机械毕业设计（论文）-ZL50装载机制动系统设计（全套图纸） .pdf

唐 山 学 院 毕毕 业业 设设 计计 设计题目：zl50 装载机制动系统设计 系系 别：别： 机电工程系 班班 级级： 11 机本 1 班 姓姓 名：名： 指指 导导 教教 师：师： 2 0 1 5 年5 月20 日 zl50 装载机制动系统设计 摘 要 制动系统是装载机最重要的系统之一。装载机的制动是指使行驶或作业中的装 载机减速或者停车、使下坡行驶的装载机速度保持稳定以及使已经停止的装载机保 持不动，相应的一系列专用装置即称为制动系统。它对于提高作业生产效率，保证 人、机的安全起着极其重要的作用。 本次设计通过对 zl50 型装载机制动系统结构进行分析与计算，参阅了大量的 装载机设计的参考书，根据对装载机制动系统的要求，设计出符合国家标准和行业 标准的制动系统。 在设计过程中，以实际产品参数为基础，首先对总体方案设计，确定行车制动 采用气顶油四轮钳盘式制动器，停车制动采用内张蹄式制动器。然后根据任务书要 求， 计算制动系统的主要参数包括最大制动力矩、制动力分配系数、同步附着系数、 制动器结构参数等，在此基础上对制动器主要零部件进行设计计算。并对驱动系统 进行简单设计，最后完成制动器装配图，零件图及三维图的绘制。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 关键词关键词：zl50 装载机 气顶油钳盘式制动器 内张蹄式制动器 design of braking system for zl50 loader abstract the brake system is one of the most important systems in the loader the driving or operating in slow down or stop of the loader, make the downhill speed loader remained stable and has stopped the loader remain motionless. these collectively for loading machine brake, corresponding to a series of special device known for the brake system.it plays an important role in improving the operation efficiency, the safety of the people and the computer. this design through the liugong zl50c car loading machine braking system structure is analyzed and calculated, according to the requirements of the machine brake system of wheel loader design braking system in conformity with national standards and industry standards. in the design process, based on the actual product, the brake is used for the four wheel caliper disc brake and the brake shoe type brake is used then, the brake torque, braking force distribution coefficient, the friction factor, the brake structure parameters are calculated, and the main parts of the brake are designed finally complete the brake assembly drawing, detail drawing and 3d drawing key words: zl50 loader air top oil clamp disc brake shoe brake 目 录 1 绪论 1 1.1 装载机制动系统发展现状 1 1.2 研究制动系统设计的意义 1 1.3 制动系统设计的要求 1 1.4 制动系统的组成 2 1.5 制动系统的工作原理 3 2 总体方案设计 4 2.1 zl50 装载机参数的选择 4 2.2 制动器方案的选择 4 2.2.1 行车制动系统 . 4 2.2.2 驻车制动系统 7 2.3 制动驱动方案选择 7 2.4 本章小结 . 9 3 制动系统主要参数的确定 . 10 3.1 同步附着系数0的确定 . 10 3.2 前后轴制动力矩分配系数 . 10 3.3 制动距离与制动减速度计算 11 3.4 制动器的最大制动力矩 12 4.制动器的结构及主要零部件设计计算 . 13 4.1 制动器的结构参数 13 4.1.1 钳盘式制动器主要参数的确定 13 4.1.2 蹄式制动器主要参数的确定 16 4.2 制动器主要零部件的设计 18 4.2.1 钳盘式制动器主要零部件的设计 18 4.2.2 蹄式制动器主要零部件的设计 20 4.3 驻车制动能力的计算 25 4.4 摩擦衬片磨损特性计算 26 4.5 检查制动蹄有无自锁 28 4.6 本章小结 28 5.驱动系统的设计 . 29 5.1 气制动阀 . 29 5.2 制动轮缸直径 30 5.3 制动主缸直径 d0的确定 30 5.4 制动踏板作用力及踏板行程 31 6.制动性能分析 . 32 6.1 制动性能评价指标 32 6.2 制动效能 . 