【车辆工程类】解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计【全套CAD图纸+毕业论文】【汽车专业】【毕业论文说明书】
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测试工业制动器衬片 摩擦特性 摘要 在目前的研究中一个新的制动设置了测试鼓制动器摩擦衬片工业制动器与滚筒直径为 30。在安装程序进行的测试，制动经过一系列的循环中，鼓是从服务速度降低到停滞放缓。在每个周期的相同数量的能量耗散一个现实的安全停止。这是通过添加在安装飞轮使系统的动能在服务速度相匹配的吊装系统消耗紧急停止时获得的能量。两种不同的制动李宁材料进行了表征。这两种材料进行两个系列的试验研 究在多个周期系数摩擦力的变化。据观察，对衬片摩擦系数是依赖于鼓 度。随着鼓温度的 升高 第一材料的摩擦系数降低，后者则有 相反的行为。 关键词：鼓式制动器，摩擦，测试，摩擦系数，温度 介绍 简介应用弹簧，电释放鼓式制动器在工业环境中使用，如钢米尔斯，控制起重机以及起重机的起重设备的运动。这种起重机通常由电动机提供动力，但尽管提升机电动机通常是为了产生更大的扭矩，减小输出速度提升升降重物的一个可接受的水平，但它仍然可能是由电机升降过程中的电气故障的情况下一个沉重的驱动对象。这种危险的情况被称为 块 下降。停止电机在块下降，案例应用弹簧，电释放鼓式制动器使用。这些制动器包含重型弹簧推动制动蹄对与电机或传动输出轴旋转的鼓。缩回弹簧，内置电磁 已被供电。电磁阀一般是连接在电机的电路，当电源输给电动机， 电磁阀 也失去权力，允许弹簧将制动蹄对鼓，从而防止电动机转动自如。当块出现下降，鼓式制动器是封闭的，停止起升载荷下降并保持在它的高度。但在试图解决起重机的电气电路的故障，它是将负载安全上重要的。正常的程序是使用手动控制备份电路一会儿打开制动。防止过快的下降速度，刹车片刻后关闭再次，停止加载。这些行动是重复几次，直到负载降低完全。在这个过程中，制动鼓材料分别考验，因为总负荷必须放慢多次在没有起重设备的牵引的帮助。 制动鼓的制动力不仅取决于由弹簧施 加的力，而且所使用的材料在制动蹄与制动鼓之间的摩擦特性决定的。在使用过程中的摩擦材料的行为是因为缺乏可导致制动摩擦滑移由于沉重的负荷。然而，摩擦系数（ 高会使滚筒轴和可引起高鼓的温度和在滚筒可导致裂缝在鼓面甚至鼓断裂高动态负载。如今，摩擦材料的使用范围很广，但是已知的从张和 王 这些材料的行为是高度依赖于它们的组合物和使用条件。通过对小样本进行了一系列的测试，他们发现的摩擦性能和耐磨性的材料相同的材料在改变负载，滑动速度，和温度。在另一篇研究表明也鼓材料 C 一对制动摩擦学性能的影响由于在特定的热容量和热导 率的变化。因此，当新的制动材料的开发，仍有必要进行实验测试来表征在与滚筒的材料组合的李宁的材料。除此之外，它是已知的，压力分布是不均匀的传播由于鼓和制动蹄和动态效果的几何偏差在制动表面。这意味着，对摩擦材料不能用于对全制动性能做出可靠的预测，小规模的试验结果外推。因此，在大多数情况下的全面测试，得到的制动性能准确的信息的唯一选择。 全面的测试设置 鼓式制动器的设置原则 在以往的研究中，建立了量化的摩擦行为在连续制动。 3 在这种情况下，局部摩擦强度的假想摩擦李宁段改变制动过程。这一过程称为热不稳定 原因，超过临界速度，在摩擦谐波变化的稳态制度。 以通过有限元分析，准确的预测。 4 然而，在的情况下，块下降和程序安全地降低负载后，短暂的政权是感兴趣的区域，因为没有达到稳态政权。为此，一个新的安装程序是用来模拟一个更好的方法块下降现状。 在新安装的制动器进行了一系列的周期中，鼓是从服务速度慢下来休息。当然有一个现实的情况，应该有同等数量的能源消耗在一个周期为一个真正的安全停止。要获得此，惯性系统的质量矩是这样一种方式，在服务速度系统的动能将匹配的最大的能量被消耗在紧急情况下选择。 在下面的文章中，首先，测试设置的详细信息一起提交获得摩擦系数计算方法。以后的两种不同的制动李宁材料试验数据将被讨论。 测试设置的描述 正面 设置的剖视图示意图显示在图 1 和 2。总的观点是建立在 置了包括应用和电气安全制动释放 M 30 型弹簧，其鼓（ 1）是由一个直流复合驱动（在100 千瓦 5000 机（ 17）。制动力由弹簧施加（ 4）推动制动蹄对鼓（ 2）。李宁不同摩擦材料（ 3）可以被安装在制动蹄在刹车试验他们的行为。制动压力可以通过螺栓调节弹簧压缩（ 5）和可变化之间的 0 和 / 者对应于最大制动力矩约 10 间的鼓和摩擦 宁打开制动电磁阀（ 6）供电牵引部分（ 7）的左侧和压缩弹簧。图 1 原理前视图的鼓式制动器设置 图 2 示意剖面视图的鼓式制动器设置 为了获得一个系统，包含足够的动能来模拟真实的块的下降情况，驱动轮（ 8）是用来增加系统的惯性。鼓（ 1）和驱动轮（ 8）是由主轴进行（ 10）。驱动轮连接主轴使用两个锁紧组件（ 9）。主轴是由两个自调心球轴承支承（ 11）是由一个弹性爪型联轴器连接到直流电 动机（ 12）。 滚筒和驱动轮具有相同的直径 30 或 760 毫米。对不同的设置，旋转部件在表 1 中给出的惯性矩。滚筒，驱动轮，与主轴贡献最大的系统的惯性矩的部分。由于颚耦合，直流电动机的转子旋转和 6 公斤 给设置一个总内 斤 平方米在 422 总动能在 900 转的服务速度的时刻。因为总制动蹄的面积是 方米，在每个制动周期的平均能量密度大约是 1500 5鼓散热 168 00 转的服务速度开始被使用，提供约 1100 相同的服务速度出发。 在制动周期，滚筒和驱动轮提出服务速度，而刹车是开放的。一旦达到 900 速度，电机的功率开关合闸。当最后鼓来休息，制动打开再次和周期重复的。 在测试过程中，转速的测量采用全站仪安装在电动机和滚筒的表面温度持续使用 - 005d 红外传感器测量（见（ 18）图）。控制系统的所有信号的测量，通过计算机进行与德克萨斯仪器 据采集卡和 程。速度，表面温度和负荷传感器的力被记录在五个样本的频率 /二。 为了制动转矩测量，制动器是安装在两个倾斜的表面（ 13）和（ 14），可以看出在 支撑在支撑面垂直于两个建筑线 A 和 B 的鼓在逆时针方向旋转的方式制作，在支持反应力（ 14）可以是负的。