解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计[5.5吨] 解放J6L【三维PROE】

解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计[5.5吨] 解放J6L【三维PROE】,5.5吨,三维PROE,解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计[5.5吨],解放J6L【三维PROE】,解放,中型,货车,后轮,制动器,设计,5.5,J6L,三维,PROE 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 1.1 制动器的功能及设计要求 1.2制动器的分类 1.3混合动力汽车制动器的现状及发展趋势 1.4设计任务简介 2 方案设计 2.1制动器的结构设计及选择（选用领从蹄式制动器） 2.2制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） 2.3 制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 3.1 鼓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β、摩擦衬片起始角、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） 3.2制动器的设计计算（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） 3.3制动器性能参数的验算 3.4制动器工艺性分析 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CAD，PROE等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 1.1题目背景： 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] 1.2研究意义： 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] 1.3国内外相关研究情况： 制动器（brake staff）可以分两大类，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 2.1 主要内容： 第一章 鼓式制动器的概述及结构形式选择。[7] 1.1鼓式制动器的形式结构 1.2鼓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] 2.1制动力与制动力分配系数 2.2同步附着系数 2.3制动器最大制动力矩 2.4鼓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 3.1领从蹄式制动器的计算 3.2 制动驱动机构的设计计算 3.3制动蹄片上的制动力矩 3.4制动蹄上的压力分布规律 3.5摩擦衬片的磨损特性计算 3.6制动器的热容量和温升的核算 3.7行车制动效能计算 3.8驻车制动的计算 第四章 制动器的主要零件的结构计算 4.1制动鼓 4.2制动蹄 4.3制动底板 4.4制动蹄的支承 4.5制动轮缸 4.6摩擦材料 4.7制动器间隙 2.2采用的研究方案、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Auto CAD软件绘制总装配图。运用AUTO CAD设计软件绘制装配图与主要零件图； (4) 运用三维设计软件（如Pro/e）进行主要零部件设计与装配； 本次设计解放 J6L中卡的基本参数见图2 基本参数 后轮轮距 1800 mm 扭矩 560N·m 轴距 5300 mm 发动机最大输出功率 118KW 后轮轮胎型号 9.00R20 最高车速 96 KM/h 图2 3 本课题研究的重点及难点，前期已开展工作 3.1重点及难点： (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。 3.2前期已开展工作： 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] 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2-3周：撰写开题报告； 第4-8周：确定设计方案,熟悉AutoCAD软件和三维建模软件； 第9-11周：设计计算制动器的主要零部件；[15] 第12-13周：运用Auto CAD软件绘制总装配图。运用AUTO CAD设计软件绘制装配图与主要零件图； 第14-15周：运用三维设计软件（如Pro/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。 5.指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见） 指导教师： 年 月 日 6.所在系审查意见： 系主管领导： 年 月 日 参考文献 [1] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：设计篇.北京：人民交通出版社，2006. [2] 张义民.汽车零部件可靠性设计[M].北京:北京理工大学出版社, 2000. [3] 毛智东，王学林，胡于进.鼓式制动器接触分析［J］.华中科技大学学报：自然科学版，2002，3 （7）：71-73. [4] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：基础篇.北京：人民交通出版社, 2006. [5] 唐善政.汽车驱动桥噪声的实验研究与控制[J].汽车科技,2000:14-24. [6] 王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京:机械工业出版社，2010. [7] 陈家瑞.汽车构造（下）[M].北京:机械工业出版社，2009. [8] 王望予，吉林大学.汽车设计[M].北京:机械工业出版社，2011. [9] 濮良贵，纪名刚.机械设计[M].第八版.北京.高等教育出版社, 2006. [10] 黄其柏,周明刚,王　勇.基于遗传算法的鼓式制动器结构参数优化设计[J].机械制造, 2006, 44(11): 24-26. [11] A.Czinczel,A.Stegmanier. Braking Systems with ABS for Passenger Cars.Bosch Co Ltd. [12] John Fenton. Handbook of Automotive Powertrains and Chassis Design. London and Bury st Edmunds,UK:Professional Engineering Publishing Limited,1998. [13] Rodolf Limper. Brake Design ang Safety (Second Edition).Warrendale,PA,USA:SAE,lnc,1998. [14] A.Czinczel,A.Stegmanier. Braking Systems with ABS for Passenger Cars.Bosch Co Ltd. [15] 罗明军，谢亚清.