燕山大学
专业综合训练说明书
题目： CD1轻型货车后制动器设计
燕山大学专业综合训练任务书
院（系）：车辆与能源学院基层教学单位：车辆与交通运输工程系题目CD1轻型货车后制动器设计
训练内容和目的1. 熟悉制动系统及鼓式制动器结构；
2. 计算制动器制动力分配系数；
3. 计算制动器主要结构参数；
4. 练习使用绘图软件；
5. 学习查阅相关标准。
附主要参数：满载质量：1850kg，前轮至质心距离1391mm；装备质量：1160kg，前轮至质心距离1350mm；质心高：空载695mm，满载750mm；轮胎型号：175/70R14
完成任务量1. 确定制动器制动力分配系数；
2. 绘制制动器总装图；
3. 绘制制动鼓零件图；
4. 书写6000字计算说明书。
进度安排第一、二周：熟悉制动器结构、计算制动器制动力分配系数；计算相关结构参数并绘制制动器总装图；
第三周：完善总装图，绘制制动鼓零件图；
第四周：编写说明书，准备答辩。
参
考资料1.《汽车设计》.王望予.机械工业出版社
2.《汽车设计》.刘唯信.清华大学出版社
指导教师签字基层教学单位主任签字
2012年11月29日
第1章概述
1.1制动器功能
汽车制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力（制动力）的部件。汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；盘式制动器的旋转元件则为旋转的制动盘，以端面为工作表面。
1.2制动器要求
汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则采用手制动杆操纵，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器的第二轴或传动轴。
此次设计为小型乘用车，轻型客车满载1.85t，设计的是鼓式制动器。
第2章制动力分配
2.1参数
满载质量：1850kg，前轮至质心距离1391mm；
装备质量：1160kg，前轮至质心距离1350mm；
质心高：空载695mm，满载750mm；
轮胎型号：175/70R14
2.2法规要求
为了保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动效率，联合国欧洲经济委员会制定的ECE R13制动法规对双轴汽车前、后轮制动器制动力提出了明确的要求。本次设计的是轻型乘用车，根据法规整理出它的制动效能与利用附着系数的要求如下。
法规规定：
对于φ = 0.2 ~ 0.8之间时，要求其制动强度z ≥ 0.1 + 0.85(φ -0.2)
车辆在各种装载状态时，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线之上。
但是对于本车而言，制动强度在0.3~ 0.45之间，后轴利用附着系数曲线不超过直线φ = z + 0.05的条件下，允许后轴利用附着系数曲线在前轴利用附着系数曲线的上方。
图2-1 ECE 法规货车的制动力分配
2.3具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数
不少两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比称为制动器制动力分配系数，并以符号β表示，即 β=
21μμF F 21
μμF F =ββ-1 若用2μF = B( 1μF )表示，则2μF = B( 1μF )为一直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为tanθ=
ββ-1 这条直线称为实际前、后制
动器制动力分配线，简称β线。 β线与I 曲线交点处的附着系数为同步附着系数，所对应的制动减速度
称为临界减速度。
同步附着系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在同步附着系数路面上制动时才能使前、后车轮同时抱死。设汽车在同步附着系数路面上制动，此时前、后轮同时抱死，得
ββ
-1=g g
h a h b 00??-+，即 0?=g
h b L -β （2-1） 当φ<φ0时，β线位于I 曲线的下方，制动时总是前轮先抱死。
当φ=φ0时，制动时前、后轮将同时抱死
当φ>φ0时，β线位于I 曲线的上方，制动时总是后轮先抱死。
国外有的文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取φ0≥0.6；货车取φ0≥0.5为宜。在条件允许的情况下应取大些，这样制动稳定性好。
2.4理想的前、后制动器制动力分配曲线
地面法向反作用力为)(1g Z zh b L
G F += )(2g Z zh a L G F -= 前后轮同时抱死时?μG F F Xb ==，此时)()(2
1g Z g Z h a L G F h b L
G F ??-=+=.......................（2-9） 前后轮同时抱死时：前、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且
前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即121122u u u z u z F F G F F F F ???+=??=??=?
将（2-9）式代入上式，得1212u u u g u g F F G F b h F a h ???+=??+?=?-?
，消去变量?，得
221141(2)2g u u u g g h L G Gb F b F F h G h ??=+-+??????
由此式可作出I 曲线
图2-4 β线与I 曲线
2.5利用附着系数与制动效率
利用附着系数就是在某一制动强度z 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数φi ，其定义为Zi
Xbi i F F =?。其中，F Xbi 为对应于制动强度z ，汽车对第i 轴产生的地面制动力；F Zi 为制动强度为z 时，地面对第i 轴的法向反力；φi 为第i 轴对应于制动强度z 的利用附着系数。
显然，利用附着系数越接近制动强度，地面的附着条件发挥得越充分，汽车制动力分配的合理程度越高。
2.5.1前轴的利用附着系数
设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时抱死时产生的减速度为
dt
du =zg ，则 1μF =1Xb F =βg G dt du =βGz 而)(1g Z zh b L G F += 故 f ?=11Z Xb F F =)(1g zh b L
z +β （2-3） 同时，由（2-1）式得 β=L h b g
0?+ （2-2)， 又前轮刚抱死时，f ?=φ，
由（2-2）式得当φ<0?时，z =
g
h b b )(0???-+ （2-5） 2.5.2后轴的利用附着系数
2Xb F =（1-β）g G dt
du =（1-β）Gz ，而2Z F =)(g zh a L G -，故 )(1)1(22g Z Xb r zh a L
z F F --==β? （2-4），又前轮刚抱死时，r ?=φ， 由（2-4）式得当φ>0?时，z =
g
h a a )(0???-+ （2-6） 2.5.3利用附着系数曲线
此次设计，首先在φ = 0.2 ~ 0.8的不同路面上，取定不同的β值，由（2-1）式算出空载与满载时的同步附着系数0?
