計計算（1.5 周），設計機械制動系統(tǒng)結構并對主要零件進行計算分析（2 周），建立制動系統(tǒng)三維模型，裝配模型（1 周），建立制動系統(tǒng)虛擬樣機模型（0.5
周）進行制動系統(tǒng)主要零件有限元分析，并進行結構優(yōu)化，分析失效形式和原因（2 周）工程圖設計（2 周）；
4. 撰寫畢業(yè)設計說明書并將初稿交導師評閱（1.5 周）；
5. 指導老師評閱、學生修改及打印說明書（0.5 周）；
6. 評閱老師評閱設計說明書、學生準備答辯（0.5 周）；
7. 畢業(yè)答辯（0.5 周）。
2
目錄
摘要···························································································································I
abstract·····················································································································II
第 1 章 緒 論······································································································· 1
1.1 引言············································································································· 1
1.2 機車制動力的獲取方式················································································· 1
1.3 課題研究的目的和意義················································································· 2
1.4 課題研究的內容與思路················································································· 3
1.4.1 課題研究的內容·················································································· 3
1.4.2 課題研究的思路·················································································· 3
第 2 章 總體方案設計·····························································································5
2.1 機車的主要參數(shù)及制動系統(tǒng)簡介····································································5
2.1.1 機車的主要參數(shù)·················································································· 5
2.1.2 機車制動系統(tǒng)簡介···············································································5
2.2 制動系統(tǒng)的方案確定及工作原理····································································6
2.2.1 制動系統(tǒng)的方案確定··········································································· 6
2.2.2 制動系統(tǒng)的工作原理··········································································· 7
第 3 章 機車機械制動系統(tǒng)運動機構設計································································· 8
3.1 制動系統(tǒng)的制動能力計算·············································································· 8
3.2 桿件結構的受力分析與力學計算····································································9
3.2.1 桿件結構的受力分析··········································································· 9
3.2.2 桿件結構的力學計算··········································································10
3.3 制動系統(tǒng)主要零件的尺寸計算與確定··························································· 11
3.4 標準件及外購件的選用················································································ 17
第 4 章 三維建模與虛擬樣機·················································································20
4.1 UG NX10.0 軟件簡介······················································································ 20
4.2 零件實體建模舉例·······················································································21
4.3 零件裝配·····································································································22
4.4 虛擬樣機·····································································································23
4.4.1 虛擬樣機技術···················································································· 23
4.4.2 虛擬樣機技術的發(fā)展··········································································23
1
4.4.1 建立虛擬樣機···················································································· 24
5 章 有限元分析·······························································································25
5.1 有限元分析概述·························································································· 25
5.1.1 基本簡介··························································································· 25
5.1.2 基本特點··························································································· 26
5.1.3 有限元分析常用軟件··········································································26
5.4 主要零件的有限元分析結果········································································· 27
5.4.1 閘瓦的分析結果·················································································28
5.4.2 閘瓦拖的分析結果············································································· 30
5.4.3 制動桿的分析結果············································································· 32
5.4.4 連桿的分析結果·················································································34
第 6 章 零件的結構優(yōu)化························································································36
6.1 閘瓦托的結構優(yōu)化·······················································································36
6.2 制動桿的結構優(yōu)化·······················································································38
第 7 章 閘瓦的失效與改善措施············································································· 39
7.1 閘瓦的失效形式·························································································· 39
7.2 閘瓦的失效原因·························································································· 39
7.2.1 閘瓦偏磨原因···················································································· 39
7.2.2 閘瓦斷裂的原因·················································································39
7.2.3 閘瓦磨粒磨損和粘著磨損的原因························································ 40
7.3 改善措施·····································································································40
總結·························································································································42
參考文獻··················································································································43
致謝·························································································································45
2
機車機械制動系統(tǒng)結構設計及有限元分析
摘要：本文主要對 8t 礦用電機車機械制動系統(tǒng)進行結構設計，利用力學分析，分析構件的受力情況并對主要零件進行受力計算；建立系統(tǒng)的三維模型及虛擬樣機；對主要零件進行有限元分析并結構優(yōu)化；分析閘瓦的失效形式、原因及改進措施。
通過結構設計，增大了制動倍率和制動力，減少了溜車現(xiàn)象，縮短了制動距離，減小了閘瓦磨損，提高了制動的可靠性。
關鍵詞：窄軌電機車，機械制動系統(tǒng)，結構設計，有限元分析
I
The locomotive brake system mechanical structure design and finite element analysis
abstract: This paper mainly carries on the structural design of 8t locomotive brake system, By using the dynamic analysis, stress analysis component and stress calculation of main parts; The 3D model and virtual prototype system; Finite element analysis of the main parts and structure optimization; Improvement measures of failure modes, causes and analysis of brake shoe.