322 6.3 制动效能的恒定性 33 6.4 制动时装载机的方向稳定性 33 6.5 经济技术性分析 34 结论 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 谢辞 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 1 1 绪论 1.1 装载机制动系统发展现状 目前，国内生产的轮式装载机采用的制动系统主要有以下几种形式： 1）以成工 zl50b、柳工 zl50c 为代表，行车制动采用单管路、气顶油四轮钳盘 式制动；停车制动采用气动操纵的蹄式制动器，并具备紧急制动功能。 2）以山工 zl50d、常林 zlm50b 为代表，行车制动采用双管路、气顶油四轮钳 盘式制动；停车制动采用软轴机械操纵的蹄式制动器，但不具备紧急制动功能。 3）以厦工、临工、龙工的 zl50 为代表。行车制动采用单管路、气顶油四轮钳 盘式制动； 停车制动采用软轴装载机操纵的蹄式制动器， 但不具备紧急制动的功能。 4）以柳工 clg856 为代表，行车制动采用的是全液压双回路湿式制动；停车制 动采用停车制动电磁阀，并且具备紧急制动功能。全液压湿式制动系统的行车制动 器是全封闭的，具有制动性能不受环境影响等特点。因此国外的先进轮式装载机均 采用全液压湿式制动，是装载机制动系统的发展趋势。 国产的 zl50 型轮式装载机，其行车制动普遍采用气顶油四轮钳盘式制动，停 车制动一般采用蹄式制动器，其制动的位置在变速箱的输出轴前端。停车制动的驱 动方式既有手拉软轴控制的，也有气动控制的，气动控制的一般都具有紧急制动功 能。本设计以 zl50c 为代表研究装载机的制动系统。 1.2 研究制动系统设计的意义 装载机制动系统的功用是使装载机以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡 行驶时， 使装载机保持适当的稳定车速； 使装载机可靠地停在原地或坡道上。 因此， 必须充分考虑制动系统的控制机构和制动执行机构的各种性能，然后进行装载机的 制动系统的设计以满足装载机安全行驶的要求。制动系统是保证行车安全的极为重 要的一个系统，也是保证正常工作的重要因素。制动性直接关系到交通安全，由于 频繁的使用制动器会使制动器磨损严重，因此装载机制动系统改进研究对提高装载 机制动性能有这重要的实际与理论意义。 1.3 制动系统设计的要求 1）能适应相关的标准和法规规定。各项性能指标除了应该满足设计任务书的 规定和国家标准的相关要求外，也要考虑到销售国家或地区的法规及用户需求。 2）具有足够的制动效能。包括行车制动效能和停车制动效能。 3）制动稳定。制动时不允许有明显的“跑偏”现象，前后桥上的制动力分配 应合理。 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 2 4）操纵轻便。制动时施加于踏板上的力应该为 200300n；紧急制动时不超过 430n。施加于手制动杆的力应为 250350n。踏板行程一般不大于 200mm，手制动杆 行程一般不大于 250mm。 5）制动器散热可靠。若温度过高，会使制动器的摩擦系数迅速减小，制动力 矩急剧下降，故应当尽力避免制动器温升过高。 6）制动的平顺性好。制动力矩能够快而平稳的增加，也能迅速而彻底的解除。 1.4 制动系统的组成 装载机的制动系统包括脚制动系统、手制动系统和辅助制动装置。 脚制动系统又称行车制动系统，是使行驶中的装载机减低速度甚至停车的一套 专门装置。其制动的驱动机构都是加力的，采用空气制动、气顶油综合制动、液压 制动等不同的方案。手制动系统又称为停车制动系统，它主要用于坡道停车或装载 机停驶后，使其可靠的保持在原地，防止滑移。国产 zl50 型轮式装载机的停车制 动器一般有三种结构：带式制动器，蹄式制动器和钳盘式制动器。 本设计以 zl50 型轮式装载机为代表研究装载机的制动系统。 zl50c 型装载机行 车制动采用单管路、 气顶油四轮钳盘式制动； 停车制动采用气动操纵的蹄式制动器， 并具备紧急制动功能。zl50c 型装载机制动系统原理如图 1-1 图 1-1 zl50 带紧急制动的制动系统 1-空气压缩机；2-组合阀；3-单管路气制动阀；4-气压表；5-气喇叭；6-空气罐；7-紧急和停 车制动控制阀；8-顶杆；9-制动气室；10-快放阀；11-蹄式制动器（停车制动） ；12-加力器； 13-制动灯开关；14-钳盘式制动器（停车制动） 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 3 1.5 制动系统的工作原理 空气罐经过发动机的带动输出压缩空气，经过压力控制阀进入空气罐。当空气 罐内的压缩空气达到制动系统所需求的最高工作压力时，压力控制阀就关闭通向空 气罐的出口，并打开卸载口，将空气压缩机输出的压缩空气直接排向大气。当空气 罐内的压缩空气压力低于制动系统最低工作压力时，压力控制阀就关闭卸载口，打 开通向空气罐的出口，使压缩空气进入空气罐内进行补充，直到空气罐内的压缩空 气达到制动系统的最高工作压力为止。 当制动时，脚踩下气制动阀的脚踏板，空气罐输出的压缩空气经过气制动阀， 一部分进入加力器的加力缸，推动加力缸活塞及加力器总泵，在气动助力泵的作用 下将气压转化为液压 ，输出高压制动液，高压制动液推动钳盘式制动器的活塞， 将摩擦片压紧在制动盘上从而制动车轮；另一部分进入变速操纵阀的切断阀大腔， 切断挡油回路，使变速箱自动挂空档。脚放松踏板时，在弹簧力作用下，加力器、 切断腔大腔内的压缩空气从气制动阀处排到大气。制动液的压力释放并回到加力器 总泵，解除制动，变速箱档位恢复。 当需要停车制动或者紧急制动时，操纵紧急和停车制动控制阀切断压缩空气， 制动气室、切断阀小腔内的压缩空气经过快放阀排入大气，切断换挡油路，变速箱 自动挂空档，同时释放制动气室内的弹簧，推动制动气室内的活塞并驱动蹄式制动 器，实施停车或紧急制动。当制动系统气压低于安全气压时，紧急和停车制动控制 阀能自动动作，实施紧急制动。 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 4 2 总体方案设计 2.1 zl50 装载机参数的选择 本设计选用 zl50c 型轮式装载机。