作出利用附着系数与制动强度的关系曲线，与制动法规对比，看是否满足法规要求。通过EXCEL 作图，找到合适的β值为0.71，此时 满载0?=g
h b L -β=27000.711301750?-=0.821 空载0?=g
h b L -β=27000.7113500.816695?-= 利用Excel 作图绘制利用附着系数与制动强度的关系曲线如下
图2-2 利用附着系数与制动强度的关系曲线
从图中可看出，当β值取为0.71时，前轴的利用附着着系数曲线全在
后轴利用附着系数曲线上方，前轴的利用附着系数均在法规0.070.85
f z φ+=下符合法规要求，后轴均在0.05r Z φ=+下面，说明后轴的利用附着系数也均符合要求，综合说明β=0.71的制动力分配时合理的。当客车在地面附着系数为0.2~0.8的路面上制动时不会出现后轮先抱死的情况，符合安全要求，说明制动力分配合理。
2.6制动效率曲线
制动效率定义为车轮不锁死的最大制动强度与车轮和地面间附着系数的比值，亦即车轮将要抱死时的制动强度z 与被利用的附着系数之比。 前轴制动效率为//f f f g z b L E h L
?β?==-.................................................（2-7） 后轴制动效率为/(1)/r r r g z
a L E h L
?β?==-+..............................................（2-8）通过Excel 作图绘制出制动效率曲线如下
图2-3 前、后制动效率曲线
在上图中可以看到满载和空载时后轴的制动效率均交于空载和满载时的同步附着系数，在0.8后，即在0.2-0.8的路面上行驶时总是前轮先抱死，符合安全要求。
第3章鼓式制动器的结构型式及选择
鼓式制动器可分为以下几种：
图3-1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）双向増力式
鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次降低，最低是盘式制动器。
领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游：前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领丛蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同的特点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。本次设计的是轻型乘用车后轮鼓式制动器，对
制动强度要求不高，并且为了节约成本决定采用领从蹄式鼓式制动器。
第4章制动器结构参数确定
4.1制动鼓直径D
在输入力
O
F一定时，制动鼓内径D越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但D的增大受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20~30mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能损坏轮胎。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证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，并有利于保证制动鼓的加工精度。
制动鼓直径与轮辋直径之比/
r
D D的范围如下：
乘用车/
r
D D=0.64-0.74
商用车/
r
D D=0.70-0.83
制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309—1999《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，载货汽车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
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220 240 260 300 320 420
本次设计轮胎规格70R16 ，其中70为轮胎名义断面宽度，16为轮辋
名义直径（in ）,1 in=25.4mm
轮辋直径16英寸，则轮辋直径r D =14×25.4mm=355.6mm 。选取制动鼓直径为260mm ，比轮辋外直径小95.6mm ，符合客车的直径要求。
4.2摩擦衬片宽度b 和包角β
摩擦衬片的包角β通常在β=90~120度范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角β=90~100度时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小β虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角β也不宜大于120度，因为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。本次设计β取为100度。
由1999309/-T QC 《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定，选取制动蹄摩擦片宽度b =40mm
上述两个参数：β，b 加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积∑A 即
360/)(21ββπ+=∑Db A （4-1） 式中：D —制动鼓内经mm
b —制动蹄摩擦衬片宽度mm
21ββ、——分别为两蹄的摩擦衬片包角，（ ）。
∑A ——单个制动器摩擦面积，mm 2
则 ∑A =265200/360π???=226.892cm
图4-1 鼓式制动器的主要几何参数
由客车在 1.5-2.5吨时的摩擦衬片面积为200-3002cm 可知设计符合要求。
4.3摩擦衬片初始角0β的选取
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。
根据)2/(900ββ-?==?90-（?100/2）=?40
4.4张开力P 作用线至制动器中心的距离a
在满足制动轮缸能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a 尽可能地大，以提高制动效能，初步设计时可暂取R a 8.0=左右。
R a 8.0==104mm
4.5制动蹄支承点位置坐标c 和g
应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使c 尽可能大而k 尽可能小（图4-1）。初步设计可取c 取为104mm ，g 取为25mm
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，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜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。所以选择摩擦系数f=0.3进行计算。
4.7制动轮缸直径的确定
轮缸的缸体由灰铸铁HT200制成,活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支撑差插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内断面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。
此设计轮缸缸体选用灰铸铁HT200材料，活塞选用铝合金材料；有两
个等直径活塞并用橡胶密封圈密封。
（1）制动轮缸对制动蹄的作用力O F 与轮缸直径及制动轮缸中的液压p 之间有如下关系式： )/(2p P d w π= (4-2) 式中：p —考虑制动压力调节装置作用下的轮缸液压，MPa p 12~8=。 压力越高则轮缸直径越小，但对管路尤其是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格。
轮缸直径应在19877254-GB 标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为
14.5,16,17.5,19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm
一个轮缸的工作容积
∑=n w w d V 1
2)4/(δπ (4-3) 此设计取p 11MPa =，22w d mm =可得 F =42
w d p ??π= 4113N
式中：w d — 一个轮缸活塞的直径，mm ； n —轮缸的活塞数目；
δ一 个轮缸活塞在完全制动时的行程：
4321δδδδδ+++=
在初步设计时，对鼓式制动器可取mm 5.2~2=δ；
1δ——消除制动器与制动鼓间的间隙所需要的轮缸活塞行程；
2δ——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；
3δ、4δ——分别为鼓式制动器制动蹄的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由实验确定。 则2322221520.534w V mm π=
???= （δ取2mm ）
第5章 制动器的设计计算
5.1压力沿衬片长度方向的分布规律
本设计中后轮所用的领从蹄的蹄片为绕支承销转动的蹄片，为一个自由度。
如图5-1所示，将坐标原点选在制动鼓中心O 点，1y 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心1A 点和O 点；1x 轴线垂直于1y 轴线。
制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心1A 转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支撑面移动。如果蹄片不变形，则蹄片中心位于1O 点。蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支撑点1A 转动γd 角。E1E1线是未变形的衬片表面轮廓。摩擦衬片表面任意点B1沿蹄片转动的切线方向
的变形就是线段'11B B 在半径OB1延长线上的投影11C B 。由于γd 很小，可
以认为 γd B A B B ?='1111
所以，衬片在1B 点的径向变形
γγγδd B A B B C B ??=?'==111111111sin sin (5-1) 根据正弦定理，有如下关系 1
111sin sin γαOA B A = αγsin sin 1111?=?OA B A (5-2) 把式（5-2）代入（5-1），得γαδd OA ??=sin 11
假定摩擦衬片上各点的压力1p 与该点的径向变形1δ成正比，k 是比例系数（蹄片刚度），则
ααγγαδsin sin )(sin max 11111?=???=???=?=p d OA k d OA k k p
综上所述，紧蹄片上各点的压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律。由于在以上分析中并没有用到摩擦力，所以上述公式也适用于松蹄。
图5-1 计算摩擦衬片径向变形
5.2计算蹄片上的制动力矩
(1)利用压力
在摩擦衬片表面取一微元面积αd R b ??（b 是衬片宽度）。在这一微元面积上的法向力为αααd R b p d R b p dF ????=???=sin )(max 1 如图5-2所示
图 5-2 计算紧蹄制动力矩的力学模型
摩擦力f dF ?1产生的制动力矩为
R f d R b p R f dF M t ???????=???=''''''ααααααμsin max 11
)c o s (c o s s i n 2m a x 2m a x αααααα''-'???=??????='
''f R b p d f R b p
其中，f 是蹄与鼓之间的摩擦系数。
当法向压力分布均匀，即f p p ==常数时，有
)(211αααααα
αμ'-''????=??????=???=''''''f R b p R f d R b p R f dF M f f t 由此可得)cos (cos 21
max ααμ''-'???=f R b M p t 由上式得)(21
ααμ'-''???=f R b M p t f
则不均匀系数?为α
ααα''-''-''==?cos cos max f p p 由于在以上分析中都没有考虑摩擦力方向的影响，分析结果既适用于紧蹄，也适用于松蹄。
（2）制动力矩与张开力的关系
在实际计算中，也可采用由张开力P 计算制动力矩的T 方法，且更为方便。如图5-3所示。
紧蹄制动力矩可用下式表达111R F f M t ??=μ
其中，F1是紧蹄的法向合力；R1是摩擦力1F f ?的作用半径。
分别建立沿1x 轴方向的力平衡方程和绕制动鼓中心O 的力矩平衡方程
)
45(0)35(0sin cos cos 11111111-=??+'?'-?-=??-?-'+?R F f c F F F f F F F x O x O O αδδα 其中，1δ是1x 轴和F1之间的夹角；'x F 是支承反力在1x 轴上的投影。
图5-3 计算紧蹄张开力的模型
由（5-3）式可得11111sin cos cos δδα??+?+?-='F f F F F O O x (5-5)
把（5-5）代入（5-4）得
1
11111111)sin (cos )sin (cos )cos (R f f c h F R f f c c a F F O O O ?-?+?'?=?-?+?'?'+?=δδδδα 在紧蹄上的制动力矩为
111
1111111)sin (cos D F R f f c R f h F R F f M O O t ?=?-?+?'???=??=δδμ 1
1111)sin (cos R f f c R f h D ?-?+?'??=δδ 本次设计中R =130mm ， a =0.8R =104mm ， c =104mm ,
g 取为25mm h =a+c =208mm
25arctan arctan 13.52104O g c ο
α===
222230104107c g c m m
'=+=+= 如图5-2所示，001801804010013.5226.48αθθα'=---=---= 001801804013.52126.48αθα''=--=--=
1δ是法向合力F1与1x 轴的夹角，根据其定义有如下关系
1
11cos 2cos 2arctan()arctan 2()sin 2sin 2cos 252.96cos52.96arctan 10.662100/180sin 208sin 52.96y x F F ααδααααπ-'''??-==-??''''''?--+????-=-=????-+?? []12222
4(cos cos )2()sin 2sin 2(cos 2cos 2)4130(cos 26.48cos126.48)
145.58100(sin 252.96sin 52.96)(cos52.96cos 252.96)90
R R mm ααααααααπ'''??-=
'''''''''?--++-??-==?-++-
即R1仅取决于R 及和αα'''
11111(cos sin )2080.3145.58136.75107(cos10.660.3sin10.66)0.3145.58
h f R D c f f R mm δδ??=
'?+?-???==?+?-? 紧蹄上制动力矩111 4.126174.17564.2t O M F D N m μ=?=?=?
紧蹄的法向合力1
11564.231000129170.3145.58
t M F N f R μ?===?? 紧蹄的效能因数1t K 为1111111136.75 1.052130t O t O O M F D D K R F R F R μ?=
====?? 紧蹄上的最大压力
111max 224113136.75 1.489(cos cos )501300.3(cos 26.48cos126.48)O F D p MPa b R f αα??==='''???-???-
同理计算松蹄的效能因数时