针对这种力的部 分（ 15）存在时，其接触面平行于接触表面（ 14）。一个传感器（ 16）与一个容量为 20 00 毫米的滚筒旋转的中心在制动过程中制动。将尝试与滚筒转动。传感器将防止这种情况发生，将应用一个力 N）。由于传感器是刚性的，实际的旋转是非常小的刹车在倾斜的表面的位置（ 13）不会发生明显变化。因此，在支撑反作用力在连接线 A 和 B 在 齐方式的反应力向量通过中心 利于在力矩平衡这一点。计算摩擦系数的摩擦系数可从所施加的制动力矩 算，这可以从测得的传感器 达在鼓的中 心的力矩平衡力的计算（图 1）： （ 1） （ N）的 动重力和 E（ M）的质量中心到滚筒的旋转中心的偏心。制动器的引力常数，因为制动器的实际转动很小，偏心率可以也被认为是恒定的。当制动是开放的，没有施加制动力矩，但因其制动质量偏心，还有应用于传感器的力。在这种情况下（ 0）公式 1 成 在佛罗里达州是一个测量值。通过这种方式为 3136 值被发现约 1 吨。随着制动的质量，得到一个估计的偏心距 。在计算产品的成品心率的估计值 是只提到一个例子。 从制动力矩计算公式 1， 以在下面的部分解释计算。如图如图 4 所示，制动压力 P（ n 以系数，在制动蹄表面综合等于制动力矩 从两个制动鞋是现在式结果因子 2 可以简化方程 3。 因此， B 制动蹄的宽度（ ）， R 制动鼓的半径（ ）， P 平均制动压力测试中（ /平方厘米 = 04 N/ 一制动蹄角的一半35 或 与上述数值方程成为一个制动循环过程在每个循环制动，滚筒和驱动轮被带到 900 转。这花了大约 90 秒。一旦鼓是在所要求的速度，数据采集开始 2 秒后制动器关闭。滚筒停两秒钟后，数据采集中断和中断后再次打开，循环重新开始。为了控制数据流和避免过量的数据记录，数据记录被中断时，鼓了服务速度。均鼓温度为摩擦衬片几乎是一样的。此外，它可以从图 6， 始在一个值为 36 的平均鼓温度 C 和增加材料 2 观察到的是一个价值约 反的行为（图 7）。这里的 降随着鼓温度：在开始的 平均鼓温度 C，而 0 次循环后。 图 3 鼓式制动器设置 图 4 示意图的闸瓦压力 图 5 测量信号在一个制动循环 长期的测试系列 在长期的试验，证实了这两种材料的温度依赖的动态。材料 1 的长系列试验结果表明。又可以看出， 增加鼓温度增加。值得注意的是，在 25 个周期短的中断发生时，鼓温度下降到约 8 C. 降也清晰可见，在这个周期中 径一滴。 材料 2 的长系列试验结果表明该 确的减少与增加鼓温度。即使对于李宁材料在鼓温度和摩擦系数的最重要的变化发生在第一 个 30 制动周期，一个小的变化出现在随后的周期中，导致材料 1 轻微的 增加（ 250个周期）和 2（ 料略有减少 250 个周期）。 结论 创造工业制动器衬片真实的测试条件下，一种新的测试设置直径尺寸制动的开发。从测量信号的制动衬片的摩擦系数可以计算。 在两个不同的鼓式刹车片进行的试验表明，第一李宁材料有 温度升高，而第二个李宁材料显示了相反的行为。因为在 安全制动一个太大的减少会导致不安全的工作条件，第一材料应安全制动应用的首选材料。 毕业设计 (论文 )外文资料翻译 系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 王玮东 学 号： 外文出处： 附 件： 1. 原文 ； 2. 译文 2013 年 3 月 W. . , 2009; 0, 2010a to an 0a of in to In is as a by in so s at of an to to in of a of It of of on of in as of as of by an to to it to by a in of an is To in of a or a is in s so is to to is to it at to of of it is to on to a a To a of is a is to to of s by is by in of to be a to to a of to at 6 (2012) 43492010, 3. W. . a is as is of on a of on of to be In an on of of in it is to to In it is is of to of of on be to on of in to of of to of an is a a EI be in of is is a in a a in is to Of to a be an of as in a To s of a of an a to of be of 1 . A is 3. a 301) is an C 00 000 17). is by ) 2) 3) be to be by ) (6) is 7) to a to a a 8) is to 1) 8) 10). is 9)is by 11) is to C by 12)60 of of of to of of a is of of kgto be a of 5.1 kgin a 22 kJ at 00 is kJ/In a a 2568 kJ a 00 an of kJ/of is a a up to is 00 is 4 6 (2012) 43492010, W. . of of 6 (2012) 43492010, 5. W. . of of 20 00 0 2 of is to is a on of P 005D 18) 3). of of by a a in at a of to on 13) 14),as be 1. in to b. As in on 14) To 15)is is to 14). A 16) a 0 kN is 00 mm a L(N). is is of on 3) a b 1. of of do of OF be B, be by of 1): FGe (1)G(N) of e(m) of of to of of is is is is to of of is a 0) 1 FGe (2)a By Ge 136 Nm of of m Ge is of is an B, q. 1, be as in is 4, p (N/by of B:2brpm) (3) q. 3 be 4br2p(4)46 6 (2012) 43492010, W. . of in br2p (5)b of m),r of m), p 104N/m2)of 5q. 5 m)8574( (6)of a up 00 s. at s In to up 5, of a is .2 s, in is 00 of is a in we to a sm020406080100C is a 5, it be s a is in (6) 1)of of (4) 1) on s is a of of In 045 a be q. 6. 