zl50c 型装载机的主要性能参数如表 2- 1 所示 表 2-1 zl50c 型装载机的主要性能参数 长*宽*高（mm） 8034*2976*3483 整机工作重量（kg） 16500 轴距（mm） 3427 轮距（mm） 2150 发动机最大扭矩（nm） 855 发动机功率（kw） 162 发动机额定转速（r/min） 2200 铲斗额定载荷（kg） 5000 最大卸载高度（mm） 2970 最大高度的卸载距离（mm） 1200 最大牵引力（kn） 160 转向角 35 前进档车速（km/h） 10 前进档车速（km/h） 34 后退档车速（km/h） 13 转向泵排量（ml/r） 134 转向系统工作压力（mpa） 12 举升油缸数量*内径*行程 2*165*757 转斗油缸数量*内径*行程 1*200*540 转向油缸数量*内径*行程 2*100 2.2 制动器方案的选择 装载机的制动系统的设计是一项系统性、综合性的设计，它涉及了整个制动系 统中整体和零件的设计。 在设计中不但对整体有要求， 对各个零件也有单独的要求。 对整个制动系性能，还要有使用性能良好、故障少等要求。对零部件的要求除了能 实现各自功能外，还要求能与其他部件良好装配。因此，在制动系统设计前，应首 先提出制动系统综合设计方案。 2.2.1 行车制动系统 2.2.1.1 盘式制动器 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 5 盘式制动器是靠制动摩擦块摩擦制动盘实现制动的，故称为盘式制动器。根据 结构不同，又可分为钳盘式制动器和全封闭多盘式制动器等。盘式制动器尤其是浮 动钳式盘式制动器已经广泛地应用于中型客车的前轮，与后轮鼓式制动器配合使 用，也可使后轮制动器较容易地附加驻车制动的驱动机构，兼作驻车制动制动器之 用。钳盘式制动器的结构图如 2-1 所示。 图 2-1 钳盘式制动器结构 1-螺钉；2-左、右缸体；3-车桥凸缘；4-活塞；5-密封圈；6-防尘罩；7-制动摩擦块；8-制动 盘；9-导向销；10-导向板 盘式制动器的优点： 热稳定性好。原因是由于自行增力的作用，摩擦衬块表面的压力分布较鼓式 制动器中的摩擦衬片相比更为均匀。此外，制动鼓受热膨胀后会使工作半径增大， 使制动鼓与制动蹄的中部接触，因而降低了制动效能，这称为机械衰退。反之制动 盘受热轴向膨胀极小，而径向膨胀不会影响制动效能，可假设为无机械衰退。因此， 采用盘式制动器，制动时装载机不易跑偏。 水稳定性好。制动块对制动盘的单位压力高，容易将水挤出，故而浸水后制 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 6 动效能降低不大；又由于制动盘旋转的离心作用及制动块对制动盘的擦拭，出水后 需一、二次制动即能恢复正常工作。而鼓式制动器则需十余次制动方能恢复。 制动力矩与装载机运动方向无关。 盘式制动器易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。 制动器的尺寸小、质量小。 压力在制动衬块上的分布比较均匀，故衬块磨损也均匀。 更换衬块更简单容易。 摩擦块与制动盘之间的间隙小，从而缩短了制动协调时间。 盘式制动器的间隙易于自我调整。 2.2.1.2 鼓式制动器 鼓式制动器分为内张型和外束型两种。内张型的制动鼓以内圆为工作表面，应 用广泛。外束型的制动鼓的工作表面则是外圆柱面，由于尺寸较大应用较少。鼓式 制动器一般具有自刹作用：刹车时令蹄片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲 一个角度，刹车时蹄片外张力(刹车制动力)越大，则自刹作用就越明显。 图 2-2 鼓式制动器分类 鼓式制动器按蹄的类型还分为领从蹄式制动器如图 a，双领蹄式如图 b，双向 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 7 双领蹄式如图 c，双从蹄式如图 d，单向自增力式如图 e，双向自增力式制动器如图 f。比较各种制动器的效能因数可知：增力式制动器效能最高、双领蹄次之、领从 蹄又次之、而双从蹄效能最低。但若就效能因数稳定性而言，则正好相反，双从蹄 最好，增力式最差。 和盘式制动器相比，鼓式制动器的散热性要差得多，而且鼓式制动器制动稳定 性差，在不同环境下的制动力差别很大不易掌控。又由于散热性能差，在制动的过 程中集聚大量的热。会使制动块和轮鼓发生极为复杂的变形，产生制动衰退和振抖 现象，使制动效能下降。另外，使用鼓式制动器，应定期检查刹车蹄的空隙，甚至 要把整个刹车鼓拆出来清理累积在内的刹车粉。 所以本设计 zl50 型装载机行车制动系统采用气顶油四轮钳盘式制动。 2.2.2 驻车制动系统 驻车制动器，通常是指机动车辆安装的手动刹车，简称手刹。在装载机停稳后 用于稳定车辆，避免装载机在斜坡路面停车时由于溜车造成事故。zl50c 型装载机 驻车制动采用气动双蹄内张蹄式自动增力式制动器。其制动的位置在变速箱的输出 轴前端。 2.3 制动驱动方案选择 制动驱动机构作用是将驾驶员或其它方式来源的力传给制动器，使之产生需要 的制动转矩实现制动。 制动系统的可靠性在很大程度上都取决于驱动机构的结构和性能。所以首先应 保证驱动机构的可靠性；其次是制动力应尽可能快的产生和撤除，以尽快的发挥制 动性能；再次是操纵制动驱动机构尽可能省力。保证装载机在最理想的情况下产生 制动力矩。 根据制动力来源的不同，制动系的驱动机构可以分为简单制动、动力制动和伺 服制动三大类。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区 别。 1）简单制动系。简单制动系即为靠人力制动，是单单依靠驾驶员作用于制动 踏板上或手柄上的力作为制动力源，而力的传递方式又有机械式和液压式两种。 机械式传递靠杆或钢丝绳传力，造价低廉，结构简单，工作可靠，但机械效率 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 8 较低，传动比小，而且很难保证前后轴制动力的准确比例和左右轮制动力的均衡。 