轻型货车鼓式制动器设计 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。 鼓式制动也叫块式制动，现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动鼓位于制动轮内侧，刹车时制动块向外张开，摩擦制动鼓的内侧，达到刹车的目的。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，根据我国工厂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进行设计。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、驱动形式及制动器主要参数，然后计算制动器的制动力矩、制动效能因数、制动减速度、制动温升等，并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计，如制动鼓、制动蹄、制动底板等。最后，完成装配图和零件图的绘制。 1.1选题背景与意义 随着汽车性能的提高，对汽车安全性能的要求也越来越高。制动器是汽车制动系统中最重要的安全部件，对汽车的安全性有着重要的作用，因此对制动器的设计进行分析研究有着重要的意义。鼓式制动器作为现代汽车广泛使用的具有较高制动效能的制动器，尽管对其的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统鼓式制动器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可以为后续设计提供理论参考。这样，在以后的设计研究当中，不仅可以延续鼓式制动器的优点，还能在此基础上设计出制动性能更好的制动器，满足汽车的安全性和乘员舒适性，提高汽车的整体性能。 1.2研究现状 长期以来，为了充分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，尤其是对鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。这些研究工作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等的影响，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比较可行、有效的改进措施，制动器的性能也有了一定程度的提高。 如以某汽车前轮鼓式双领蹄式制动器的制动蹄为研究对象，进行了受力分析并建立了力学模型，使用Pro／E建立了CAD模型，运用ANSYS进行了有限元
车用盘式电磁制动器的仿真分析 叶春晖 （黑龙江工程学院） 摘要：本文利用Matlab软件中的Simulink模块对所设计的车用盘式电磁制动器建立了数学仿真模型，并进行仿真分析，为这种技术的设计和实现提供了理论依据。 关键词：电磁制动器；建模与仿真； Abstract:this paper use of Matlab software to design the Simulink module of automotive disc electromagnetic brakes establishes the mathematical simulation model and simulation analysis for this technology, provides the design and implementation of the theoretical basis. Keywords: electromagnetic brakes；Modeling and simulation； 当今很多汽车公司在概念车的设计中都采用了线控技术，线传操控技术的核心是智能机电传动装置，这些装置将原先操控车辆的机械手段改由线传电子控制。一切的命令都通过电子信号进行传递，最终转变为机械动作。另一方面，车辆的反馈信息也通过电子信号反映给驾驶者，使得其可以对车辆状况了如指掌。线控将是未来汽车的核心内容，这将要求汽车的各个组成部分发生革命性的变化，在汽车的制动系统部分就得到了充分的体现，如电磁制动器就是制动系统的一个发展方向。本文对所设计的车用盘式电磁制动器进行仿真分析。 1电磁制动器的结构 汽车电磁制动器是一种新型非接触式制动器，它利用电磁阻力的原理将汽车的动能转化为热能耗散在空气中，使汽车获得减速度。其制动效能和工作可靠性、持久性都高于其他传统的汽车制动系统，是国际上汽车制动系统的发展方向。 汽车电磁制动器是根据电磁铁原理，利用电磁吸力将电能转化为机械能，然后使制动盘两侧的制动块夹紧制动盘，从而使车轮制动。 设计的电磁制动器如图1所示。 此汽车制动器的结构与传统液压浮动钳盘式制动器的结构基本相同：制动盘以螺栓固定在轮毂上，带有摩擦衬块的制动块装在制动钳体内，制动块只可以沿轴向滑动，但不能转动；汽车制动时，给电磁线圈供电，使其通一定量的电流，电磁铁产生电磁吸力。电磁铁产生的电磁力比较小，不足以使汽车制动，利用增力机构将力放大，利
中北大学 课程设计说明书 学生姓名：学号： 学院（系）：机电工程学院 专业：车辆工程 题目：夏利汽车盘式制动器方案设计 综合成绩： 职称: 年月日
目录 一、夏利汽车主要性能参数---------------------4 二、制动器的形式-----------------------------5 三、盘式制动器主要参数的确定-----------------7 四、盘式制动器制动力矩的设计计算-------------9 五、盘式制动器制器的校核计算----------------10 1.前轮制动器制动力矩的校核计算 2.摩擦衬片的磨损特性计算 六、经过计算最终确定后轮制动器的参数--------13 七、设计小结--------------------------------13 八、设计参考资料----------------------------13
轿车前轮制动器设计说明书前言汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。本次课程设计根据任务要求只对夏利汽车盘式制动器方案设计。
一、汽车主要性能参数 主要尺寸和参数： （1）、轴距：L=2405mm （2）、总质量：M=900kg （3）、质心高度：0.65m （4）、车轮半径：165mm （5）、轮辋内径：120mm （6）、附着系数：0.8 （7）、制动力分配比：后制动力/总制动力=0.19 （8）、前轴负荷率：60%；即质心到前后轴距离分别为 L1=L?(1?60%)=962mm L2=L?60%=1443mm （9）、轮胎参数：165/70R13； 轮胎有效半径r e为： 轮胎有效半径=轮辋半径+（名义断面宽度×高宽比） 所以轮胎有效半径r e=(240 2 +165×70%)=235.5mm （10）、制动性能要求：初速度为50KM/h时，制动距离为15m。则 满足制动性能要求的制动减速度由：S=1 3.6(τ2‘+τ2“ 2 )μ0+μ02 25.92 a bmax 计算最大减速度 a bmax，其中μ0=Ｕ =50Km/h；S=15m；τ2‘= 0.05s；τ2“=0.2s。经计算得 最大减速度 a bmax≈7.47m s2 ?
毕业设计开题报告 设计（论文）题目:汽车电磁制动器的设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程10-4班 学生姓名:
导师姓名: 开题时间: 2014年3月14日 一、课题研究目的与意义 1.1研究目的 由于近些年来我国大部分地区雾霾严重可见空气污染的严重性。随着社会生产力的提高，科技的不断发展由于能源危机石油供给量不断下降我国的清洁能源不断被开发例如电能、风能、核能等。汽车的制造工艺也在不断地提升。我们努力将清洁能源与汽车有效的结合。本次研究目的就是为了利用清洁能源电能取代液压油产生制动控制制动器。汽车制动系统的功用是使行驶中的汽车根据行驶条件或驾驶员的意愿，减速、停车、保持某一定稳定速度或一停使的汽车保持不动。该制动系统比液压制动系统控制信号传递迅速、硬件简单及易于集成化。 随着经济不断的发展人们对汽车的安全性动力性的要求越来越高，车辆制动性能的好坏直接关系到人们的生命财产安全。汽车制动器从研究开始从简单的机械装置制动到气压制动、液压助力制动到现如今我们汽车中广泛运用的电子控制液压器制动。 电磁制动器是一种新型的制动器，现在国外已经将电磁制动器运用在拖车和房车上，而在国内我们的这个技术才刚刚起步，处于初级阶段。与传统的气压式、液压式相比电磁式制动器有其突出的优点，正在被我们越来越多的关注。
