工程机械设计课程设计——装载机制动器的设计

工程机械设计课程设计

——装载机制动器的设计

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绪论………………………………………………………………………4 1：制动器的作用………………………………………………………4 2：制动器的种类………………………………………………………4 3：对制动器的要求……………………………………………………4 装载机制动器设计说明书………………………………………………6 一：设计任务……………………………………………………………6 二：方案分析及选择……………………………………………………6 1：车轮滚动半径……………………………………………………....6 2：中心距前后轴的距离………………………………………………7 3：重心高度……………………………………………………………7 4：空满载时静轴荷分配………………………………………………7 5：制动力分配系数 …………………………………………………..7 6：同步附着系数………………………………………………………7 7：制动减速度…………………………………………………………8 8：空满载时动轴荷分配………………………………………………8 9：最大制动力矩………………………………………………………8 三：钳盘式制动器的设计………………………………………………9 1：制动盘的直径………………………………………………………9 2：制动盘的厚度………………………………………………………9 3：摩擦衬块内外半径…………………………………………………9

2 4：制动衬块的面积…………………………………………………10 5：摩擦衬块材料的确定……………………………………………10 6：制动衬块的设计计算……………………………………………10 7：衬块磨损特性的计算……………………………………………11 四：制动器主要零件的结构设计………………………………………12 1：制动盘……………………………………………………………12 2：制动钳……………………………………………………………..13 3：制动块……………………………………………………………14 4：摩擦材料…………………………………………………………14 5：盘式制动器的间隙………………………………………………15 五：制动驱动机构的结构型式与设计计算…………………………..15 1：制动驱动机构的结构型式选择…………………………………15 2：制动管路的选择………………………………………………….15 3：液压制动驱动机构的设计计算…………………………………16 六：参考文献……………………………………………………………18

3

绪论

1：制动器的作用

制动器是用于使行驶中的车辆减速或停车，以及使已停止行驶的车辆在原地驻留不动的机构，制动器直接影响着车辆的安全性和停车可靠性。在日益以安全为第一要务的时代，制动器的制动性能好坏已成为车辆的一项重要指标。 2：制动器的种类

车辆制动器至少应有两套独立的制动装置，即行车制动和驻车制动装置。

摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。 鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半轴套管的凸缘上或变速器，其旋转摩擦元件为制动鼓。

盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧表面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。

3：对制动器的要求

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；

4 ③ 热稳定性好；

④ 制动效能的水稳定性好； ⑤ 制动时操纵稳定性好； ⑥ 作用滞后的时间要尽可能短； ⑦ 制动时不应产生震动和噪声；

⑧ 制动系的机件应使用寿命长，制造成本低。5

装载机制动器设计说明书

一：设计任务（即设计依据和条件）

轮式装载机的基本参数

铲斗容量

3m

3 额定载荷

5t

最大卸载高度

2950mm

最小卸载距离

1290mm

最大爬坡能力

25

整机重量

15.5t

行驶速度

25km/h

轴距

2200mm

轮距

1490mm

轮胎规格

23.5—25 二：方案分析及选择 1：

车轮滚动半径rr

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英寸，即23.5  25.4 = 596.9 mm，轮辋直径为25英寸，即25  25.4 = 635 mm 故车轮的滚动半径：

rr = 1（2  596.9  60% + 635）= 675.64mm

取650mm 26 扁平率按60%计算

2： 空满载时重心距前轴的距离L

1、L1 , 距后轴的距离L

2、L2 空载时：L1 = 1250mm ，L2 = 950mm 满载时：L1 = 1100mm ，L2 = 1100mm 3： 空满载时重心的高度 Hg、Hg 空载时：Hg = L1tan = 950tan25 = 9500.4663 = 2037mm 满载时：HL111001100g = tan = tan25 = 0.4663 = 2359mm 4： 空满载时轴荷分配（未进行制动的静负荷） 空载：GL2SF = LG= 9500 2200  15.5  103kg = 6.69  103kg

GL1SR = G12500 =  15.5  103kg = 8.81  103L2200kg 满载：GL2SF = G 110030=  20.5  10kg = 10.25  103L2200kg

GL1SR = LG0 = 11002200  20.5  103kg = 10.25  103kg 5： 制动力分配系数

 = GSFG = 6.69103103 = 0.76 SR8.816： 同步附着系数 空载：20 = LLH = 22000.76950 = 0.35 g2037满载：LL20 = H = 22000.761100 = 0.25 g2359综合考虑确定0= 0.4

7

7： 制动减速度

a = 0g = 0.4  9.8 = 3.92 m/s2 8： 空满载时轴荷分配（制动时的动负荷）

L2空载：GDF = LHg a95020373.923G =

15.5

100Lg220022009.8

= 12.43  103kg

125020373.92

3GDR = G0 =   15.5  10

220022009.8

= 3.07  103kg

 aHgL2110023593.923G满载：GDF =  =   20.5  10 0L g220022009.8L

= 19.04  103kg

 aL1Hg110023593.923 = G

GDR =

20.5

100LLg220022009.8

= 1.46  103 9：制动器最大制动力矩

Mmax= G00rr = 20.5  103  0.4  650  103 = 5330N·m

则前轮所需最大制动力矩：

M1= 0HgL22LG00rr =

11000.423595330 = 2476N·m

22200

每个前轮制动器应有的最大制动力矩：

T = 总结：

盘式制动器的优点有：

8 11M1 = 2476 = 1238 N·m 22热稳定性较好，制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用；水稳定性好，衬块单位压力高，易将水挤出；制动力矩与机械前进和后退无关；在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的质量和尺寸比较小；盘式摩擦衬片比较容易更换；易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性和安全性。