所以目前装载机的行车制动都已淘汰这种传递方式。但因为机械式传递结构简单、 经济性好，工作可靠等优点被广泛地应用于中、小型装载机的停车制动器中。 液压制动通常用于行车制动装置。液压制动的优点是作用滞后时间较短 (0.1s0.3s)，工作压力大(可达 10mpa12mpa)，缸径尺寸小，故可以安装在制动 器的内部作为制动蹄张开机构或制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动件，这 样就大大减少了非悬挂质量。但液压制动也有一定缺点：主要是过度受热后会有一 部分制动液气化，会在管路内形成气泡，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压 制动被广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。 2）动力制动系。动力制动系是指装载机制动的力源是由发动机动力形成的气 压或液压进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于操纵制动回路中控 制元件。不同于简单制动系，踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不 复存在。因此，动力制动系的踏板力较小且可有适当的踏板行程。 动力制动系也分为气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系三种。 气压制动系。气压制动系是动力制动系中最常见的型式。由于气压制动系可 获得较大的制动驱动力，且制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开都很方 便，因此被广泛应用在总质量为 8t 以上的客车、载货装载机和越野装载机上。但 气压制动系结构复杂。必须采用空气压缩机、储气罐、制动阀等装置，使制动系统 的结构复杂、轮廓尺寸大、造价高。由于管路中气压的产生和撤除均较慢，相比液 压制动作用滞后时间较长(0.3s0.9s)。因此，若制动器到制动气室和储气筒的距 离较远，就有必要加设气压制动的第二级控制元件继动阀(即加速阀)以及快放 阀。气压制动系管路工作压力较液压低(一般为 0.5mpa0.7mpa)，因而制动气室的 直径大，不能置于制动器内，再通过杆件以及凸轮或楔形块驱动制动蹄和制动鼓摩 擦，使非悬挂质量增大。另外，制动气室工作时会有较大的噪声。 气顶液式制动系。气顶液式制动系是动力制动系的另一种常见型式。即依靠 气压系统作为液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动 和气压制动两者的主要优点。但是，显然其结构复杂、质量大、造价高，故主要用 于重型装载机上，一部分总质量为 9t11t 的工程机械、中型车辆上也有所采用。 全液压动力制动系。全液压动力制动系是目前最先进的制动系。除了具有一 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 9 般液压制动系统的优点外，还具有制动能力强、制动反应快、受气阻影响较小、操 纵轻便、易于采用制动力防滑移装置和调节装置，及可与动力转向、液压悬架、举 升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但显然其结构相当复杂，对系 统的密封性要求也较高，以目前水平并未得到广泛应用，仅用于某些高级轿车、大 型客车以及极少数的重型矿用装载机上。 3）伺服制动系。伺服制动系是指在人力液压制动系中增加由其他能源提供的 助力装置，使得人力和助力并用，减轻人力负担。正常情况下，伺服制动输出工作 压力主要依靠动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，依然可以由人力驱动液压 制动系统。按伺服系统能源的不同，又可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和 液压伺服制动系。其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。 综上所述，装载机属于重型车辆故行车制动系统采用较为成熟的气顶液式制动 系，而驻车系统采用气压制动系。 2.4 本章小结 本章主要对 zl50 型装载机制动系统的总体设计进行了比较和论证选择，通过 对装载机整体参数的选择。确定了制动器的结构型式、制动驱动机构的结构型式， 对制动系统进行了整体上的选择。 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 10 3 制动系统主要参数的确定 3.1 同步附着系数0的确定 装载机制动时根据底盘制动力的分配，载荷情况及道路的附着系数和坡度等因 素，当制动力足够时，制动过程出现前后轮同时抱死时附着条件利用最好。 (1)当0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定的工况，但汽车丧失 了转向能力； (2)当0时：制动时总是后轮优先抱死，这时会发生后轴侧滑而使装载机 失去方向稳定性，现实中应尽量避免； (3)当0时：当装载机制动时前、后轮同时抱死，这是种稳定的工况，但 是汽车也丧失了转向能力。 分析表明， 装载机在同步附着系数为 0 的路面上制动(前、 后车轮同时抱死)时， 其制动减速度为gqg dt du 0 =，即 0 =q，其中 q 为制动强度。然而在附着系数 为的地面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度 q，这个结论说明 只有在 0 =q的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出，轮式重型工程机械的同步附着系数取为 0.8- 1.0。本设计装 载机采用0=0.8。 