1.2 研究意义 本课题的选择是让学生运用所学有关汽车制动器知识对汽车电磁制动器进行设计与研究。由于汽车电磁制动器目前还在研究当中，所以学生的能力得到充分锻炼，能够使学生更多更好的了解制动器设计方面的知识。通过对本课题的研究使学生可以完成理论课程与实践相结合。 二、课题研究现状及分析 2.1电磁制动器的简介需要全套设计请联系QQ1537693694 电磁制动器的并不是一个新兴事物，它早在其他领域已应用广泛例如：起重机绞盘制动、电梯制动等。 制动器是机械系统中用于产生阻碍活动部件运动或者运动趋势的力或力矩的装置。其主要由制动能源供给装置、制动控制装置、制动传动装置、制动执行装置组成。制动器的实质是将制动器中运动部件产生的动能转变成其他形式的能。由于旋转元件的形状不同，汽车制动器可分为鼓式制动器和盘式制动器。本次我们研究的是盘式制动器，原因是盘式制动器一般无摩擦助势作用，制动器效能受摩擦因数影响较小；浸水后效能降低不大，恢复快；在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小：制动盘厚度方向彭热量小：容易实现间隙自动调整。常见的盘式制动器由钳盘式制动器和全盘式制动器。盘式制动器组成零部件有制动器壳体、摩擦块、液压缸、制动盘等。制动盘是摩擦副中的旋转元件，以金属圆盘的端面为工作面。制动钳是由装在横跨制动盘两侧的钳形支架中的制动块和促动装置组成，制动块是由工作面积不大的摩擦块和金属背板组成。 电磁制动器用电缆代替管路，提高制动器的灵敏度、可靠性高、安装方便、尤其是制动系统安装简单可靠，并永远避免了泄露和气阻的现象发生，控制器设计方便更利于实现ABS，电磁制动器的研究为汽车自动化、智能化提供了必备条件。
制动器设计说明书
摘要 制动器可以分两大类，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）和驻车制动器。在行车过程中，一般都采用行车制动（脚刹），便于在前进的过程中减速停车，不单是使汽车保持不动。若行车制动失灵时才采用驻车制动。当车停稳后，就要使用驻车制动（手刹），防止车辆前滑和后溜。停车后一般除使用驻车制动外，上坡要将档位挂在一档（防止后溜），下坡要将档位挂在倒档（防止前滑）。 使机械运转部件停止或减速所必须施加的阻力矩称为制动力矩。制动力矩是设计、选用制动器的依据，其大小由机械的型式和工作要求决定。制动器上所用摩擦材料（制动件）的性能直接影响制动过程，而影响其性能的主要因素为工作温度和温升速度。摩擦材料应具备高而稳定的摩擦系数和良好的耐磨性。摩擦材料分金属和非金属两类。前者常用的有铸铁、钢、青铜和粉末冶金摩擦材料等，后者有皮革、橡胶、木材和石棉等。 臂架式盘式制动器是一种新型的主要适用于起重运输机械的制动装置。本论文着重介绍了其特点、关键零部件的选择或设计计算方法、主要性能参数及一些台架试验结果。除此之外还着重介绍了制动臂、松闸器等关键部件的设计参数及注意事项，同时细节方面对于制动器的静力矩也做了详细的计算设计。 Abstract Brakes can be divided into two categories, industrial brakes and automotive bra kes, automotive brake is divided into brake (foot brake) and the parking brake. In the driving process, generally used brake (foot brake), to facilitate the p rocess of deceleration in the forward stop, not just the car to remain intact. If the traffic Zhidongshiling when using the parking brake. When the car comple tely stopped, it has to use the parking brake (hand brake), to prevent the vehi cle front and rear slip slide. After stopping the general addition to the parki ng brake, the uphill hanging in a stall to stall (after the slide to prevent), downhill to hang in the reverse gear (to prevent forward slip.) Mechanical moving parts to stop or slow down the resistance of the moment must be applied as the brake torque. Braking torque is the design, selection based o n the brake, the size of the pattern and work by the mechanical requirements of the decision. Friction material used on brake (brake parts) directly affects t he performance of the braking process, and the main factors affecting the perfo rmance of the working temperature and the temperature rise speed. Friction mate rial should have high and stable friction coefficient and good wear resistance. Metallic and nonmetallic friction materials sub-categories. The former are com monly used cast iron, steel, bronze, and powder metallurgy friction materials, which have leather, rubber, wood and asbestos. Disc brake arm frame is a new major for the braking device handling equipment. This paper focuses on its characteristics, key components of the selection or d esign methods, the main performance parameters and some bench test results. Hig hlights in addition to the brake arm, loose brake components, etc. The key desi gn parameters and considerations, while the details of the static torque for th e brake has also done a detailed calculation of design.
河北工业大学 毕业设计说明书 作者：张南学号： 100287系：机械工程 专业：车辆工程 题目：鼓式制动器的建模与仿真 指导者：刘茜副教授 评阅者： 2014年 06 月 08 日
毕业设计说明书中文摘要
目录 1．绪论 (1) 制动系统的原理 (1) 鼓式制动器的介绍 (1) 鼓式制动器优缺点 (3) 2．鼓式制动器零件建模及装配 (4) 零件建模 (4) 制动器的装配 (13) 3. 虚拟样机模型的建立及性能仿真分析 (15) 制动器各部件间约束关系的建立 (15) 几何体间约束的关系与选择 (17) ADAMS\View的运动仿真 (25) ADAMS\View仿真结果 (27) 结论 (33) 参考文献 (34) 致谢 (35)
1.绪论 制动系统原理 制动系统是行车安全中非常重要的一部分，制动系统主要表现为通过踩下制动踏板，制动系统将力进行一系列传递从而最终表现为车辆的行车速度降低直至停车。制动系统原理图如下图。制动系统由制动踏板、助力泵、总泵活塞、制动鼓、液压管道、驻车制动等组成。踩下制动踏板将力传递到制动系统，助力泵将踏板上的力进行放大并传递到制动总泵中推动总泵活塞运动，将力传递到制动器的制动鼓，产生摩擦力矩从而使车轮速度降低直至停车。 图制动系统的原理图 1.1鼓式制动器的介绍 鼓式制动器应用在车辆上面已经有很长时间的历史，由于它的可靠性稳定以及大制动力均衡，使得鼓式制动器至今仍被装置在许多车型上 (多用于后轮)。鼓式制动器是通过液压装置将制动蹄向外推，使制动蹄摩擦片与随着车轮转动的制动鼓发生摩擦产生制动力矩从而使车辆实现制动的效果。鼓式制动器的制动鼓内侧与摩擦片接触的位置就是制动装置产生制动力矩的位置。在获得相同制动力矩的情况下，鼓式制动器的制动鼓直径较盘式制动器的制动鼓要小得多。因此需要较大制动力的德众大型
毕业设计（论文） 文献综述 题目轨道式龙门起重机 专业机械设计制造及其自动化 班级06级1班 学生陈成 指导教师周老师 西南交通大学 2010-4-27 年