7of on a is to on a to of 0 a 50 to of to a of . be to in of 2 6 (2012) 43492010, 7. W. . of of 0 250 50 250900 900 900 900C)C)C)of of 6 . OF as a of it be at 5C 0 At of 0as be 6, of 18C,04C (7). is by OF OF of is of , be . of to be to in a .5 s) is to of 6 s,it be 6 OF a OF at a a of (7). at , 0 C- of (on 02040608010012001020304050C- of (on of 8, of on it be OF It is at a to C. is as a in of OF at 9, of on a of OF in drumtemperatu毕业设计（论文）中期报告 题目： 某中型货车后轮制动器设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 导 师 2013 年 3 月 23 日 一、 设计（论文）进展状况 开题以 后，收集和整理资料，参阅部分收集到的资料，对所选课题有了进一步的认识。在中期报告中，指导老师给予我们必要的疑难解答。查阅与本课题相关的外文文献，并对其进行翻译。 通过对文献的查阅和研究，对论文命题有了较为全面的理解后，结合前人的研究成果，初步制定论文大体框架并进行制动器零件的选材、计算。如下： 1 设计要求 动器的功能及设计要求 动器的分类 合动力汽车制动器的现状及发展趋势 计任务简介 2 方案设计 动器的结构设计及选择（选用领从蹄式制动器） 动器主要零件 的结构形式（制动鼓、制动蹄、制动底板、支撑、凸轮式张开机构、制动间隙的调整方法及间隙调整机构） 动器主要性能参数的计算（制动力与制动力分配系数、同步附着系数、制动器最大制动力矩） 3 制动器的计算 式制动器的设计计算及主要结构参数的确定（制动鼓内径 D、摩擦衬片宽度 b 和包角、摩擦衬片起始角 0 、制动器中心到张开力 P 作用线的距离 a、制动蹄支承点位置坐标 k 和 c、衬片摩擦系数 f） 动器的设计计算（制动器因素计算）（制动驱动机构的设计计算：所需制动力计算、制动踏板力验算、确定制动轮缸直径、轮缸的工作容积、制动器所能产生的制动力计算）（制动蹄片上的制动力矩）（行车制动效能计算）（驻车制动的计算） 动器性能参数的验算 动器工艺性分析 二、 存在问题及解决措施 1 对论文所涉及的知识认识得不够深刻，所以对命题的探讨不够深入 2 对制动器相关数据的理解不是很深入。 3 论文的各部分之间的衔接不够强，有的地方缺少逻辑 三、 后期工作安排 1 继续加深对制动器相关知识的学习和理解。 2 在现有论文的基础上继续完善论文。 3 认真学习相关软件，完成制图。 4 同时学习 相关软件为后面的画图做好准备。 5 争取在四月底完成论文初稿并交予指导老师审核，五月初定稿。 毕业设计 (论文 )开题报告 题目： 某中型货车 后轮鼓式制动器设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 导 师 程文冬 2012 年 12 月 24 日 1 毕业设计（论文）综述 目背景： 制动器是汽车的一个重要组成部分，它直接影响 汽车的安全性和操控性。本课题根据某中型货车的主要行驶参数和运动要求，对其后轮制动器进行整体结构设计，然后在三维软件环境下实现对制动器虚拟模型的建立，最终实现汽车良好的制动性能，保证其安全性和操控性。 1 究意义： 21 世纪，汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一 。 2汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。汽车 制动器作为汽车的重要组成具有使运动部件（或运动机械）减速、停止或保持停止状态等功能的装置，特别是汽车已成为社会普遍的交通工具，研究制动器对于汽车的安全驾驶具有重要影响。因此改进制动器机构、解决 制约其性能的突出问题具有重要意义。 3 内外相关研究情况 ： 制动器（ 以分两大类，工业制动器和 汽车制动器 汽车制动器又分为行车制 动器（脚刹），驻车制动器（手刹）和平衡增力制动器在行车过程中，现在一般都采用新型的平衡增力制动器，因为平衡增力制动器在行驶过程中配合螺旋凹槽刹车鼓会使汽车在整个行驶过程中保持平衡状态，并且刹车的稳定性也是目前国内汽车制动器最好的一种，对重载汽车的驾驶员有着很好的保驾护航的作用。 4 汽车设计 者从经济与实用的 角度 出发，一般货 车采用了混合的形式，前轮盘式制动，后轮鼓式制动。由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的 70% 80%，因此前轮制动力要比后轮大。货车生产厂家为了节省成本，就采用前轮盘式制动，后轮鼓式制动的方式。 5典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵）、回位弹簧、定位销等零部件组成 。 