中型货车后轮鼓式制动器设计及三

本科毕业设计(论文)

题目：中型货车后轮鼓式制动器设计及三维

建模

系 别 机械与车辆工程学院 专 业 汽车服务工程 班 级 汽服三班 姓 名 郭业立 学 号 281140302 导 师 李未

2015年 5月

中型货车后轮鼓式制动器设计及三维建模

摘 要

我们将使用制动驱动机构的制动蹄把制动摩擦片压在内心的制动鼓,导致制动力,为鼓式制动器。需要保护停车场不能可靠地滑,需要使车轮或在最短的距离停下来,为了确保行车安全。

制动系统由4部分组成,提供设备、控制装置、传动装置和制动。制动系统的主要功能是驾驶汽车减慢甚至停止,使下坡的速度驾驶汽车保持稳定,一直悬浮在汽车保持不动。汽车的制动系统中起着重要的作用,如果失效将导致灾难。制动系统的主要部件就是制动器,在现代汽车仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄—鼓式制动器。制动器的设计相关的设计和计算。在设计过程中,实际的产品为基础,根据我国目前制动的一般过程和发展新产品,并结合设计理论的要求,首先根据给定模型的车辆参数和技术要求确定制动器的结构形式、制动和选择的主要参数,然后计算制动器的最大制动力矩、同步附着系数、制动功率和制动力分配系数,制动器结构参数和摩擦系数,在此基础上主要制动部件的结构设计。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

I

The design of 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

II

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

III

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

IV

1 绪论

1 绪论

1.1汽车制动器的发展及概况

从汽车的诞生,车辆制动系统在车辆的安全方面扮演了重要的角色。近年来,随着车辆技术的进步和车辆的速度,这样的性能的重要性越来越明显。有许多种类的汽车制动系统,和各种形式。传统的制动系统结构主要是机械、气动、液压、气液混合物。它们的工作原理基本上是相同的使用制动装置,用工作产生摩擦热慢慢消耗车辆动能,达到车辆制动减速,或停止停车。

研发的节能和清洁能源车辆,制动系统有了很大的变化,出现了许多新的结构和功能。的出现新型的制动力系统也要求制动系统的结构和功能改变相应的. .如电动汽车引擎,不能提供真空助力器的真空源,一个解决方案是使用电动真空泵提供真空助力器的真空。制动系统的发展密切相关的改善汽车性能和汽车的结构。每个组件的制动系统有了很大的变化[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。高速公路的快速发展和交通密度的增加,交通事故越来越多。根据相关信息,汽车本身造成的交通事故的问题,刹车系统故障引起的事故总数的45%。可以看出制动系统是一个非常重要的系统,以确保行车安全。此外,制动系统直接影响到车辆的平均速度和车辆运输效率,这是保证运输经济效益的重要因素[2]。

近年来,一些专著发表了汽车制动器的某些方面,但数量和深度不能满足要求的汽车工业和汽车工业的发展。特别是在汽车制动系统的设计和开发,汽车发达国家相比标准远。这是因为我国在很长一段时间内的主要设计制造卡车,许多尖端技术问题对我们到目前为止还不太明白。所以研究和设计的制动器,它有一个非常重要的影响[3]。

1.3制动系应满足的要求

（1）充足的制动效能是必须需要的，行车制动效能和驻车制动效能都包括在其中。

(2)可靠,需要至少两个制动和停车制动装置形成一辆车,和所需的车辆运行车辆制动和停车制动驱动机构。如果有一个损失函数,以确保不少于30%的正常价值的另一组汽车制动效率;机械制动驱动机构控制停车制动装置更加可靠,可以使用。

1

（3）制动效能的散热性好。导热性好，在制动时的操纵稳定性也要求好[4]。

1.4本设计要完成的内容

对制动机构进行结构设计需要参考中型货车的各类主要参数，以此实现汽车的制动功能并满足制动性要求，对于软件绘制制动器总装配图以及主要部件的零件图须运用auto CAD，制动器进行建模、装配须利用Pro/E,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 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

按制动蹄的受力情况可以将鼓式制动器进行分类（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

制动蹄可以分为领蹄和从蹄是按其张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向是否一致分类的。领蹄是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，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

3

（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通常有固定支点。打开设备有一个凸轮式,楔型、曲柄类型,和制动轮缸两个或四个相同直径活塞。后者可以确保张开力和液压传动,两蹄平等而凸轮式、楔型和曲柄打开设备是由气压驱动的. .当制动凸轮和制动楔漂浮在打开设备,同样的也可以保证开放的两个蹄,当凸轮。还有一个非平衡的制动凸轮,其中心是固定的,不能浮动,所以不能保证同样的力量作用于两个蹄。

从领从蹄式制动器制动效率和稳定性处于中等水平,但由于其在汽车正向和反向制动性能不变,具有结构简单、成本低、而且容易附加停车制动机制,因此它被广泛用于中型和重型卡车前面和后轮和汽车后轮制动器。 2.1.2双领蹄式制动器