基于ANSYS鼓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 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 1 The design of jiefang medium-sized truck rear wheel drum brake Abstract Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes. In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters and their choice, and then calculate the maximum braking torque of brake, the synchronous adhesion coefficient and brake force and brake force distribution coefficient, the structural parameters of the brake and friction coefficient, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping. KeyWords:drumbrake; braking force; maximum braking torque; Structure parameters; the coefficient of friction 1 目 录 1 绪论 1 1.1汽车制动器发展的概况 1 1.2研究制动器系统的意义 2 1.3制动系应满足的要求 2 1.4本设计要完成的内容 2 2 鼓式制动器的结构形式与选择 3 2.1鼓式制动器的结构形式 4 2.1.1领从蹄式制动器 4 2.1.2双领从蹄式制动器 4 2.1.3双向双领从蹄式制动器 4 2.1.4单项增力式制动器 5 2.1.5双向增力式制动器 5 3 制动器的主要参数及其选择 6 3.1制动力与制动力分配系数 6 3.2同步附着系数的计算 10 3.3制动器最大制动力矩 11 3.4制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 4.1制动鼓 15 4.2制动蹄 15 4.3制动底板 15 4.4支承 16 4.5制动轮缸 16 4.6摩擦材料 16 4.7制动器间隙的调整方法及相应机构 16 4.8液压驱动机构的设计与计算 17 4.9制动器的校核 17 5 结论 19 致 谢 20 1 参考文献 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 1 绪论 1.1汽车制动器发展的概况 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-液混合式。它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]。 1.2研究制动系统的意义 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]。 1.3制动系应满足的要求 （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]。 1.4本设计要完成的内容 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Auto CAD软件绘制制动器总装配图以及主要部件的零件图，利用Pro/E软件对制动器进行建模、装配,并撰写毕业设计论文。 2 2 鼓式制动器的结构形式与选择 2.1鼓式制动器的结构形式 鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2.1），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2.1制动器的结构形式图 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2.2a-f所示。 图2.2 鼓式制动器简图 （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 2.1.1领从蹄式制动器 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。 2.1.2双领蹄式制动器 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。 2.1.3双向双领蹄式制动器 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。 2.1.4单向增力式制动器 7 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2~3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。 2.1.5双向增力式制动器 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 制动器设计中需要预先给定的整车参数有：汽车轴距L＝5300mm单位；汽车满载时总质量16000 kg；空载时总质量5500 kg；空载时轴荷分配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。 3.1制动力与制动力分配系数 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ω>0的车轮，其力矩平衡方程为 Tf—FBre=0 （3.1） 式中：Tf—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，N·m。 FB—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。 re—车轮有效半径，m。 令Ff=Tf/re （3.2） 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。Ff与地面制动力FB的方向相仿，当车轮角速度ω>0时，大小亦相等，且Ff仅有制动器结构参数所决定。即Ff决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Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB受附着条件的限制，其值不可能大于附着力Fφ，即 FB≤Fφ=Zφ （3.3） 或FBmax=Fφ=Zφ （3.4） 式中：φ—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Ff和地面制动力FB达到附着力Fφ值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff=Tf/re 即成为与FB相平衡以阻值车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到ω=0以后，地面制动力FB达到附着力Fφ值后就不再增大，而制动气制动力Ff由于踏板力Fp增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升（见图3.1） 图3.1 制动器制动力 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Z1,Z2为： Z1= Z2= （3.5） 式中：G —汽车所受重力，N； L —汽车轴距，mm； L1 —汽车质心离前轴距离，mm； L2 —汽车质心离后轴距离，mm； hg —汽车质心高度，mm； φ —附着系数。 取一定值附着系数φ=0.8；所以在空载、满载时式（3.5）可得前后制动反力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 mm，质心距前轴的距离L1=L×40%= 2120mm，L2=L-L1=3180mm,汽车所受的重力G=mg=16000×9.8=15680N，同步附着系数φ=0.6，汽车满载时的质心高度hg=2650×40%=1060 mm。 