3.2 前后轴制动力矩分配系数 1）空满载时重心距前轴的距离 l1、l1 ，距后轴的距离 l2、l2 空载时：l1=1250mm，l2=950mm 满载时：l1=1100mm，l2=1100mm 2）空满载时重心高度 hg、hg mm2359 4663 . 0 1100 25tan 1100 tan mm2037 4663 . 0 950 25tan 950 tan 1 1 = = 满载时： 空载时： l h l h g g 前后轴制动力矩分配系数根据公式 =(l2+0hg)/l 式中：l2空载时距后轴的距离； 0同步附着系数； hg空载时重心高度； l轴距； 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 11 带入数据得： 由于装载机的轮胎规格为 23.5- 25，其中轮胎的断面宽度为 23.5 英尺，即 23.5 25.3=596.9mm，轮辋直径为 25 英寸，即 2525.4=635mm 故车轮的滚动半径：rr=（2596.960%+635）/2=675.64mm 取 650mm 3.3 制动距离与制动减速度计算 制动的减速度即为制动时车速对时间的导数 t u d d 。这个数值反映了地面对装载 机制动力的大小，由此与制动器制动力距及附着力有关。 在不同路面上，因为地面给装载机的制动力为 xbbfg= 所以装载机所能达到的减速度为 maxbbag=（m/s2） 若前、后轮同时抱死，则 maxbsag= 式中：g装载机所受重力，n； s滑动附着系数； （s=0.8） g重力加速度，9.8g = m/s2； v制动初速度，m/s； 代入数据得 a=0.89.8=7.84m/s2 装载机的制动距离对行驶安全有着重大的影响，它是指当行驶中的装载机速度 降为 0 时，装载机所驶过的距离。制动距离与制动踏板力、装载机的载荷、路面附 着系数、发动机是否结合等诸多因素相关。由于各种汽车的动力性不同，对制动效 能也提出了不同的要求：一般重型货车的速度低，要求就稍低一些，轿车、轻型货 车行驶车速高，所以对制动效能的要求也高。 、 式中： 2 制动机构的滞后时间，单位 s； （0.2s0.45s，计算时取 0.3s） 2制动器制动力增长过程所需的时间，单位 s； （一般为 0.2s） 2制动器作用时间，一般在 0.2s0.9s 之间； v制动初速度，取前进档车速 34km/h=9.4m/s； 代入数据得： 76 . 0 3427 20378 . 0950 = + = max 2 0 2 0 . 2 . 2 92.2526 . 3 1 b a a a u us+ += 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 12 综合国外有关标准和法规，货车最大制动距离为115/15 . 0 2 vvst+= 式中第一项为反应距离；第二项为制动距离， t s 单位为 m；v单位为 m/s。 代入数据得： mvvst12 . 2 115/4 . 94 . 915 . 0 115/15 . 0 22 =+=+= 显然，s t s，故本设计符合要求 3.4 制动器的最大制动力矩 则前轮所需最大制动力矩： 每个前轮制动器应有的最大制动力矩： m8580106508 . 016500 3- r00max =nrgm 5 .18693739 2 1 2 1 1 = mt m37398580 34272 23598 . 01100 r 2 r00 g02 1 = + = + =ng l hl m ms48 . 1 84 . 7 92.25 4 . 9 4 . 9) 2 2 . 0 3 . 0( 6 . 3 1 2 = += 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 13 4.制动器的结构及主要零部件设计计算 4.1 制动器的结构参数 4.1.1 钳盘式制动器主要参数的确定 1）制动盘直径 d 制动盘直径 d 在允许的情况下尽可能取大值，这样使制动盘有效半径增大，使 制动钳的夹紧力减小，对降低衬块的单位压力和工作温度都有一定效果。但受于轮 辋直径的限制，制动盘的直径 d 通常是轮辋直径的 70%79%。本次设计取 75%。如 图 4-1 所示 图 4-1 制动盘 则 d=63575%=476,25 取 d=476。 2）制动盘厚度 h 制动盘厚度 h 对工作时温升和制动盘质量都有一定影响。为减小质量，制动盘 厚度不应很大；但是为了减小温升，厚度又不宜取得过小。制动盘可以铸造成实心 的，或者可以在制动盘中间铸出通风孔道以散热。一般实心制动盘厚度可取为 1020mm，通风式制动盘厚度取为 2050mm。本设计取 20mm。 3）摩擦衬块外半径 r2 与内半径 r1 推荐摩擦衬块外半径 r2 与内半径 r1 的比值不大于 1.5。若这个比值偏大，制 动时衬块外缘与内侧圆周速度相差较大，这样磨损不易均匀，最终将导致制动力矩 变化大。如图 4-2 所示 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 14 图 4-2 制动块总成 选 r2/r1=1.4 由于摩擦衬块外援半径略小于制动盘半径 238， 取 r2=230mm， 则： r1=r2/1.4=230/1.4=164.3，取 r1=164mm 4）制动衬块的面积 a 式中： 摩擦衬面扇形角，一般=5060，取=60。 5）摩擦衬块材料的确定 材料的摩擦系数越高，耐磨性越差，考虑到热稳定性、压力和温度的影响，本 设计选择粉末冶金作为摩擦衬块的材料。 制动器用摩擦材料的摩擦系数稳定值大约为 0.30.5，本设计取=0.3。 6）制动衬块的设计计算 制动器的制动力矩为 t=2pr 式中：p单侧制动块对制动盘的压紧力 r作用半径。 所以： 7）衬块磨损特性的计算 摩擦衬块的磨损受摩擦速度、温度、摩擦力、制动盘的材料以及衬块本身材料 等许多因素的影响。热衰退试验曲线如图 4-3 所示。 2222 1 2 2 mm13616164-230 360 60 - 360 = = =）（）（ rra mm197 2 164230 2 21 = + = + = rr r n r t p10474 101973 . 