长期以来，为了发挥鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研究工作和技术改进一直在进行中，尤其对鼓式制动器的工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。 鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与 驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的汽车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上 ,这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的 。这些研究的重点在于制动器结构和实际使用因素等对制动器的效能及其稳定性的影响，取得了一些重要研究成果，得到一些比较可行、有效地改进措施，制动器的性能已有一定程度的提高。6 图 1 鼓式制动器基本结构图 2 本课题研究的主要内容 要内容： 第一章 鼓式制动器的概述及结构形式选择 。 7 式制动器的形式结构 式 制动器按蹄的属性分类 第二章 制动系主要参数及其选择计算 8 动力与制动力分配系数 步附着系数 动器最大制动力矩 式制动器的结构参数与摩擦系数 第三章 制动器的设计计算 从蹄式制动器的计算 动驱动机构的设计计算 动蹄片上的制动力矩 动蹄上的压力分布规律 擦衬片的磨损特性计算 动器的热容量和温升的核算 车制动的计算 第四章 制动器的主要零件的结构计算 动鼓 动蹄 动底板 动蹄的支承 动轮缸 擦材料 动器间隙 用的研究方案、研究方法或措施 ： (1) 了解汽车制动系统的现状，熟悉其发展状况、详细构造和工作原理； 9 (2) 根据 解放单桥平板运输车 的主要参数，对其制动系统的操纵机构进行结构设计，实现汽车的制动功能并满足要求； 10 (3) 运用 件绘制总装配图。运用 计软件绘制装配图与主要零件图； (4) 运用三维设计软件（如 e）进行主要零部件设计与装配 ； 本次设计 解放 卡 的基本参数见图 2 图 2 3 本课题研究的重点及难点，前期已开展工作 点及难点： (1) 重点掌握鼓式制动器的工作原理以及动力传递路线； 11 (2) 了解制动器操纵机构的功能与要求、构造形式及操纵原理； 12 (3) 运用三维软件建立制动器的三维模型并进行装配。 期已开展工作： 在撰写开题报告之前已在图书馆等查阅了大量关于汽车制动器方面的书籍、期刊和手册，并且在互联网上搜索了一些汽车制动器及其零部件的视频、图片和文字等信息，通过进行了这些前期工作，使我对汽车制动器的功用、结构和工作原理都有了进一步的了解和认识，相信能比较成功地完成这次毕业设计。 13 基本参数 后轮轮距 1800 矩 560Nm 轴距 5300 动机最大输出功率 118轮轮胎型号 高车速 96 KM/h 4 完成本课题的工作方案及进度计划（按次填写）： 第 1 周：消化课题题目，收集资料，明确设计的任务及要求； 14 第 2：撰写开题报告； 第 4：确定设计方案 ,熟悉 件和三维建模软件； 第 9：设计计算制动器的主要零部件； 15 第 12： 运用 件绘制总装配图。运用 计软件绘制装配图与主要零件图； 第 14： 运用三维设计软件（如 e）进行主要零部件设计与装配 ； 第 16 周：进行毕业设计总结，编写毕业设计论文，并作好答辩的准备。 课题的深度、广度及工作量的意见） 指导教师 ： 年 月 日 系主管领导： 年 月 日 参考文献 1 汽车工程手册编辑委员会 M：设计篇 民交通出版社， 2006. 2 张义民 M北京理工大学出版社 , 2000. 3 毛智东，王学林，胡于进 J 自然科学版， 2002， 3 （ 7）：714 汽车工程手册编辑委员会 M：基础篇 民交通出版社 , 2006. 5 唐善政 J2000:146 王国权，龚国庆 M机械工业出版社， 2010. 7 陈家瑞 ） M机械工业出版社， 2009. 8 王望予，吉林大学 M机械工业出版社， 2011. 9 濮良贵，纪名刚 M版 高等教育出版社 , 2006. 10 黄其柏 ,周明刚 ,王 勇 J 2006, 44(11): 2411 BS o 12 K:998. 13 A,AE,998. 14 BS o 15 罗明军，谢亚清 式制动器有限元模型的建立与分析 . 本科毕业设计 (论文 ) 题目： 解放牌中型货车 后轮鼓式制动器设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 导 师 2013 年 5 月 I 解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计 摘 要 鼓式制动也叫块式制动，现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动蹄位于制动轮内侧，刹车 时制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。 制动系统在汽车中有着极为重要的作用，如果失效将会造成灾严重的后果。制动系统的主要部件就是制动器，在现代汽车上仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄 鼓式制动器。本设计就摩擦式鼓式制动器进行了相关的设计和计算。在设计过程中，以实际产品为基础，根据我国目前进行制动器新产品开发的一般程序，并结合理论设计的要求，首先根据给定车型的整车参数和技术要求，确定制动器的结构形式、制动器主要参数及其选择，然后计算制动器的最大制动力矩、 同步附着系数 、 制动力与制动力分配系数 、 制 动器的结构参数与摩擦系数 等，并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计。最后，完成装配图和零件图的绘制。 关键词： 鼓式制动器 ； 制动力 ； 最大制动力矩 ； 结构参数 ； 摩擦系数 he of as to of In a in if of is in is in of to In on to of to of of in on of of to of 录 1 绪论 . 1 车制动器发展的概况 . 