Through the structure design, Increasing the braking power and braking force, Reduce the slipping phenomenon, Shorten braking distance, Reduced brake wear, To improve the reliability of the brake.
keyword: Mine electric locomotive, mechanical braking sytem , configuration design , finite element analysis
II
第 1 章 緒 論
1.1 引言
受礦山巷道窄小空間環(huán)境的限制，需要這些礦山井下運輸?shù)V石、物料、人員的電機車的軌距比干線機車 1435mm 軌距窄了許多，因此人們一般把這些電機車稱之為窄軌電機車。窄軌電機車是一個分類標準多樣，門類繁多，規(guī)格復雜的機車。按產(chǎn)品軌距大小之分有 475mm、600mm、762mm、900mm，若按機車的粘著重量分有: 1.5t 、2.5t、3t、5t、6t、7t、8t、10t、12t、14t、15t、18t、20t。若按電機車的安全程度分有隔爆型、礦用一般型、增安型、防爆特殊型，若按電壓等級分有：100V、25V 、550V（架線式）
48V、88V、90V、110V、120V、132V、140V、144V、196V、256V 等電壓等級的電機車，若按駕駛室的方位和數(shù)量分，又可分為一端司機室或兩端司機室的電機車和司機室居中的電機車。但使用得最廣泛的是以下三種分類，即按粘著質量的噸位大小分，按電機車得到的電源方式分為：蓄電池電機車和架線式電機車，按是否防爆分為普通型電機車和
防爆電機車。[1]
窄軌工礦電機車作為一種節(jié)能環(huán)保的牽引動力，已經(jīng)廣泛應用于煤礦礦山的生產(chǎn)現(xiàn)場。其制動裝置是關鍵部件，機車制動性能直接影響到工礦電機車的安全運行。其基礎制動裝置是從手輪施力到閘瓦動作之間的一套杠桿機構，將手輪的轉矩轉化為閘瓦正壓力直接作用在車輪踏面上產(chǎn)生制動力，使得運行的列車減速或停止?；A制動裝置結構
性能的優(yōu)劣直接決定著電機車的制動效果。[2]
為了降低機車的速度,必須在車輪轉動的相反方向施加制動力。眾所周知,閘瓦制動所采用的制動力是摩擦力。必須放大作用在手輪上的力，并且均勻地分布到閘瓦上。為達到目的,必須設有制動桿。根據(jù)杠桿原理來放大制動力。也就是說,在長杠桿臂上作用著較小的力,必須在短臂上產(chǎn)生較大的力，制動距離與制動力成反比。
施加愈大的制動力,其制動的效果也愈強。對于一定結構類型的制動裝置,在對車輪施加制動力時,其制動力是不能任提高的。制動力的極限值受到輪/軌之間的粘著系數(shù)與粘重所限制。如果踏面上的作用力小于輪/軌間的粘著力,則車輪尚在滾動;如果作用力大于粘著力,則車輪將被抱死,車輪將在鋼軌上滑行。當車輪剛好還處于滾動狀態(tài)時,就
達到最大的制動效果。車輪剛發(fā)生一次滑行時,則車輪與鋼軌之間的摩擦大大減小,因而制動距離延長;同時,車輪的踏面因擦傷而破損。[3]
1.2 機車制動力的獲取方式
1
礦用電機車機械制動屬于粘著制動，在制動方式中，閘瓦制動、盤形制動、再生制動、電阻制動和圓盤渦流制動均屬于粘著制動方式，本設計屬于閘瓦制動。制動時，車輪與鋼軌之間有三種可能的狀態(tài)。
(1) 純滾動狀態(tài)
車輪與鋼軌的接觸點無相對滑動，車輪在鋼軌上作純滾動。這時車輪與鋼軌之間為靜摩擦，車輪與鋼軌之間可能實現(xiàn)的最大制動力是輪軌之間的最大靜摩擦力。這是一種難以實現(xiàn)的理想狀態(tài)。