02 1238 2 3- = 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 15 图 4-3 热衰退试验曲线 目前常采用能量耗散率（又称单位功负荷）做为磨损特性的评价指标，也就是 单位时间内衬块单位摩擦面耗散的能量，单位为 w/mm 2。 式中：g0车辆的总质量（kg） ； 回转质量转算系数； v1、v2制动初速度和钟速度（m/s） ； t制动时间（s） 。t=v1/a（a 为制动减速度） ； a制动衬块的摩擦面积（mm 2） ； 制动力分配系数。 在紧急制动停车的情况下，v2=0，并可以取=1，故： 所以： a g t4 v-v e 2 2 2 10 ）（ = a g t4 v e 2 10 = 8 . 176. 0 13616 84. 736 340 4 3600 1000 3416500 e= = 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 16 用衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力即比摩擦力 f0计算衬块的磨损特性。 单个前轮制动器的比摩擦力为： f0=t/ra 式中：t单个制动器的制动力矩； r制动衬块平均半径； a单个前轮制动器的衬块摩擦面积。 所以： 4.1.2 蹄式制动器主要参数的确定 1）制动鼓内径 d 若制动鼓内径大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但制动鼓与轮辋之间 应该留有一定的间隙，一般要求间隙在 2030mm 之间，否则不仅制动鼓散热条件 太差， 而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。 并且制动鼓应该有一定的壁厚， 使制动鼓有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就 大，并且更容易保证加工精度。 图 4-4 鼓式制动器主要几何参数 制动鼓直径与轮辋直径之比 d/dr 的范围如下： 22 3 0 mm/46. 0mm/ 13616197 101238 fnn ra t = = 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 17 83. 0-70 . 0 / 74 . 0 -64. 0/ r r = = dd dd 货车： 轿车： 制动鼓内径尺寸应参考专业标准 qc/t3091999制动鼓工作直径及制动蹄片 宽度尺寸系列 。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小 125mm-150mm，载货装载机和客 车的制动鼓内径一般比轮辋外径小 80mm-100mm， 设计时亦可按轮辋直径初步确定制 动鼓内径见表 4-1。 表 4-1 制动鼓最大内径 制动鼓内径尺寸应符合 qc/t 309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸 系列的规定。由上述表格参照，中央制动器初选制动鼓内径 320mm。 2）摩擦衬片宽度 b 包角 制动鼓内径r既定后， 摩擦衬片宽b和包角决定了衬片的摩擦面积ap， 而a=rb ，制动蹄总的摩擦面积愈大则磨损特性愈好。根据资料统计，单个蹄式制动器总 的衬片摩擦面积随汽车总重而增加具体数如表 4-2： 表 4-2 制动器衬片摩擦面积 装载机类型 装载机总质量 m/t 单个制动器总的摩擦面积 a/mm2 轿车 0.9-1.5 100-200 1.5-2.5 200-300 货车与客车 1.0-1.5 120-200 1.5-2.5 150-250 多为（150-200） 2.5-3.5 250-400 3.5-7.0 300-650 7.0-12.0 550-1000 12.0-17.0 600-1500 多为 （600-1200） 由根据表 4-2 选取对于车总质量 m =12t-17t 时，a =600-1500mm 2 则 b=a/r=148.48， 取 b=150 制动鼓半径 r=d/2=320/2=160mm 确定后，衬片的摩擦面积为 ap=rb 轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20 制 动 鼓 最 大 内 径/mm 轿车 180 200 240 260 - - 货车、客车 220 240 260 300 320 340 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 18 初选=100初选 ap=1400/2=700cm 2 制动蹄如图 4-5 图 4-5 制动蹄 3）摩擦衬片起始角0 摩擦衬片起始角0如图 4-4 所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中 央。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改 善制动效能和磨损的均匀性。 0=100-/2=100-100/2=50 4）制动器中心到张开力 f0 作用线的距离e 在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下， 应使距离a尽可能地大， 以提高起制动效能，初步设计时可暂取e=0.8r 左右。 e=0.8r=128mm 5）制动蹄支承点位置坐标a和c 应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使尽可能a大而c尽可能小。 初步设计可取a=0.8r 左右，a=0.8r=128mm。c取为 40mm。 4.2 制动器主要零部件的设计 4.2.1 钳盘式制动器主要零部件的设计 1）制动盘 制动盘结构形状有平板型和礼帽型，由于设计的是钳盘式制动器，故采用礼帽 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 19 型制动盘。