1 究制动器系统的意义 . 2 动系应满足的要求 . 2 设计要完成的内容 . 2 2 鼓式制动器的结构形式与选择 . 3 式制动器的结构形式 . 4 从蹄式制动器 . 4 领从蹄式制动器 . 4 向双领从蹄式制动器 . 4 项增力式制动器 . 5 向增力式制动器 . 5 3 制动器的主要参数及其选择 . 6 动力与制动力分配系数 . 6 步附着系数的计算 . 10 动器最大制动力矩 . 11 动器的结构参数与摩擦系数 . 12 4 制动器的主要零件的结构计算 . 15 动鼓 . 15 动蹄 . 15 动底板 . 15 承 . 16 动轮缸 . 16 擦材料 . 16 动器间隙的调整方法及相应机构 . 16 压驱动机构的设计与计算 . 17 动器的校核 . 17 5 结论 . 19 致 谢 . 20 考文献 . 21 毕业设计（论文）知识产权声明 . 22 毕业设计（论文）独创性声明 . 23 附录 1 . 24 附录 2 . 25 1 绪论 1 1 绪论 从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演者至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现的越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构形式主要有 机械式、气动式、液压式、气 们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，已达到车辆制动减速，或制止停车的目的。 伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车制动系统发生了很大的变化，出现了很多新的结构形式和功能形式。新型制动力系统的出现也要求制动系统结构形式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构形式变化密切相关的，制动系 统的每个组成部分都发生了很大的变化 1。 制动系统是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的安全性。随着高速公路的迅速发展和车流密度的日益增大，交通事故也不断增加。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的 45。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素 2。 近年来，我国出版过一些汽车制动方面的专著，但从数量上和深度上都远远不能满 足汽车工业及汽车运输业发展的要求。特别是在汽车制动系统的开发设计方面与汽车发达国家相比水平差距甚远，这是因为我国很长时间主要设计制造载货汽车，许多尖端技术问题对我们来说迄今还不太了解。所以对于研究设计制动器来说，在我国有着非常重要的影响 3。 （ 1） 具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。 （ 2） 工作可靠，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们 2 的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车 制动效能不低于正常值的30；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。 （ 3） 制动效能的散热性和导热性要好，且制动时的操纵稳定性好 4。 根 据解放牌中型货车的主要参数，对其制动系统的制动机构进行结构设计，实现汽车的制动功能并满足制动性要求，运用 件绘制制动器总装配图以及主要部件的零件图，利用 软件对制动器进行建模、装配 ,并撰写毕业设计论文。 2 鼓式制动器的结构形式与选择 3 2 鼓式制动器的结构形式与选择 鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图 它们的制动效能、制动鼓的平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。 图 动器的结构形式 图 制动蹄按其张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄 4。 鼓式制动器的各种结构形式如图 示。 图 式制动器简图 4 （ a） 领从蹄式（用凸轮张开）；（ b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（ c）双领蹄式（非双向，平衡式）； (d)双向双领蹄式；（ e）单向 增力式；（ f）双向增力式 从蹄式制动器 领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式、楔块式、曲柄式和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。 领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒 车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。 领蹄式制动器 当汽车前进时 ， 若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向双领蹄式制动器。 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。中级轿车的前制动器常采用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这种结构作为前轮制 动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它所以不同于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构，但便于布置双回路制动系统。 