(2) 滑行狀態(tài)
車輪在鋼軌上滑行，這時車輪與鋼軌之間的制動力為二者的動摩擦力。由于動摩擦系數(shù)遠小于靜摩擦系數(shù)，因此一旦發(fā)生這種工況，制動力將大大減小，制動距離就會延長；同時，車輪在鋼軌上長距離滑行，將導致車輪踏面的擦傷，危及行車安全。這是一種必須避免的事故狀態(tài)。
(3)粘著狀態(tài)
列車制動時車輪在鋼軌上滾動，由于車輛重力的作用，車輛與鋼軌的接觸處為一橢網(wǎng)形的小面積，此時輪軌接觸處既不是靜止狀態(tài)也不是滑動狀態(tài)，在鐵路術語中稱這種狀態(tài)為粘著狀態(tài)。由于正壓力而保持動輪與鋼軌接觸處相對靜止的現(xiàn)象稱為“粘著”。
粘著狀態(tài)下的靜摩力又稱為粘著力。依靠粘著滾動的車輪與鋼軌粘著點之間的粘著力來實現(xiàn)車輛的制動，稱為粘著制動。列車采用粘著制動時，能夠獲得的最大制動力不會大于粘著力。
粘著制動是目前主要的一種制動方式。根據(jù)輪軌間的靜摩擦系數(shù)μ、粘著系數(shù)ψ、
動摩擦系數(shù)φ這三者中μ>ψ>φ的關系，在上述三種情況中：可能實現(xiàn)的制動力的最大值以第一種狀態(tài)時為最大，但實際上這是達不到的；第二種最小，這不但會延長制動距離，而且會擦傷車輪；第三種介于這兩者之間，它隨氣候與速度等條件的不同可以有相當?shù)淖兓?。所以，采用粘著制動，必須對那些可以利用的粘著條件加以研究，以獲取可能的最大的制動力。
粘著系數(shù)是表示列車車輪與軌道間粘著狀態(tài)的指標，具體說就是粘著力與輪軌間垂直載荷的比值的最大值。粘著系數(shù)受列車運行速度、氣候條件、輪軌表面狀態(tài)以及是否采取增粘措施等諸多因素的影響，是一個有很大離散性的參數(shù)，所以目前尚未有粘著系
數(shù)的理論公式。[4]各國都分別采用大量的試驗來得到經(jīng)驗數(shù)值，如湘潭電機廠制動系統(tǒng)設計時的粘著系數(shù)一般取 0.25。
2
1.3 課題研究的目的和意義
本課題是針對礦運列車機械制動系統(tǒng)的結構設計及其關鍵部件的有限元分析。在科
技高速發(fā)展的今天，不管是客運列車還是貨運列車都有了很大的變化，高速、重載。機車車輛的技術裝備水平根據(jù)更好更高的要求 ,通過技貿合作 ,不斷采用高新技術 ,快
速提高 ,促進了鐵路運輸能力的快速增長 ,適應了國民經(jīng)濟發(fā)展的需要。正由于機車的高速、重載，使得制動系統(tǒng)成了機車車輛最重要的系統(tǒng)之一，其直接涉及到列車的運行性能和安全。制動系統(tǒng)的好壞，關系到列車運行速度的提高，運能的增長。因此，課題的目的在于設計合理的制動系統(tǒng)結構，以滿足機車制動距離及制動時間的要求，并且分析其關鍵部件的應力及應變等，了解閘瓦磨損的原因。
課題研究的制動系統(tǒng)結構簡單、操作便捷、制動安全、經(jīng)濟。通過制動系統(tǒng)的結構設計、零件的有限元分析，建立虛擬裝配模型。可以簡化制動系統(tǒng)的設計，降低了成本，縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期。同時，通過課題的設計培養(yǎng)了我們改善結構、設計新產(chǎn)品的能力，使我們更熟練地運用 UG 做三維建模及設計仿真。
1.4 課題研究的內容與思路
1.4.1 課題研究的內容
（1）機械制動系統(tǒng)的總體方案設計總體方案設計是本設計的主體，應用理論力學的桿件結構，初步規(guī)劃其基本架構。
結構設計合理，符合基本功能要求。閘瓦與車輪之間有 2～3mm 的間隙，閘瓦裝在車輪水平中心線以下,使閘瓦壓力中心線同車輪水平線成約 8°～10°夾角。當緩解時,閘瓦能可靠地返回原位，這種制動裝置結構簡單能產(chǎn)生足夠的制動力。