当汽车的进步,如果两个刹车片领蹄式制动器,称为双领蹄式制动器。但是这种制动器在汽车倒车,两个制动蹄,已经成为从蹄。因此,它也被称为单向双领蹄式制动器。

双领蹄式制动器具有很高的积极的制动性能,但当扭转,就双从蹄式,刹车性能大大降低。中级车前面刹车经常使用这种形式。这是由于持续的汽车制动器,前轴动态轴重和附着力大于后桥,和扭转相反,当使用这种结构作为前轮刹车和领子从后轮制动蹄类型匹配的,你可以很容易地得到的希望前、后轮制动力分配和前后制动相同大小的许多地方。因此不同于后轮也因为有两个对称的制动轮缸,这是很难把停车制动驱动机构,但容易双重循环制动系统。 2.1.3双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转的两个制动蹄领蹄式制动器,称为双向双领蹄式制动器。两端的两个脚是浮动的,不支持在桥台,但支持轴承两个活塞的制动轮缸或其他打开设备的支持.油压制动时,制动轮缸活塞的双方或其他开放设备双方表面上移动,这样两个刹车蹄片压在制动鼓的内圆筒。制动鼓摩擦传动系统蹄小角度,两个刹车片旋转方向与制动鼓的旋转方向一致,当反向旋转的制动鼓,流程相似但相反的方向。因此,制动鼓向前,反向旋转的两个制动蹄是领先的蹄,它被称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡刹车。因为刹车一样汽车向前和向后,广泛用于前轮和后轮的轻型卡车和汽车。然而,当使用后轮制动器,中央制动器应位于其中.

4

2.1.4单向增力式制动器

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3 制动器的主要参数及其选择

两脚的低端与顶杆连接,和第二个刹车片支持支持轴承销的闸瓦的上端。 当车子前进,第一个活塞制动轮缸的制动片推内圆柱表面上的制动鼓。摩擦制动鼓是由第一个刹车蹄片与制动鼓被推到制动鼓和支持的工作表面的上端支撑销. .显然,第一个闸瓦增长势头领先的鞋,和第二个闸瓦不仅是一种增长势头领先的鞋,和推杆传播其推力问第一个闸瓦制动轮缸推力P远远大于第二个闸瓦制动转矩的第一个闸瓦制动转矩,2 ~ 3次。自反力的两个蹄制动力不能平衡,它属于一种非平衡的刹车。

2.1.5双向增力式制动器

双向增力式制动器在大型高速汽车有更多的倾向于制动和停车制动和刹车,但驾驶制动是通过液压制动轮缸产生制动蹄打开力量,驻车制动器是制动操作处理通过钢丝绳拉索和杆操纵。此外,它还被广泛用于汽车中央制动器,由于制动停车制动要求积极和反向制动效率非常高,和紧急制动停车制动如果不是不会产生高温,因此热衰退并不是一个严重的问题。

制动轮缸制动前面介绍的各种优点和缺点. .制动效率,相同的基本结构参数和条件下的制动轮缸压力,自我激励由于摩擦制动器帮助潜在的利用是最全面突破,紧随其后的是双蹄,从蹄型,双蹄的类型。然而,蹄子和鼓之间的摩擦系数是一个不稳定的因素,和可以改变在一个大范围时,材料,表面温度和制动鼓和摩擦片是不同的. .自增力式制动器摩擦系数的性能取决于最大,和热稳定性最糟糕的有效性。此外,在制动的过程中,自动辅助制动转矩的增长在某些情况下是太快了。汽车后轮制动器,是充电的原因之一,停车制动。单向自增力式制动器仅用于中型和轻型车辆后轮,因为停车制动的前轮制动效率不高。

考虑到制动,制动性能稳定和效率因素主要从制动蹄与制动鼓之间的差距很容易调整,这是方便人们停车制动附加设备,所以主要领从蹄式制动器的设计[5]。

6

3 制动器的主要参数及其选择

制动器设计中预定的整车参数有：汽车轴距L＝5300mm单位；汽车满载时总质量16000 kg；；空载时轴荷分配65％/35％；空载时总质量5500 kg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，如果把路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩忽略掉，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—车轮被制动器作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N·m。

FB—车轮上被地面作用的制动力，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方向与地面制动力FB的相仿，当车轮角速度ω>0时，大小亦相等，且F f决定于制动器结构参数。即制动器结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮半径等决定了Ff，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。

当刹车力和制动力的FB， Ff 的值粘连,车轮被锁,滑在地上。后制动力矩

7

TF是静态摩擦力矩,和Ff = TF /再保险成为阻力和FB相平衡车轮旋转圆周力极限值。当制动ω= 0时,地面制动力FB粘附fφ值不再增加,由于踏板力和空气制动器制动力FF FP增长大使摩擦力矩TF增加继续上升（见图3.1）