向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上或其他张开装置的支座上。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞或其他张开装置的两侧均向外移动，使两制 动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退 5 时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。 向增力式制动器 两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。 当汽车前进时，第 一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力 Q 要比制动轮缸给第一制动蹄的推力 P 大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大 23 倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此属于一种非平衡式制动器。 向增力式制动器 双向增力式制动器在大型高速轿车上用得较多，而且往往将其作为行 车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。 以上介绍的各种轮缸式制动器各有利弊。就制动效能而言，在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器由于对摩擦助势作用利用等最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦因数本身是一 个不稳定的因素，随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况的不同，可在很大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦因数的依赖性最大，因而其效能的热稳定性最差。此外，在制动过程中，自增力式制动器制动力矩的增长在某些情况下显得过于急速。双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的后轮，因倒车制动时对前轮制动器效能的要求不高。 考虑到制动器的效能因数和制动器效能的稳定性，且领从式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，所以本设计采用领从蹄式 制动器 5。3 制动器的主要参数及其选择 6 3 制动器的主要参数及其选择 制动器设计中需要预先给定的整车参数有：汽车轴距 L 5300位 ；汽车满载时总质量 16000 载时总质量 5500 载时轴荷分配 65 /35；满载时轴荷分配 60 /40；而对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等。 汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度 0 的车轮，其力 矩平衡方程为 （ 式中： 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， Nm。 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反 ， N。 车轮有效半径， m。 令 f/ （ 并称之为制动 器 制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。 地面制动力 方向相仿，当车轮角速度 0时，大小亦相等，且 有制动器结构参数所决定。即 定于制动器结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大 随之增大。但地面制动力附着条件的限制，其值不可能大于附着力 = （ 或 = （ 式中： 轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对车轮的法向反力。 当制动 器 制动力 地面制动力 到附着力 轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 表现为静摩擦力矩，而 f/即成为与 制动到 =0 以后，地面制动力到附着力 制动气制动力 于踏板力 大使摩擦力矩 大而继续上升（见图 7 图 动器制动力 根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移， ， 可求得地面对前、后轴车轮的法向反力 2 为 ： 件控制电路板（ 单片机及其电路原件 ）键盘按键版步进电机及其驱 动模块限位保护修行机械本体 统 管 理手动调整直线加工限位保护显示模块参数输入 （ 式中： G 汽车所受重力， N； L 汽车轴距， 汽车质心离前轴距离， 汽车质心离后轴距离， 汽车质心高度， 附着系数。 取一定值附着系数 =以在空载、满载时式（ 得前后制动反力 Z 为以下数值。 在本设计中，解放牌货车在满载时的数据如下： 轴距 L=5300 心距前轴的距离 40%= 2120180车所受的重力 G=60005680N，同步附着系数 =汽车满载时的质心高度 65040%=1060 故满载时： 9 C 5 2P 0 p 0 P 1 P 1 P 2 6 0 2 液 晶 显 示 器 的 数 据 端 ；X 、 Z 两 个 电 机 的 控 制 信 号 ；分 别 四 个 点 动 按 钮 ；P 2 它 五 个 功 能 按 钮 ； P 2 接 X 、 Z 越 界 指 示 灯 ；P 3 P 3 6 0 2 液 晶 显 示 器 使 能 端 ；P 3 6 0 2 液 晶 显 示 器 数 据 命 令 选 择 端 ；接 电 机 托 板 X 、 Z 端 复 位P 3 烧 录 指 示 灯=2= )30015680 = 在本设计中，解放牌货车在空载时的数据如下： 轴距 L=5300 心距前轴的距离 35%=1855445 车所受的重力 G=880步附着系数 =车满载时的质心高度 65035%=空载时： )5(53 