（2）機械制動系統(tǒng)主要零件設計根據(jù)桿件的受力情況，利用杠桿原理以及材料力學相關公式計算桿件的長度及橫截
面積，根據(jù)具體情況取值，已得到較合理的構件尺寸。（3）分析閘瓦的失效原因
由于閘瓦與車輪踏面的摩擦，導致閘瓦磨損；安裝不當，導致閘瓦偏磨；閘瓦表面點蝕、斷裂等。
（4）結構優(yōu)化
3
通過分析制動系統(tǒng)存在的問題，對結構進行優(yōu)化，使得設計的結構更實用，更能滿足制動的各方面要求。
1.4.2 課題研究的思路
（1）首先根據(jù)礦用機車的粘重 8t、單機制動距離 12m、最大速度 17.5Km/h 和千分之五直線下坡道等已知條件，計算出閘瓦的制動力；然后通過閘瓦與車輪踏面的摩擦系數(shù)，計算出閘瓦受到的正壓力；再通過杠桿原理、合力矩和制動倍率等計算桿件的長度尺寸；通過應力分析，計算桿件橫截面積，從而得到基本架構。至于閘瓦，按照車輪滾動圓直徑 680mm，選擇標準件，扎瓦托根據(jù)閘瓦尺寸鑄造。
（2）通過對制動系統(tǒng)三維建模、虛擬樣機、有限元分析等分析閘瓦失效形式及原因，采取措施，進行結構優(yōu)化。
4
第 2 章 總體方案設計
2.1 機車的主要參數(shù)及制動系統(tǒng)簡介
2.1.1 機車的主要參數(shù)
本文研究的機械制動系統(tǒng)來源于 8t 礦用窄軌電機車，其外形如圖 2.1 所示：
圖 2.1 8t 礦用窄軌電機車
其主要參數(shù)如下：
外形尺寸（長×寬×高）：4360×1050×1550
機車粘重：8t
軌距：600mm
固定軸距：1150mm
車輪滾動圓直徑：680mm
最小轉彎半徑：7m
調速方式：斬波調速制動方式：電氣、機械制動
結構速度（最大速度）：17.5Km/h
2.1.2 機車制動系統(tǒng)簡介
機車制動就是人為地制止機車的運動，包括減速和駐車，駐車也就是平時說的停車。機車解除或削弱其制動作用的成為“緩解”。為施行制動和緩解而在機車上安裝的整套設備稱為機車的“制動裝置”。 “制動”與“制動裝置”均簡稱為“閘”，施行制動既
5
可簡稱為“上閘”亦可簡稱為“下閘”,使制動得到緩解則簡稱為“松閘”。[4]
由制動裝置產(chǎn)生的與列車運行方向相反的外力,稱為“制動力”。這是人為的阻力,
它比在列車運行中由于各種原因自然產(chǎn)生的阻力一般要大得多。所以,盡管在制動減速過程中,列車運行阻力(自然阻力)也在起作用,但起主要作用的還是列車制動力(人為阻力)。
從司機施行制動(將手輪轉動)的瞬間起,到列車速度降為零的瞬間止,列車所駛過的距離,稱為列車“制動距離”。這是綜合反映列車制動裝置的性能和實際制動效果的主要技術指標。有的國家使用的是平均減速度作為其主要技術指標。為了確保行車安全,
世界各國都要根據(jù)本國鐵路情況 (主要是列車速度、牽引重量、信號和制動技術等)制
訂出自己的制動距離(或減速度)標準)緊急制動距離最大允許值,又稱“計算制動距離”。
[4]比如 8t 礦用電力機車的單機制動距離≤12m。
目前，鐵路機車車輛采用的制動方式最普遍的是閘瓦制動。用鑄鐵或其他材料制成的瓦狀制動塊，在制動時抱緊車輪踏面，通過摩擦使車輪停止轉動。在這一過程中，制動裝置要將巨大的動能轉變?yōu)闊崮芟⒂诖髿庵小６@種制動效果的好壞，卻主要取決于摩擦熱能的消散能力。使用閘瓦制動方式時，閘瓦摩擦面積小，大部分熱負荷有車輪來承擔。機車的速度越高，制動時車輪的熱負荷也越大。當車輪踏面溫度增高到一定程
度時，就會使踏面磨損、裂紋或剝離，既影響使用壽命也影響行車安全。[5]但由于礦用電機車最大速度只有 17.5Km/h，速度不高，采用中磷鑄鐵閘瓦，溫度可在 150℃以內，不至于使閘瓦熔化。
鐵路機車制動機按制動原動力和操縱控制方式的不同，可分為手制動機、空氣制動機、電空制動機、電磁制動機和真空制動機。