图3.1 制动器制动力

根据汽车制动时车辆受力分析,考虑到制动轴荷载传递,可以获得在面对前面和后轮方法来法向反力Z1,Z2：

限位保护 Z1=

Z2=

式中：G —汽车所受重力，N； L —汽车轴距，mm；

硬件控制电路板（单片机及其电路原件）步进电机及其驱动模块修行机械本体

键盘按键版系统管理手动调整直线加工限位保护显示模块参数输入 （3.5）

L1 —汽车前轴中心的距离，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。

接电机托板X、 Z端复位P3.2~P3.3P0.0~p0.7接1602液晶显示器的数据端；故满载时：Z1= Z2=

P1.0~P1.3X、Z两个电机的控制信号；分别四个点动按钮；接1602液晶显示器数据／命令选择端；P3.5P1.4~P1.789C52P2.0~P2.4接其它五个功能按钮；接1602液晶显示器使能端；P3.4P2.5=11289.6N

beep软件烧录指示灯P3.0P2.6~P2.7分别接X、Z越界指示灯；15680(2120?0.6?1060)=4390.4 N 5300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

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的质心高度hg=2650×35%=927.5mm。

5762.4故空载时：Z1=(3445?0.6?927.5)=4350.612 N

53005762.4 Z2=(1855?0.6?927.5)=1411.788 N

5300

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=

式中：q(q=

Gdu=Gq （3.6） gdtdu)—制动强度，亦称比例减少速度或比制动力； gdt FB1，FB2—前后车轴车轮的制动力。

由以上两式可求得前、后车轮附着力为：

hLGg2G?F)??(L?qh)? Fφ1=( B2gLLLhLGg1 Fφ2=( （3.7） G?F)??(L?qh)?B1gLLL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：

15680(3180?0.6?1060)×故满载时：Fφ1=0.6= 6773.76N 530015680(2120?0.6?1060)× Fφ2=0.6=2634.24N 53005762.4(3445?0.6?927.5) 空载时：Fφ1=×0.6=2610.3672N 5300 Fφ2=5762.4(1855?0.6?927.5)×0.6=847.0728 N 5300类型显示,汽车粘附系数φ为确定路面制动,每个轴附着力,限制权力不是常数,但总制动力制动强度q或FB功能,当每个车轮制动器的制动力不够,根据汽车前后和分布、前后车轮制动力分配和道路附着系数和坡等,制动过程可能出现三种类型,即 （1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；

9

（2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；

（3）前、后轮同时抱死拖滑[6]。

从上面的三个案例,显然是最后的使用条件最好的附加条件。 由式（3.6），（3.7）在任何附着系数?的路面上可以很好的求出，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+F=FB1+FB2=?G Ff1/Ff2=FB1/FB2=? （3.8） L??h/L??h???2g1g式中 Ff1—前轴车轮的制动器制动力，Ff1=FB1=?Z1； Ff2—后轴车轮的制动器制动力，Ff2=FB2=?Z2； FB1—前轴车轮的地面制动力； FB2—后轴车轮的地面制动力； Z1，Z2—地面对前，后轴车轮的法向反力； G —汽车重力； L，L2—汽车质心离前，后轴距离； h—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FFf21，是?的函数。 由式（3.8）中消去?，得 ???hL?GL1G24g2??L?F??2F F （3.9） ???f2ff121??2hGh???g??g?式中：L —汽车的轴距。 将上式坐标曲线绘成是最理想的,后刹车力分布曲线,称为I曲线,如图3.3所示。如果汽车前后制动器制动力F1，Ff2,根据I的曲线分布,可以确保刹车的汽车在任何道路附着系数,并锁定前轮和后轮。然而,目前大多数的两轴汽车卡车的刹车力比是一个定值,在制动F车制动力分配系数?； ?=结合式（3.8）和式（3.10）可得 ?=带入数据得满载时： ?=L2??hgL1和刹车力F比表明分配比,称为汽FF=Ff1Ff1?Ff2 （3.10） L2??hgL =0.72

参考文献

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] 陈家瑞. 汽车构造（下册）[M]. 北京:人名交通出版社,2008.

[11] A. Belhocine , M. Bouchetara Thermal behavior of full and ventilated disc brakes of

vehicles [J]. Journal of Mechanical Science and Technology.

[12] 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.

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主要符号表

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

?0 摩擦衬片起始角 dw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 N1 单元法向的合力

?1 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 v1,v2汽车制动初速度与终速度 j 制动减速度 t 制动时间

A1,A2 前、后制动器衬片的摩擦面积 β 制动力分配系数 Tf 单个制动器的制动力矩 ma 汽车总质量

R 制动鼓半径 A 单个制动器的衬片摩擦面积

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三维建模

附录2

三维建模

图1 制动器总成图

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图2 轮缸装配图

图3 制动底板

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图4 制动蹄摩擦片总成图

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图5 制动鼓

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