1、轨道式集装箱龙门起重机国内发展现状 在我国集装箱港口的装卸作业中，通常采用岸边集装箱起重机加轮胎式集装箱龙门起重机的装卸方案，以轮胎式集装箱龙门起重机作为后方堆场的主要装卸机械。几年，随着港口的发展，轨道式集装箱龙门起重机在港口的使用越来越多。其电控系统、管理系统等方面以达到现有的港口机械水平，完全能满足现代港口集装箱的需要。 目前我国已能批量生产具有上个世纪90年代国际先进水平的岸边集装箱起重机和轮胎式集装箱龙门起重机，轨道式集装箱龙门起重机的研究与开发能力也越来越强。 由于大车行走和小车行走属于一般负载，没有特殊要求，因此变频器在V/F模式下即可正常工作，不需要做特殊设置就能投入使用，而主副钩吊属于重型负载，要求起钩和松钩都能保证不溜钩，上下行平稳迅速，要求在直流制动后马上投入制动器进行制动。 2、轨道式集装箱龙门起重机国外发展现状 长期以来，轨道式集装箱龙门起重机仅小车运行机构采用交流驱动，近年来，起升机构和大车运行也相继采用了交流驱动技术，这样减少了维护和修理费，降低了营运成本。日本三井公司最早成功地采用了交流变频调速装置，解决了起升机构位势负载和车轮支承压力变化导致车轮转速变化的关键技术，达到了集装箱堆6层作业的使用要求。派纳公司将其在自动控制领域所拥有的丰富经验成功地应用在大型轨道式集装箱龙门起重机上，满足了现代化集装箱堆场对自动化控制的需要。欧洲联合码头公司应用光缆传输技术，可靠地将轨道式集装箱龙门起重机与港站管理计算机联网，实现了无人装卸作业和堆场全盘自动化。 据统计，欧洲作为传统上的轮胎式集装箱龙门起重机的大订户，1995年订购的轨道式集装箱龙门起重机多达58台，从一个侧面反映出轨道集装箱龙门起重机的市场潜力和应用前景。另一方面，从世界一些著名的港口的发展趋势看，轨道式集装箱龙门起重机将向大型化、高效化、自动化方向发展。 目前，一些先进设计思想逐渐被采用，一些先进设计手段也被引入轨道式集装箱龙门起重机领域。如果有限元分析、结构优化设计、机电液一体化技术、CAD设计模块化技术、可靠性设计方法、机械结构动态设计等。这些方法在轨
制动器的设计计算
§3 制动器的设计计算 3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： (1)制动鼓、蹄为绝对刚性； (2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； (3)压力与变形符合虎克定律。 1.对于绕支承销转动的制动蹄 如图29所示，制动蹄在张开力P 作用下绕 支承销θ?点转动张开，设其转角为θ?，则蹄 片上某任意点A 的位移AB 为 AB =A O '·θ? 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径 向位移分量将受压缩，径向压缩为AC AC =AB COS β 即 AC =A O 'θ?COS β 从图29中的几何关系可看到 A O 'COS β=D O '=O O 'Sin ? AC =O O 'Sin ?θ?? 因为θ??'O O 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 q=q 0Sin ? (36) 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作 用在与O O '连线呈90°的径向线上。 2.浮式蹄 在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面 上，如图30所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚 动或滑动，它具有两个自由度运动，而绕支承销转动 的蹄片只有一个自由度的运动，因此，其压力分布状 况和绕支承销转动的情况有所区别。 现分析浮式蹄上任意一点A 的运动情况。今设定蹄
片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q 为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A 的运动可以看成绕Q 作相对转动和跟随Q 作移动。这样A 点位移由两部分合成：相对运动位移AB 和牵连运动位移BC ，它们各自径向位移分量之和为AD (见图30)。 AD =AB COS β+BC COS(?-α) 根据几何关系可得出 AD =(θ?·OQ +BC Sin α) Sin ?+BC COS αCOS ? 式中θ?为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。 令 θ?·OQ +BC Sin ?=C 1 BC COS α=C 2 在一定转角θ?时，1C 和2C 都是常量。同样，认为A 点的径向变形量AD 和压力成正比。这样，蹄片上任意点A 处的压力可写成 q=q 1Sin ?+q 2COS ? 或 q=q 0Sin(?+?0) 也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨 损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又应如何呢?按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式 fqv K W 11= 式中 W 1——磨损量； K 1——磨损常数； f ——摩擦系数； q ——单位压力； v ——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑 动速度。 通过分析计算所得压力分布规律如图31所 示。图中表明在第11次制动后形成的单位 面积压力仍为正弦分布αsin 132=q 。如果摩 擦衬片磨损有如下关系： 2222v fq K W = 式中 2K ——磨损常数。
车辆工程专业课程设计题目：鼓式制动器设计 学院机械与能源工程学院专业车辆工程 年级车辆10级班级车辆1012 姓名李开航学号 2010715040 成绩指导老师赖祥生
精品文档 目录 第1章绪论....................................................... 1.1制动系统设计的目的 (1) 1.2制动系统设计的要求 (1) 第2章鼓式制动器的设计计算及相关说明 (2) 2.1鼓式制动器有关计算 (2) 2.1.1基本参数 (2) 2.1.2确定前后轴制动力矩分配系数β (2) 2.1.3鼓式制动器制动力矩的确定 (3) 2.2鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (4) 2.2.1制动鼓半径 (4) 2.2.2制动鼓摩擦衬片的包角、宽度、和起始角 (4) 2.2.3张开力作用线至制动器中心的距离 (4) 2.2.4制动蹄支销中心的坐标位置 (5) 2.2.5摩擦片的摩擦系数 (5) 2.3后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 (5) 2.4摩擦衬片的磨损特性计算 (6) 2.5驻车计算 (8) 第3章鼓式制动器主要零件的结构设计 (10) 3.1制动鼓 (10) 3.2制动蹄 (11) 3.3制动底板 (12) 3.4支承 (12) 3.5制动轮缸 (13) 3.6摩擦材料 (13) 3.7制动器间隙 (13) 第4章鼓式制动器的三维建模 (14) 第5章结论 (15) 参考文献 (16)
第1章绪论 1.1制动系统设计的目的 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 1.2制动系统设计的要求 本次的课程设计选择了鼓式制动器，制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用CATIA绘制装配图，布置图和零件图。最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。 第2章鼓式制动器的设计计算及相关说明 2.1鼓式制动器有关计算
文献综述 题目汽车盘式制动器设计学院机械工程学院 专业机电技术教育 学生吕其法 学号1664120215 指导教师张春燕 安徽科技学院 2016.3.15