手制動機是以人力為制動原動力，以手輪的轉動方向和手力大小來操縱控制。構造
簡單，費用低廉，是鐵路史上使用最久遠，生命力最頑強的制動機。[5]本文中研究的是機械制動系統(tǒng)，即為手制動機制動系統(tǒng)。
2.2 制動系統(tǒng)的方案確定及工作原理
2.2.1 制動系統(tǒng)的方案確定
本文的制動系統(tǒng)基本結構屬于五桿的桿件結構。根據(jù)規(guī)定，在制動過程中，對手輪施加的力不能大于 160N。鑒于此規(guī)定，制動桿的動力臂與阻力臂之比大約為 6:1,即制動倍
6
率為 6 倍。雙司機室控制的制動系統(tǒng)便于往返時控制，手輪產(chǎn)生扭矩通過扭力桿和齒輪傳動機構實現(xiàn)兩端司機室的控制。該制動系統(tǒng)實現(xiàn)車輪成對制動，調節(jié)器作為二力桿，產(chǎn)生大小相等方向相反的作用力，使得制動更可靠。輪對制動，減小了閘瓦正壓力，縮短了制動距離。制動裝置是保證電機車安全運行、滿足運輸要求的必備結構，其手動機械制動系統(tǒng)示意圖如下圖：
圖 2.2 機械制動系統(tǒng)示意圖
1—手輪；2—橫臂總車；3—特殊螺母；4—制動絲桿；5—制動桿構件；6—輪對；7—調節(jié)器；8—閘瓦；9—圓錐滾子軸承；10—傳動齒輪。
2.2.2 制動系統(tǒng)的工作原理
進行制動操作時順時針轉動手輪，其絲桿螺母傳動副 3、4 帶動橫臂 2 水平移動，與 2 相連的拉桿機構 5 帶動閘瓦 8 貼緊車輪 6 踏面，對車輪施加阻力距使電機車減速直至停止。調節(jié)器 7 是個二力桿，使得兩個閘瓦所受到的力大小基本相等，調節(jié)器還起到調節(jié)閘瓦與踏面間隙的作用。緩解時，只要逆時針旋轉手輪即可，裝置會使得閘瓦自動復位。若是在右邊手輪控制時，同樣是順時針轉動手輪制動，通過齒輪傳動機構和扭力桿傳遞運動和扭矩，使得兩個手輪同步。由于該系統(tǒng)是由人力來操作的，因此要求杠桿機構的設計要使手輪操作力不大于 160N 力，否則要改用氣動操作的制動系統(tǒng)。
制動時，由于制動桿 5 的力臂大約是阻力臂的 6 倍，所以手輪所承受的扭矩不會太大，因此作用在手輪上的力也不會很大。
7
第 3 章 機車機械制動系統(tǒng)運動機構設計
3.1 制動系統(tǒng)的制動能力計算
根據(jù)已經(jīng)條件：機車粘重 8t，最大速度 17.5Km/h，制動距離不大于 12m，軌道坡度千分之五。根據(jù)《列車牽引計算規(guī)程》中的制動理論[3-4]，其制動能力計算如下。
（1）制動距離
制動距離由兩部分組成，空走距離 Sm 和有效制動距離 Sn 之和，即
S mn = S m + S n = v0tk + 4.17(v0 - v末） （m） 3.6 Fb + w0 + i j
式中，v0 為制動時的速度；tk 為機車空走時間；v末 為制動后的速度，即為 0；Fb 為單位制動力；w0 為列車單位基本阻力；i j 為制動地段的線路坡度千分數(shù)，上坡取正，下坡取負，水平軌道取 0。
制動初速度 v0 取機車的最大運行速度，即 v0 =17.5Km/h，空走時間 tk 取 1.4s，即 tk =1.4s。則空走距離：
S m = v0tk = 17.5 ′1.4 =6.8（m） 3.6 3.6
由于 S mn ≤12m，所以 S n ≤S mn - S m =12-6.8=5.2(m)，即
4.17(v
0
- v ）
末
≤5.2
①
Fb + w0 + i j
F b =1000j jJ
②
式中，j j 為閘瓦的車輪踏面的摩擦系數(shù)；J 為制動率。
w0
￠
P
￠
w0
=
=w0
③
P
式中，w0￠ 為機車單位基本阻力；P 為機車粘著質量。
w0￠=2.26+0.024v+0.00025 v2