00 2 = 8 )300 = 图 动时的汽车受力图 汽车总的地面制动力为： B2=q （ 式中： q(q= 制动强度， 亦称比减速度或比制动力； 前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前、后车轮附着力为： )()( 22 )()( 11 （ 有已知条件及式（ 得前、后车轮附着力即地面最大制动力为： 故满载时： 3001568 0 2=)3001568 0 载时： 2=) 上式表明：汽 车附着系数 为任一确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力 函数，当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后的周和分配，前、后车轮制动器制动力的分配，道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即 （ 1） 前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； （ 2） 后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑； 9 （ 3） 前、后轮同时抱死拖滑 6。 由以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。 由式（ （ 难求得在任何附着系数的路面上，前 、 后车轮 同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 G 21/h L h（ 式中 前轴车轮的制动器制动力， Z； 后轴车轮的制动器制动力， 2； 前轴车轮的地面制动力； 后轴车轮的地面制动力； 1Z，2 地面对前，后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； 1L，2 汽车质心离前， 后轴距离； 汽车质心高度。 由式（ 知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力 1函数。 由式（ 消去，得 212 22141 22gf f F h （ 式中 ： L 汽车的轴距。 将上式绘成以 12为理想的前，后轮制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 示。如果汽车前，后制动器的制动力 12 曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大 多数两轴汽车由其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动 1为汽车制动器制动力分配系数=112 联立式（ 式（ 得 = g2带入数据得满载时： = g2= 10 空载时： =2 =于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为 制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装 抱死制动系统 ，见图 图 载货汽车的 I 曲线与线 由式（ 得表达式 211（ 上式在图 是一条通过坐标原点且斜率为（ 1，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 线与 I 曲线交于 B 点，可求 出 B 点处的附着系数0， 则称 线与 I 曲线交点处的附着系数0为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。 同步附着系数的计算公式是： 0=（ 由已知条件可得： 满载时：0= 106 0318 =11 空载时： 0= =据设计经验，空满载的同步附着系数 0 和0应在下列范围内：轿车：型客车、轻型货车： 型客车及中 重型货车： 故所得同步附着系数满足要求。 为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力12,式（ 知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后同时抱死时的制动力之比为 ： hL （ 式中： 汽车质心离前、后轴距离； 0 同步附着系数； 汽车质心高度。 通常， 上式的比值约为 车约为 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 1（ 2（ 式中： 前轴车轮的制动气制动力， 后轴车轮的制动气制动力， 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 作用于后轴车轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。 根据市场上的大多数中型 货车轮胎规格及国家标准 取的轮胎胎型 175/70R 16。由 得有效半径 03.2 对于常遇的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数 0 值的汽车，为了保证在 0 的良好的路面上能够制动到后轮和前轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为： )( 21m a （ m （ 12 式中： 该车所能遇到的最大附着系数； 车轮有效半径。 在本设计中，中型货车在满载时的数据如前所述，代入式（ (，得： 1m 2 m 一个车轮制动器的最 大制动力矩为上列计算结果的半值。 动器的结构 参数与摩擦系数 在有关的整车总 布置参数和制动器的结构型式确定以后，就可以参考已有的同类型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选 7。 图 鼓式制动器的主要几何参数 动鼓直径或半径 当输入力 F 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩亦越大，散热性能亦越好。