故满载时：Z1==11289.6N Z2==4390.4 N 在本设计中，解放牌货车在空载时的数据如下： 轴距L=5300 mm，质心距前轴的距离L1=L×35%=1855mm，L2=L-L1=3445 mm,汽车所受的重力G=mg=5880×9.8=5762.4N，同步附着系数φ=0.6，汽车满载时的质心高度hg=2650×35%=927.5mm。 故空载时：Z1==4350.612 N Z2==1411.788 N 图3.2 制动时的汽车受力图 汽车总的地面制动力为： FB=FB1+FB2==Gq （3.6） 式中：q(q=)—制动强度，亦称比减速度或比制动力； FB1，FB2—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： Fφ1= Fφ2= （3.7） 有已知条件及式（3.7）可得前、后车轮附着力即地面最大制动力为： 故满载时：Fφ1=×0.6= 6773.76N Fφ2=×0.6=2634.24N 空载时：Fφ1=×0.6=2610.3672N Fφ2=×0.6=847.0728 N 上式表明：汽车附着系数φ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FB的函数，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； 8 （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（3.6），（3.7）不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 Ff1+=FB1+FB2=G Ff1/Ff2=FB1/FB2= （3.8） 式中 Ff1—前轴车轮的制动器制动力，Ff1=FB1=； Ff2—后轴车轮的制动器制动力，Ff2=FB2=； FB1—前轴车轮的地面制动力； FB2—后轴车轮的地面制动力； ，—地面对前，后轴车轮的法向反力； G —汽车重力； ，—汽车质心离前，后轴距离； —汽车质心高度。 由式（3.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是的函数。 由式（3.8）中消去，得 （3.9） 式中：L —汽车的轴距。 将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前，后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3.3所示。如果汽车前，后制动器的制动力，能按I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，并以前制动与总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 == （3.10） 联立式（3.8）和式（3.10）可得 = 带入数据得满载时： ==0.72 空载时： ==0.76 由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ABS防抱死制动系统，见图3.3。 图 3.3 某载货汽车的I曲线与线 3.2同步附着系数的计算 由式（3.7）可得表达式 （3.11） 上式在图3.3中是一条通过坐标原点且斜率为（1-β）/β的直线，它是具有制动器制动力分配系数为β的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称β线。图中β线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数＝，则称β线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。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： = （3.12） 由已知条件可得： 满载时：= ==0.6 空载时：φ'0= ==0.62 根据设计经验，空满载的同步附着系数φ'0和应在下列范围内：轿车：0.65~0.8；轻型客车、轻型货车：0.55~0.70；大型客车及中重型货车：0.45~0.65。 故所得同步附着系数满足要求。 3.3制动器最大制动力矩 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成正比。由式（3.8）可知，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： （3.13） 式中：L1 ，L2—汽车质心离前、后轴距离； φ0—同步附着系数； hg—汽车质心高度。 通常，上式的比值约为1.3~1.6；货车约为0.5~0.7。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 （3.14） （3.15） 式中：Ff1—前轴车轮的制动气制动力，Ff1=φZ1; Ff2—后轴车轮的制动气制动力，Ff2=φZ2; Z1—作用于前轴车轮上的地面法向反力； Z2—作用于后轴车轮上的地面法向反力； re—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GB9744-2007：选取的轮胎胎型175/70R 16。由GB2978可得有效半径re=403.2 mm。 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φ0值的汽车，为了保证在φ>φ0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： （3.16） （3.17） 式中：φ—该车所能遇到的最大附着系数； re—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（3.16）(3.17)中，得： ＝1977.93792 N·m ＝3288.284532 N·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。 3.4制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3.6 鼓式制动器的主要几何参数 3.4.1制动鼓直径或半径 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20~30 mm,以利于散热通风，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Dr之比的一般范围为： 轿车：＝0.64~0.74 货车：＝0.70~0.83 轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125 mm~150 mm。 载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80 mm~100 mm。 本次设计后轮胎型号：175/70R16 由表3.1《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》可得制动鼓最大内径为320mm，本次设计去D=300mm。 