機車在平直軌道上試驗。i j =0 ④
由上述式子得：F b =1000j jJ ≥242.83 （N） ⑤
（2）制動力
制動力等于閘瓦總壓力與摩擦系數(shù)的乘積，而摩擦系數(shù)與制動初速度 v0 和瞬時速
8
度 v 有關。故摩擦系數(shù)采用了以下簡化公式（中磷鑄鐵閘瓦）：
j j =0.356′
0.4v + 100
⑥
4v + 100
式中，v 為機車的運行速度。閘瓦的摩擦系數(shù)隨著速度的增大而減小，故為了保證機車制動的安全性，v 取機車最大運行速度。V=17.5Km/h，故制動力為：
F 制 = ?（Kj j ) ⑦
在（1）中，F(xiàn) b 取 245N，即 F b =1000j jJ =245N ⑧
由⑥、⑧式代入數(shù)據(jù)得：J =1.11
（3）制動率
J =
? K
⑨
1000Pg
式中，? K 為閘瓦總壓力；g=9.81N/Kg。
由⑨式代入數(shù)據(jù)得：? K =87112.8 （N）
（4）制動防抱死條件由⑦式代入數(shù)據(jù)得：F 制 =19164.82 （N）
由湘潭電機廠提供的粘著系數(shù)y = 0.25 可以求得車輪與軌道的粘著力，粘著力等于
粘重與粘著系數(shù)的乘積，即
B=1000Pgy =1000′ 8′ 9.81′ .025=19620 （N）
制動力受到粘著條件的限制，最大制動力必須不大于粘著力。如果制動力超過最大制動力，粘著條件被破壞，機車車輪被“抱死”，從而產(chǎn)生“打滑” 現(xiàn)象。而從上述的
計算來看，制動力 F 制 ≤B，所以制動時不會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象。（5）制動倍率閘瓦的傳動率hz =0.85，所以每個閘瓦受到的反作用力為：
N=
? K
=
87112.8
=25621.41
（N）
0.85 ′ 4
0.85 ′ 4
傳動倍率：g
z
=
N
FA
3.2 桿件結構的受力分析與力學計算
3.2.1 桿件結構的受力分析
9
制動桿與拉桿銷釘連接，制動時制動桿受到水平方向的拉力；制動桿與閘瓦托也是銷釘連接，制動時此處受到閘瓦托的反作用力，大小等于閘瓦對車輪踏面的正壓力；制動桿與調節(jié)器也是銷釘連接，受到調節(jié)器給它水平方向的推力。右邊連桿的受力與制動桿差不多，這里不再贅述。機構受力分析如下圖：
圖 3.1 機構受力分析
3.2.2 桿件結構的力學計算
如圖 3.1，現(xiàn)對前制動裝置（左邊部分）進行力學計算。閘瓦的安裝位置與水平線成10° 夾角，即 N1 與水平線成10° 夾角。由圖設計尺寸可得：L1 = 672mm ，L2 = 562mm ，
L3 = L1 - L2 = 110mm ，L4 = 112mm ，L5 = 9mm ，L6 = 305mm ，L7 = 406mm 。
豎直方向上合力為零，即
? Fy = 0 ，F(xiàn)C cos15° = N1 sin10° ⑴
10
B 點合力偶矩為零，即
? M B = 0 ，F(xiàn)A × L1 = N1 × L4 + FC × L5 ⑵
C 點合力偶矩為零，即
? M C = 0 ，F(xiàn)A × L2 = FB × L3 ⑶
由（1）式代入數(shù)據(jù)得：FC = 4490.35 (N)
由（2）式代入數(shù)據(jù)得：FA = 4330.37 (N)
由（3）式代入數(shù)據(jù)得：FB = 22124.25 (N)
絲桿受到的拉力：
Fa = 2FA = 2 ′ 4330.37 = 8660.74 (N)
手輪直徑：
取絲桿的公稱直徑為f36 mm，由圖 3.1 可知，拉桿需要沿水平方向運動 25.6mm，閘瓦才開始接觸車輪踏面，根據(jù) GB5796.3—86，選用螺距 I=10mm，也即手輪轉動兩圈半閘瓦開始對車輪施加壓力制動。手輪轉矩為：
