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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(nèi)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(diào)研及撰寫畢業(yè)調(diào)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(nèi)容與思路················································································· 3
1.4.1 課題研究的內(nèi)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(zhì)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。基礎制動裝置結構
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Ｋ?，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(mào)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(nèi)容與思路
1.4.1 課題研究的內(nèi)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(diào)速方式：斬波調(diào)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?。而這種制動效果的好壞，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(nèi)，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(diào)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(diào)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(diào)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(diào)節(jié)器還起到調(diào)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(zhì)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(diào)節(jié)器也是銷釘連接，受到調(diào)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(diào)，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：
17