表3.1 （QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》） 轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20,22.5 制动鼓最大直径/mm 轿车 180 200 240 260 - - 货车 220 240 260 300 320 420 3.4.2制动蹄摩擦衬片的包角和宽度 摩擦称片的包角β可在β＝90°~120°范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角β＝90°~100°时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小β虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。β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β＝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2.5 MPa，国 13 家标准QC/T309-1999选取摩擦衬片宽度b=100mm。 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3.2所示。而单个摩擦衬片的摩擦面积Ap又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角β，即 Ap=Rbβ （3.15） 式中β是以弧度为单位，当Ap,R, β确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。见表3.2 表3.2制动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量Ga/kN 单个制动器总的衬片摩擦面积∑A/cm2 轿 车 0.9~1.5 1.5~2.5 100~200 200~300 客 车 与 货 车 1.0~1.5 1.5~2.5 2.5~3.5 3.5~7.0 7.0~12.0 12.0~17.0 120~200 150~250（多为150~200） 250~400 300~650 550~1000 600~1500（多为600~1200） 故摩擦衬片的摩擦面积Ap=150×100×120×3.14/180° mm2= 314cm2 ，单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=628cm2，如表3.1所示，摩擦衬片宽度b的选取合理[8]。 3.4.3摩擦衬片起始角 一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令＝90 °－。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＝30°。 3.4.4张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＝0.8R左右。取a＝110 mm。 3.4.5制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＝0.8R左右。取c＝110 mm，k＝20 mm。 3.4.6摩擦片摩擦系数 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。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3~0.5，少数可达0.7。一般说来，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＝0.35~0.40。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f＝0.37可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＝0.30。 4 制动器主要零件的结构设计 4.1制动鼓 中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；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HT200[10]。 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 mm增至20 mm，摩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7~12 mm。中、重型货车为13~18 mm。取壁厚为14 mm，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13mm。 4.2制动蹄 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3~5mm，货车的约为5~8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5~5mm，货车多在8mm以上。 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。 4.3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，应保证各安装零应有足够的刚度。 故选用由钢板冲压成型的制动底板并且有凹凸起伏的形状。 4.4支承 二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH370－12）或球墨铸铁（QT400-1－18）件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄地正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的位置[12]。 本设计中采用偏心支承销。 4.5制动轮缸 采用活塞式制动蹄张开结构。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制成。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部。轮缸的工作腔由靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封[13]。 4.6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，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性能好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。 目前在制动器中普遍采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘接剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的扰性较差，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摩擦性能和其他性能。 另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编制成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其扰性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100~120℃温度下，它具有较高的摩擦系数（f=4.0以上），冲击强度比模压材料高4~5倍。但耐热性差，在200~250℃以上即不能承受较高的单位压力。磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下的汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。 