1.盘式制动器的概述 制动器，俗称闸，又叫刹车。它可以使汽车在需要的情况下，保持稳定的车速（如下坡路）。在遇到紧急情况时，其也可以使汽车迅速减速甚至是停车，从而确保了行车的安全。并且还可以防止车子后溜，平稳的停在原地。其结构笼统地讲，主要包括制架、制动件等操纵装置。 盘式制动器，其主要部件包括制动盘、摩擦块、导向销、制动钳体等。 在盘式制动器中，将端面作为摩擦副进而来完成旋转工作的工作圆盘，称之为制动盘。在它的固定支架摩擦幅面上，一般由其金属底板及二至四块摩擦片所组成的制动块，摩擦片的体积一般很小。装在横跨制动盘两侧的夹紧钳形支架中的制动块与加紧装置，构成了制动钳。诸如此类由制动盘、制动钳所组成的制动器也称为钳盘式制动器。在小型轿车、豪华客车、货车等车型上，盘式制动器已经得到了极其广泛的应用。 2．国内汽车盘式制动器的应用情况 伴随着我国汽车工业的飞速发展，在国外先进技术的渗入和影响下，盘式制动器在我国的汽车工业上所应用的比重在逐年提高。由于盘式制动器的应用，大大提高了整车的性能、提高了舒适性、满足了人们对汽车要求的标准。 在轿车、轻卡、微型车及SUV等方面：目前，采用混合制动的车子的比重越来越大。因为人们观念正在逐步转变，经济性、实用性开始主导着人类的思想。混合制动的车子，前轮一般采用盘式制动的形式，而后轮往往采用鼓式的。制动时，在惯性的影响下，车子前轮所承受的负荷很大，往往会占到整车全部负荷的70%至80%。故，前轮制动力远远大于后轮。所以出于成本上的考虑，生产厂家为了降低成本，一般采用混合匹配的方式。目前的大部分轿车、皮卡及SUV等采用的是前盘后鼓式混合制动器。相关部门统计，在2004年，我国共生产混合制动的车子约为110万辆。但随着人们对汽车要求的提高以及道路交通状况的改观，尤其在国家强制性的法规出台后，无论前轮还是后轮都采用盘式制动器终将成为主流。 大型客车在制动器方面的应用：气压盘式制动器、电磁制动器以及液压制动器产品可靠性总体良好，技术先进性明显。我国于1997年在大客车及载重车上首推了AB 防抱死系统和盘式制动器。但由于大多数都是进口的，所以价格相对来说比较昂贵，
浅析鼓式制动器制动性能优化 摘要随着汽车行业的快速发展，对其制动性能提出了较高的要求，而鼓式制动器属于柔性多体系统，在汽车领域得到了广泛的应用。然而，鼓式制动器在制动过程中，各个零件的受力情况和运动规律比较复杂，导致其性能无法得到有效的发挥。本文将借助刚柔耦合模型来对鼓式制动器进行仿真制动模拟，这样不仅可以获得相对比较准确的动力学分析结果，而且还可以优化鼓式制动器制动性能，提高鼓式制动器研发效率，更好地推动鼓式制动器在汽车领域的发展。 关键词鼓式制动器；制动性能；优化 1 鼓式制动器概述 鼓式制动器又被称之为块式制动器，其一般是通过制动块在制动轮上压紧以达到刹车的效果。实际上，鼓式制动器主流是内张式，在制动轮内侧分布有制动块（刹车蹄），在刹车过程中制动块向外张开，并对制动轮的内侧进行摩擦，从而实现刹车目的。 在鼓式制动器制动过程中，所存在的优点是：鼓式制动器符合传统设计，而且造价便宜。在制动过程中，四轮轿车由于惯性的影响，致使前轮制动力要比后轮大，而且在前轮的负荷占据了汽车总负荷的70%-80%，在该过程中后轮起辅助制动作用。对于重型车来说，车速一般比较低，与盘式制动器相比，刹车蹄的耐用程度高，因此至今大多数的重型车还在采用四轮鼓式的设计。 2 鼓式制动器制动性能优化 本文根据“试验设计一样本点获取一优化数学模型构建一优化算法的选择一优化设计一优化结果验证”的流程来对鼓式制动器制动性能优化进行研究[1]。首先根据鼓式制动器的实际情况来构建性能优化的数学模型，优化算法选择了多岛遗传算法，以制动力矩最大为目标对滚轮中心坐标A、内盖板宽度的一半、滚轮中心坐标P、滚轮半径、摩擦片起始角、摩擦片包角等六个参数进行优化，根据优化所得结果来构建汽车鼓式制动器刚柔耦合模型与仿真平台，实施动力学仿真验证，所得到目标函数优化前后及设计变量的变化情况如表1所示。 通过对表1中的数据进行分析可以发现，在整个性能优化实验中，只有滚轮中心坐标位置所发生的变化比较小，其余变量所出现的变化均比较大，反映出设计变量的改变情况对制动力矩所产生的影响，从中获得最佳搭配的参数，以更好地提高鼓式制动器制动性能。从本次研究结果中可以发现，在保持凸轮促动力固定不变的情况下，制动力矩提高了25.60%，但是优化后制动器的质量却降低了，从而反映出制动力矩的提升主要是结构优化的结果，通过对结构进行有效的优化能够使整个制动器的受力情况变得更加科学、更加合理，从而有效提高其制动力矩。
汽车盘式制动器设计 摘要：本文主要是介绍盘式制动器的分类以及各种盘式制动器的优缺点，对所选车型制动器的选用方案进行了选择，针对盘式制动器做了主要的设计计算，同时分析了汽车在各种附着系数道路上的制动过程，对前后制动力分配系数和同步附着系数、利用附着系数、制动效率等做了计算。在满足制动法规要求及设计原则要求的前提下，提高了汽车的制动性能。 关键词：盘式制动器；制动力分配系数；同步附着系数；利用附着系数；制动效率
Automobile disc brake design Abstract：This paper is mainly the disc brake of the classification and various kinds of disc brake of the advantages and disadvantages are introduced, the selection scheme of the chosen vehicle brake was selected and for disc brake do the main design calculation and analysis of the car in a variety of attachment coefficient road on the braking process of, of braking force distribution coefficient and the synchronous adhesion coefficient, utilization coefficient of adhesion, braking efficiency calculated. Under the premise of meeting the requirements of the braking regulation requirement and design principle and improve the braking performance of automobile. Key words: Disc brake,Braking force distribution,coefficient,Synchronization coefficient,Synchronous adhesion coefficient,The use of adhesion coefficient,Braking efficiency
1课题的背景和意义 扫描式三维形貌检测系统即为三坐标测量机，是经过40多年发展起来的一种高效率的新型精密测量仪器，有着非常广泛的用途。 20世纪60年代以来，工业生产有了很大的发展，特别是机床、机械、汽车、航空航天和电子工业兴起后，各种复杂零件的研制和生产需要先进的检测技术与仪器，因而体现三维测量技术的三坐标测量机应运而生，并迅速发展和日趋完善。作为近40年发展起来的一种高效率的新型精密测量仪器，三坐标测量机已广泛地用于机械制造、电子、汽车和航空航天等工业中。它可以进行零件和部件的尺寸、形状及相互位置的检测，例如箱体、导轨、涡轮和叶片、缸体、凸轮、齿轮、形体等空间型面的测量。此外，还可用于划线、定中心孔、光刻集成线路等，并可对连续曲面进行扫描及制备数控机床的加工程序等。由于它的通用性强、测量范围大、精度高、效率高、性能好、能与柔性制造系统相连接，已成为一类大型精密仪器，故有“测量中心”之称。 三坐标测量机主要由四大部分组成：主机机械系统（X、Y、Z三轴或其它）、测头系统、电气控制硬件系统、数据处理软件系统（测量软件）。 三坐标测量机的出现是标志计量仪器从古典的手动方式向现代化自动测试技术过渡的一个里程碑。三坐标测量机在下述方而对三维测量技术有重要作用: （1）解决了复杂形状表面轮廓尺寸的测量，例如箱体零件的孔径与孔位、叶片与齿轮、汽车与飞机等的外廓尺寸检测； （2）提高了三维测量的精度，目前高精度的坐标测量机的单轴精度，每米长度内可达1μm以内，三维空间精度可达1μm一2μm。对于车间检测用的三坐标测量机，每米测量精度单轴也可达3μm一4μm； （3）由于三坐标测量机可与数控机床和加工中心配套组成生产加工线或柔性制造系统，从而促进了自动化生产线的发展； （4）随着三坐标测量机的精度不断提高，自动化程度不断发展，促进了三维测量技术的进步，大大地提高了测量效率。尤其是电子计算机的引入，不但便于数据处理，而且可以完成CNC的控制功能，可缩短测量时间达95%以上。 2本课题相关技术的国内外发展概况 2.1三坐标测量机的发展历程 三坐标测量机是集机械、光学、控制技术、计算机技术为一体的大型的精密测量仪器，由于它的通用性强，测量范围大、精度高、效率高、性能好，因此自1959年