但直径 D 的尺寸受到轮毂内径的限制，而且 D 的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮毂之间应有相当的间隙，此间隙一般不应小于 2030 利于散热通风，也可避免 由于 轮毂过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮毂的尺寸即可求得制动鼓直径 D 的尺寸。另外，制动鼓直径 D 与轮辋直径 比的一般范围为： 轿车 ：车：r 车制动鼓内径一般比轮辋外径小 125 50 载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小 80 00 本次设计 后轮胎型号： 175/70表 动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 可得制动鼓最大内 13 径为 320次设计去 D=300 表 （ 309动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 ） 轮辋直径 /2 13 14 15 16 20,动鼓最大直径 /车 180 200 240 260 - - 货车 220 240 260 300 320 420 动蹄摩擦衬片的包角和宽度 摩擦称片的包角 可在 90120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 90100时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小 虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。 一般也不宜大于 120，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。选取 120。 摩擦衬片宽度 b 较大可以降低单位压力，减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过 国家标准 309取摩擦衬片宽度 b=100 根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，如表 示。而单个摩擦衬片的摩擦面积 决定于制动鼓半径 R、衬片宽度 b 及包角 ，即 （ 式中 是以弧度为单位，当 , 确定后，由上式也可初选衬片宽 b 的尺寸 。见 表 动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 Ga/个制动器总的衬片摩擦面积 A/ 车 00200 200300 客 车 与 货 车 20200 150250（多为 150200） 250400 300650 5501000 6001500（多为 6001200） 故摩擦衬片的摩擦面积 5010012080 314 单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积 =2A=628表 示，摩擦衬片宽度 b 的选 取合理 8。 擦衬片起始角 一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令0 90 2/。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。得0 30。 开力的作用线至制动器中心的距离 在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计可暂定 a 右。取 a 110 动蹄支承中心的坐标位置 制动蹄支承中心的坐标尺寸 k 应尽可能地小，以使尺寸 c 尽可能大，初步 设计可暂定 c 右。取 c 110 k 20 擦片摩擦系数 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性更好，受温 度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。数可达 般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数 f 此，在假设的 理想条件下计算制动器的 制动力矩，取 f 使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料 9 。 本设计取摩擦系数f 制动器主要零件的结构设计 15 4 制动器主要零件的结构设计 中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁 合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这钟内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散 热性都很好，而且减小了质量。本设计中采用 0。 制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明。壁厚从 11 至 20 擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚，轿车为 712 中、重型货车为 1318 壁厚为 14 制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙 11。 本设计制动鼓壁厚为 13 制动蹄采用采用 （可锻铸铁）铸造 制成。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 35车的约为 58摩擦衬片的厚度，轿车多用 车多在 8上。 制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。 故选用铆接。 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零应有
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