粉末冶金摩擦材料是以铁粉或铜粉为主要成分，加上石墨、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。其抗热衰退性能和抗水衰退性能好，但造价高，适用与高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车[14]。 综上所述，故选用编织材料。 4.7制动器间隙的调整方法及相应机构 26 制动鼓（制动盘）与摩擦片（摩擦衬片）之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓（制动盘）能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2~0.5mm；盘式制动器的为0.1~0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过实验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦片（衬块）的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构[15]。 故选用楔块式自动调整机构。 4.8液压驱动机构的设计与计算 (1) 制动轮缸直径d的确定 制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力F0与轮刚直径d和制动管路压力p的关系为： (4.1) 制动管路压力不超过10~12MPa，取p=12MPa，得d=24.5mm。又因为轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取，故取d=25mm。 （2）制动主缸的直径d0的确定 第i个轮缸的工作容积为： (4.2) 式中：di为第i个轮缸活塞的直径； n为轮缸中活塞的数目； δi为第i个轮 。 在初步设计时，对鼓式制动器可取δi=2~2.5mm。 所有轮缸的总工作容积为： (4.3) Vi=981 mm 式中：m为轮缸的数目。 所以V=4Vi=2943mm 制动主缸应有的工作容积为： (4.4) 式中：为制动软管的容积变形。 在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为： V0=1.1V （轿车）； V0=1.3V （货车）。 主缸活塞行程S0和活塞直径d0可用下确定： (4.5) 一般S0=（0.8~1.2）d0，取：S0=1.2d0，d0=28.86mm。又因为主缸直径d0应在标准规定尺寸系列中选取，故取d0=30mm。 （3）制动踏板力Fp 制动踏板力Fp用下式计算： (4.6) 式中：ip为踏板机构的传动比； η为踏板机构及液压主缸的机构效率，可取η=0.82～0.86 其中：制动踏板杠杆比一般为3.5到4.65之间ip=291/(291-217) =4，(说明：由制动踏板设计图得)。管路压力不大于10~12Mpa。选装合适的真空助力装置可以使踏板力F<700N。 制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N（轿车）或700N（货车），故满足要求[16]。 4.9制动器的校核 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： T=mg=0.3×2.032×480×9.8=2867.5584 N·m； ——车轮有效半径； m——后轴质量； ——摩擦系数； =3288.284532 N·m>2867.5584 N·m。 因此后轮最大制动力矩符合要求。 5 结论 致 谢 参考文献 [1] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册（设计篇）[M].北京:人民交通出版社,2001. [2] 清华大学汽车工程系编写组编著.汽车构造[M].北京:人民邮电出版社,2000. [3] 吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,1981. [4] 唐宇民编著.汽车转向制动系设计[M].南京:东南大学出版社,1995. [5] 齐志鹏编著.汽车制动系统的结构原理及检修[M].北京:人民邮电出版社,2002. [6] 陈家瑞编著.汽车构造（下册）[M].北京:机械工业出版社,2001. [7] 刘惟信编著.汽车制动系统的结构分析与设计计算[M].北京:清华大学出版社,2004.9. [8] 刘惟信主编.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001. [9] 刘惟信编著.机械可靠性设计[M].北京:清华大学出版社出版社,1996. [10] [美] L.鲁道夫编.汽车制动系统的分析与设计[M].张蔚林,陈名智译.北京:机械工业出版社,1985. [11] [德] 耶尔森•赖姆帕尔著.汽车底盘基础[M].张洪欣,余桌平译.北京:科学普及出版社,1992. [12] [英] T.P.纽康姆等著.汽车制动文集[M].吴植民,李明丽译.北京:人民交通出版社,1984. [13] 陈家瑞. 汽车构造（下册）[M]. 北京:人名交通出版社,2008. [14] A. Belhocine , M. Bouchetara Thermal behavior of full and ventilated disc brakes of vehicles [J]. Journal of Mechanical Science and Technology. [15] V. Sergienko,M.Tseluev Effect of operation parameters on thermal loading of wet brake discs[J].Part 1. Problem formulation and methods of study Journal of Friction and Wear. [16] D. V. Tretyak , V. G. Ivanov Study of hysteresis of disk brake mechanism for heavy-duty vehicles [J]. Belarus National Technical University Journal of Friction and Wear Springer Journal. 毕业设计（论文）知识产权声明 毕业设计（论文）独创性声明 附录1 主 要 符 号 表 Tf 制动器对车轮作用的制动力矩 FB地面作用于车轮上的制动力 re 车轮有效半径 φ 轮胎与地面间的附着系数 Z 地面对车轮的法向反力 G 汽车所受重力L 汽车轴距 L1 汽车质心离前轴距离 L2 汽车质心离后轴距离 hg 汽车质心高度 φ 附着系数。 L 轴距 q制动强度 L1 质心距前轴的距离 hg 汽车满载时的质心高度 FB2 后轴车轮的地面制动力 Ff1前轴车轮的制动气制动力 Ff2 后轴车轮的制动气制动力 FB1前轴车轮的地面制动力 G 汽车重力 L2 汽车质心离后轴距离； D制动鼓直径 Dr 轮辋直径 摩擦衬片起始角 个轮缸活塞的直径 m轮缸的数目 Fp 制动踏板力 Tf制动器的摩擦力矩 R 制动鼓或制动盘的作用半径； F输入力 单元法向的合力 摩擦力的作用半径 δ 汽车回转质量换算系数 mα 汽车总质量 汽车制动初速度与终速度 j 制动减速度 t 制动时间 前、后制动器衬片的摩擦面积 β 制动力分配系数 单个制动器的制动力矩 汽车总质量 R 制动鼓半径 A 单个制动器的衬片摩擦面积 附录2 三维建模 图1 制动器总成图 图2 轮缸装配图 图3 制动底板 图4 制动蹄摩擦片总成图 图5 制动鼓 图6 主缸