1.课题研究的目的及意义 汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的形式速度和路面情况复杂程度的提高，更加需要高性能、长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。 汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最方便的交通工具。汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置，而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 车辆在形式过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。 现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。 2.汽车制动器的国内外现状及发展趋势 对制动器的早期研究侧重于试验研究其摩擦特性，随着用户对其制动性能和使用寿命要求的不断提高，有关其基础理论与应用方面的研究也在深入进行。 目前，汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故低端车一般还是使用前盘后鼓式。汽车制动过程实际上是一个能量转换过程，它把汽车行驶时产生的动能转换为热能。高速行驶的汽车如果频繁使用制动器，制动器因摩擦会产生大量的热量，使制动器温度急剧升高，如果不能及时的为制动器散热，它的效率就会大大降低，影响制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象。 在中高级轿车上前后轮都已经采用了盘式制动器。不过，时下还有不少经济型轿车采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器（即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器），这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为轿车在紧急制动时，负荷前移，对前轮制动的要求比较高，一般来说前轮用盘式制动器就够了。当然，前后轮都使用盘式制动器是一种趋势。在货车上，盘式制动器也有被采用的，但离完全取代鼓式制动器还有相当长的一段距离。 现代汽车制动器的发展起源于原始的机械控制装置，最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，那时的汽车重量比较小，速度比较低，机械制动已经能够满足汽车制动的需要，但随着汽车自身重量的增加，助力装置对机械制动器来说越来越显得非常重
毕业设计（论文）开题报告 设计（论文）题目:路宝汽车后轮制动器的设计 院系名称: 汽车与交通工程学院 专业班级: 车辆工程 学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 指导委员会审查意见： 签字：年月日
一、课题研究目的和意义 制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统，既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力都能对汽车起到制动作用，但这些外力的大小都是随机的、不可控制的。因此，汽车上必须装设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，使外界（主要是路面）对汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力，相应的一系列专门的装置即称为制动装置。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。因此，许多制动法规对制动系提出了许多详细而具体的要求。 鼓式制动也叫块式制动，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。 二、课题研究现状及分析
摘要 矿井提升机是重要的矿山设备之一，它肩负着井上，井下联系的重要任务在整个矿井中占有非常重要的地位。由此可见，解决提升机行程、速度监视问题，是防止提升机严重事故的关键。但目前，国内矿山大多采用机械式装置监测提升机的提升速度和行程，但此类设备精度不高，可靠性差，维护量大，这些都与煤矿的安全形势和采矿业的发展不相适应。针对这一现状，开发一套简单、适用的监控系统是非常必要的。 本文从煤矿工业现场的实际情况出发，通过对矿井提升系统和矿井提升机监控系统功能的综合分析，提出了完整的设计方案。选用实用测量方法测量钢丝绳张力、选用激光测距的方式精确的确定提升机的位置、选用适当的传感器监测提升机速度及制动系统温度。在硬件设计上系统采用了微控制器AT89S52作为主处理器，软件采用单片机汇编语言编制，由主程序和若干个子程序构成。设计中充分考虑到监控系统恶劣的使用环境，使整机性能稳定。系统对各个传感器产生的脉冲信号进行采样，由主处理器进行计算、判断，结果送入显示。当提升过程中出现超速等故障时，实现安全制动。 本文对矿井提升机监控系统的设计进行了全方位考虑，能基本满足矿山生产的需要，达到了预想的效果，今后的任务是要在此基础上对系统进行完善。1.传统矿井提升机的现状和问题及走向 传统的矿井提升机大多数采用绕线型异步电动机转子串电阻的交流调速系统，这种方法初期投资少，维护容易。但是这些提升机都是上个世纪60年代到70年代的产品，各项保护都采用机械机构与继电机的材料在性能上容易被破坏。使电机在运行中不明原因的故障增加。修理人员在修理时无从下手，从而增加了修理难度，电机的使用寿命也会严重降低，在可能的条件下最好不要采用。随着PLC 技术日臻成熟地出现，给矿井提升机电气控制系统的发展提供了稳固的安全保障。矿井交流提升机电气控制系统由20世纪60-70年代直流发电机组调速，到20
工学院毕业设计（论文综述） 题目：普通轿车前轮盘式制动器的设计 专业：车辆工程 班级： 07车辆（4）班 姓名：徐玉林 学号： 1608070421 指导教师：李同杰 日期： 2010年12月
盘式制动器的现状与发展趋势 车辆工程07级(4)班 学号：1608070421 姓名：徐玉林 指导教师：李同杰 摘要：现今盘式制动器在汽车上的应用越来越普遍，其优越性也越来越明显。本文 主要介绍了盘式制动器的发展历程和现状以及其发展趋势，并对国外先进的制动器 制造和应用技术进行大体的介绍，同时针对我国汽车工业的发展提出了建议和展 望。 关键词：现状发展趋势 Pro/E 盘式制动器 一、盘式制动器介绍 盘式制动器又称为碟式制动器，顾名思义是取其形状而得名。它由液压控制，点击放大图片主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。 盘式制动器由液压控制，主要零部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动，制动钳上的两个摩擦片分别装在制动盘的两侧，分泵的活塞受油管输送来的液压作用，推动摩擦片压向制动盘发生摩擦制动，动作起来就好像用钳子钳住旋转中的盘子，迫使它停下来一样。盘式制动器散热快、重量轻、构造简单、调整方便。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。很多轿车采用的盘式制动器有平面式制动盘、打孔式制动盘以及划线式制动盘，其中划线式制动盘的制动效果和通风散热能力均比较好。盘式制动器沿制动盘向施力，制动轴不受弯矩，径向尺寸小，制动性能稳定。[1] 结构型式主要有点盘式和全盘式。点盘式：由于摩擦面仅占制动盘的一小部分，故称点盘式。有固定卡钳式和浮动卡钳式两种。为了不使制动轴受到径向力和弯矩，点盘式制动缸应成对布置。制动转矩较大时，可采用多对制动缸。必要时可在中间开通风沟，以降低摩擦副温升，还应采取隔热散热措施，以防止液压油温高变质。全盘式:这种制动器结构紧凑，摩擦面积大。 现代轿车的制动器的鼓式和盘式两大类型，它们各有千秋，但随着轿车车速的不断提高，近年来采用盘式制动器的轿车日益增多，尤其是中高级轿车，一般都采用了盘式制动器。汽车制动简单来讲，就是利用摩擦将动能转换成热能，使汽车失去动能而停止下来。因此，散热对制动系统是十分重要的。如果制动系统经