Ta =
Fa × I
2
′ 3.14 × n1
式中，n1 為進給絲桿的效率，取n1 =0.94。代入數(shù)據(jù)得：Ta =14671.26 N·mm
因為 Ta = F × d F 為施加在手輪上的力，d 為手輪直徑。且 F≤160N
所以 d 3
Ta
=
14671.26
= 91.70 mm ，
取 d=300mm。
160
F
對后制動裝置進行力學計算。同理，閘瓦對車輪的正壓力方向與水平方向成10° 的
夾角，即 N2 與水平線成10° 夾角。
E 點合力偶矩為零，即
? M E = 0 , FG × L7 = N2 × L6 (4)
因為 BG 屬于二力桿，則有 FG = FB = 22124.25 (N)，由（4）式代入數(shù)據(jù)得：
N2 = 29450.64 (N)
對連桿在豎直方向合力為零，即
? F
= 0 ，F(xiàn)
cos15 = N
sin10
（5）
y
F
2
由（5）式代入數(shù)據(jù)得：FF =5161.45 (N)
3.3 制動系統(tǒng)主要零件的尺寸計算與確定
11
以下涉及力學計算的公式均來自《機械設計手冊》表 1—64,桿件計算的基本公式[10]。
（1）制動桿的尺寸計算與確定
在制動過程中，制動桿主要受到彎曲應力，因此，現(xiàn)對制動桿危險截面進行彎曲應
力計算。制動桿選用 Q235 材料，根據(jù) GB/T700，材料的彎曲許用應力[s ] =158～235Mpa，
取[s ] =160Mpa，制動桿的受力分析簡圖如下圖：
圖 3.2 制動桿受力分析
制動桿的彎矩圖如下圖：
圖 3.3 制動桿彎矩圖
由彎矩圖知，C 截面為危險截面，設計時取制動桿寬度為 20mm，即 b=20mm。則
s = M max
Wz
式中，M max 為危險截面彎矩；Wz 為抗彎截面系數(shù)。
M
max
= F × L
，W
=
bh
2
。
B3
z
6
危險截面彎曲應力不能大于許用彎曲應力，即s = M max ≤[s ]
Wz
由上述式子代入數(shù)據(jù)得：h≥67.55mm，取 h=97mm。
制動桿零件圖如下圖：
12
圖 3.4 制動桿零件圖
（2）銷釘?shù)募羟袘?
銷釘選用 Q235 材料，其剪切許用應力[t ] = 100MPa ，則
t = FAs ≤[t ]，F(xiàn)s = N21 ， A = p ( d2 )2
由上述式子代入數(shù)據(jù)得：d≥12.77mm。取 d=23.5mm。
其他銷釘?shù)挠嬎惴椒ㄒ粯?，具體尺寸見總裝圖。
（3）拉桿的抗拉強度
拉桿選用 Q235 材料，由《機械設計手冊》2008，碳素結構鋼的力學性能得，Q235
鋼的抗拉強度為[s ] =375～500Mpa，取[s ] =375Mpa。由《機械設計手冊》桿件計算的基
本公式[10]得，
s = PA ≤[s ] ，P 為拉桿承受的拉力，P=F A =4330.37 N；A 為拉桿橫截面積，A = a2 。
由此解得：a ≥3.4mm。由于制動桿的厚度為 20mm，為了與之配合協(xié)調，取a =20mm。
拉桿的長度根據(jù)結構的需要以及在機車安裝的位置定，取長度為 1090mm。拉桿零件圖如下圖：
圖 3.5 拉桿零件圖
（4）扭力桿在扭矩作用下的剪切應力和最大扭轉角扭力桿選用 Q235 材料，其在扭矩作用下的許用剪切應力為[t ] = 98MPa 。由《機械
設計手冊》桿件計算的基本公式[10]得，
M
t max = W K ≤[t ]
K
式中，M K 為扭力桿所受扭矩；WK 為抗扭截面模數(shù)。
13