考虑机械作业环境的恶劣以及尘沙较多，为了避免制动盘积聚沉沙造成 划伤，故选用实心制动盘。 2）制动钳 制动钳由球墨铸铁 qt/400-18 制造，做成整体的，其外缘留有开口，以便不必 拆下制动器便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工 出制动油缸。 为了减少传给制动液的热量， 将杯型活塞的开口端顶靠制动块的背板。 活塞由铝合金制造，为了提高耐磨性，活塞的工作表面要进行镀铬处理。制动钳如 图 4-6 图 4-6 制动钳 3）制动块 制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固的压嵌在一起。衬块为扇形。活 塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由 钢板制成。设计的盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩 擦衬块。 4）摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到 一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和 耐冲击性能，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 20 综合考虑，制动盘采用耐磨性能良好的珠光体灰铸铁铸造，为保证足够的强度 和耐磨性能，其牌号为 ht250. 5）盘式制动器的间隙 制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由 旋转。一般盘式制动器的设定间隙为 0.10.3mm，此间隙的存在会导致踏板或者手 柄的行程损失，因而应尽量小些。 6)钳盘式制动器三维效果图如图 4-7 所示 图 4-7 钳盘式制动器 4.2.2 蹄式制动器主要零部件的设计 1）制动蹄 装载机和微型、轻型载货装载机的制动蹄广泛采用 t 形型钢辗压或钢板冲压 焊接制成；大吨位载货装载机的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动 蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时 开有一、两条径向曹，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片于制动鼓之间 的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。装载机 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 21 制动蹄的断面有工字形、山字形和字形几种。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3mm-5mm；货车的约为 5mm-8mm。摩擦 衬片的厚度，轿车多为 4.5mm-5mm；货车多为 8mm 以上。衬片可铆接或粘贴在制动 蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声 较小。 本车制动蹄采用 ht200 铸造。 2）制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大量的热容量，制动时其温升不应超过极限值。 制动鼓的材料应于摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面 磨损均匀。 中型、重型载货装载机和中型、大型客车多采用灰铸铁 ht200 或合金铸铁制造 的制动鼓；在工作载荷作用下制动鼓会变形，导致蹄与鼓间的单位压力不均匀，且 会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的布圆柱度过大时也易引起制动器的自锁或踏板 振动。为防止这些现象发生，应提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈 的加强肋条，也常加铸一些轴向肋条以提高其散热性能。制动鼓相对于轮毂的对中 是以某一直径的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作 表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需要进行动平衡实验。其许用不平衡 度对轿车为 15ncm-20ncm；对货车为 30ncm-40ncm。 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大 其热容量，但试验表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 时，摩擦表面的平均最高温度变化 并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 7mm-12mm；中、重型载货装载机为 13mm-18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。 本车选用 ht200 铸造制动鼓。如图 4-8 所示： 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 22 图 4-8 制动鼓 3）摩擦衬片 摩擦衬片的的材料应该满足如下要求： （1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩 擦因数的变化应尽可能小。 （2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的 磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的 1/10。 （3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板 行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓 式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。 （4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。 （5）应采用对人体无害的摩擦材料。 （6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。 （7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在 300c 加热板上作 用 30min 后，背板的温度不超过 190c，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度 迅速升高。 以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维） ，粘结剂，摩擦 性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。 但由于它又有耐热性能差， 摩擦因数随温度升高而降低， 磨耗增高和对环境有污染， 特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。 由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 23 热性和耐磨性，今年来得到广泛的应用。 4）制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的 正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。 为此，由钢板冲压成形的制动底板均具有凹凸起伏的形状。重型装载机则采用可锻 铸铁 kth37012 的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片 磨损也不均匀。 5）摩擦材料 摩擦材料的基本要求： 摩擦系数高而稳定。一般摩擦材料的摩擦系数，都随温度、压力、相对滑动速度、 工作表面的清洁程度而变化，其中温度影响尤为显著。 耐磨性好。 有一定的机械强度和良好的工艺性。 有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能。 容许比压力大及不伤制动轮。 当前，在制动器广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、 调整摩擦性能的填充刑(出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)勺噪声消除别(主要 成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差故应按衬片 或衬块规格模压。其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有 不同的摩擦性能及其他性能。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤 维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相 同。若金属纤维和粉末的含量在 40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、 欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦 材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占总质量的 60%-80%） ，掺上石墨粉、陶瓷粉等非 金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能 好， 但造价高， 适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的装载机。 6）凸轮式张开机构 凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由 45 号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工 后经高频淬火处理。凸轮及其轴是由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支撑，而支架则用 螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮 推动制动蹄张开。滚轮由 45 号钢制造并高频淬火。 以下对凸轮进行设计。鼓式制动器蹄与鼓之间的间隙的设定间隙为 0.2mm-0.5mm，本设计取间隙为 0.4mm。当需要驻车制动时制动臂带动凸轮旋转，凸 轮将制动蹄顶起压紧制动鼓实现制动，解除制动时凸轮复位。 唐唐 山山 学学 院院 毕毕 业业 设设 计计 24 如图 4-9 所示，以凸轮的回转轴 o 为圆心，以凸轮的最小半径 r0为半径所做基 圆。凸轮在 a 点与制动蹄接触，当凸轮顺时针旋转，制动蹄在圆轮廓线 ab 的推动 下，压紧制动鼓，由于间隙很小，凸轮只需转很小的一个角度便可实现制动。 图 4-9 凸轮机构 7）蹄与鼓之间的间隙 了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定 间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使 用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：