M K =14671.26 N·mm，WK = J K = pd 3 。由上述式子代入數(shù)據(jù)得： r 16
d≥9.14mm，取 d=38mm。
在扭矩作用下的最大扭轉角j ：
j =
M K l
×
180
(°/m)
GJ K
p
式中，l 為桿長；G 為材料剪切彈性模數(shù)； J K 為抗扭慣性矩。
G =
E
2(1 + m)
式中，E 為彈性模量，m 為泊松比。Q235 的剪切彈性模數(shù) G=79GPa。
J K = pd 4
32
材料的許用扭轉角[j] = 1.5 / m
由此解得：l ≤28819.59mm 。取l =2188mm。
扭力桿零件圖如下圖：
圖 3.6 扭力桿零件圖
（5）連桿的抗拉強度及彎曲應力由圖 3.1 受力分析可知，后制動裝置中連桿受到FF = 5161.45 （N）拉力，受到FG
和 N2 共同作用的彎矩。連桿的零件圖如下圖：
14
圖 3.7 連桿零件圖
對連桿受力分析如下圖：
圖 3.8 連桿受力分析
連桿的彎矩圖如下圖：
圖 3.9 連桿彎矩圖
15
將 FG 分解為水平和豎直兩個方向（相對于圖 3.8 ）的力，其中
FGy = FG cos10 =21788.13 (N)。F 截面為最大彎矩截面處，則
M max =112×21788.13=2440270.56 （N·mm）
連桿選用 Q235 材料，根據(jù) GB/T700，材料的彎曲許用應力[s ] =158～235Mpa。設計時取連桿厚度為 20mm，即 b=20mm，最大彎曲應力截面處高度為 95mm，即 h=95mm。則此處的彎曲應力為：
s = M max
Wz
bh2
式中，M max 為危險截面彎矩；Wz 為抗彎截面系數(shù)。Wz = 6 。
由此解得：s =81.12 Mpa＜[s ] ，因此所設計尺寸符合要求。
(6) 絲桿的抗拉強度及抗扭強度
在機車制動過程中，絲桿受到軸向拉力及絲桿螺母副產(chǎn)生的扭矩。絲桿零件圖如下
圖：
圖 3.10 絲桿零件圖
絲桿選用 Q235 材料，由《機械設計手冊》2008，碳素結構鋼的力學性能得，Q235
鋼的抗拉強度為[s ] =375～500Mpa，取[s ] =375Mpa。由《機械設計手冊》桿件計算的
基本公式[10]得，
s = PA ≤[s ]
式中，P 為拉桿承受的拉力，P= Fa =8660.74 N；A 為拉桿橫截面積， A = p ( d2 )2 。
由此解得：d≥5.42mm。
絲桿在扭矩作用下的許用剪切應力為[t ] = 98MPa 。由《機械設計手冊》桿件計算
的基本公式[10]得，
M
t max = W K ≤[t ]
K
式中，M K 為扭力桿所受扭矩；WK 為抗扭截面模數(shù)。
16
M K =14671.26 N·mm，WK = J K = pd 3 。由上述式子代入數(shù)據(jù)得： r 16
d≥9.14mm，綜合拉力與剪切應力計算的直徑，絲桿最小截面處直徑取 d=25mm。
絲桿在扭矩作用下的最大扭轉角j ：
j =
M K l
×
180
(°/m)
GJ K
p
式中，l 為桿長；G 為材料剪切彈性模數(shù)； J K 為抗扭慣性矩。
G =
E
2(1 + m)
式中，E 為彈性模量，m 為泊松比。Q235 的剪切彈性模數(shù) G=79GPa。
J K = pd 4
32
材料的許用扭轉角[j] = 1.5 / m
由此可解得：l ≤4587.04mm，根據(jù)機構的需要取l =458mm。
3.4 標準件及外購件的選用
（1）閘瓦的選用
根據(jù)窄軌工礦電機車用閘瓦 JB/T3267——1991 以及機車車輪滾動圓直徑f680 mm，
選用標準閘瓦，閘瓦材料為中磷鑄鐵（HT150）。閘瓦零件圖如下圖：
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