通过以上分析，选用综合性能较好的钳盘式制动器 三：钳盘式制动器的设计 1：制动盘的直径D

制动盘的直径应尽可能取大一些，这时制动盘的有效半径得到增加，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度。另外受到轮辋直径的限制，制动盘直径通常选择为轮辋直径的70% ~ 79%，取75% 。

故制动盘的直径D：

D = 635  75% = 476.25mm ，取476mm。 2：制动盘的厚度h

制动盘的厚度对制动盘的质量和工作时的温升有影响，为使质量小一些，制动盘不宜取太大，为了减小温升，又不宜取太小。考虑到装载机的工作环境比较恶劣，尘沙较多，因此选用刮泥沙效果较好的实心制动盘。一般实心制动盘的厚度为10 ~ 20mm，取20mm。 3：摩擦衬块外半径R2与内半径R1

摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值应不大于1.5，若此比值偏大，工作时衬块外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接

9 触面积减少，最终将导致制动力矩变化大。

选R2D476 = 1.4 ,由于摩擦衬块外半径略小于制动盘半径（ = R122= 238mm ） ，取R2 = 230mm，则：

R1 = R2230 = = 164.3mm ， 取164mm 1.41.44：制动衬块的面积A

A = 式中：

——摩擦衬面扇形角，一般= 50~60，取=60 。

6022 = （R2R1）(23021642) = 13616 mm2

360360

5：摩擦衬块材料的确定

摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差，考虑到热稳定性以及受到压力和温度的影响，选择粉末冶金做为摩擦衬块的材料。

各种制动器用摩擦材料的摩擦系数稳定值约为0.3 ~ 0.5 ，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，为使计算结果接近实际，选取 = 0.3 。

6：制动衬块的设计计算

制动器的制动力矩为T = 2PR 式中：

P——单侧制动块对制动盘的压紧力

R——作用半径。R = 所以：

R1R2230164 = = 197mm 22 10 P = T1238 = = 10474N 32R20.3197107：衬块磨损特性的计算

摩擦衬块的磨损受温度、摩擦力、滑摩速度、制动盘的材料及加工情况、以及衬块本身材质等许多因素的影响。

各国常采用比能量耗散率（又称单位功负荷）做为评价指标，也就是单位时间内衬块单位摩擦面积耗散的能量，单位为W/mm2。

e = 式中：

G0——车辆的总质量（kg）； G0(1222)4tA

——回转质量换算系数；

； 

1、2——制动初速度和终速度（m/s）

t——制动时间（s）。t =

1（a为制动减速度）； a

A——制动衬块的摩擦面积（mm2）；

——制动力分配系数。

在紧急制动停车的情况下，2 = 0 , 并可以取 = 1 ，故：

G

e = 01

（e  6W/mm2为宜）

4tA2所以：

e = 15.5103254250363.92100036000.76 = 5.89W/mm2 6W/mm2 13616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 = 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：

1238103T

f0 = = N/mm2 = 0.46N/mm2

19713616RAT RA四：制动器主要零件的结构设计 1：制动盘

制动盘结构形状有平板型和礼帽形，由于设计的是钳盘式制动

12 器，故采用礼帽形制动盘，其圆柱部分长度取决于布置尺寸。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尘沙造成划伤，故选用实心制动盘。

2：制动钳

制动钳由球墨铸铁QT400-18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，将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞有钢制造，为了提高耐磨性，活塞的工作表面要进行镀铬处理。

3：制动块

制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌在一起。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。

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.

14 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转动。一般，盘式制动器的设定间隙为0.1 ~ 0.3mm，此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而应尽量小些。 五：制动驱动机构的结构型式与设计计算 1：制动驱动机构的结构型式选择 液压式驱动机构的优点：

a：制动时可以得到必要安全性，因为液压系统内压力相等，左右轮制动同时进行；

b：易保证制动力正确分配到前、后轮，因为前、后轮制动轮缸可以做出不同直径；

c：车振或悬架变形不发生自行制动； d：不须润滑和时常调整。 2：制动管路的选择

选用X型的布置方案。

15 3：液压制动驱动机构的设计计算 ① 制动轮缸直径d d = 式中：

近似等于制动块对制动P——制动轮缸活塞对制动器的驱动力，盘的压紧力；

p——制动管路压力，一般p = 5 ~ 8MPa，取8MPa。 所以：

d = 410474 = 40.89 mm， 取40mm 84P

p② 制动总缸直径d0

V2 = kV1 = k（n1式中：

V2——制动总缸排出的液体体积；

22d1x1 + n2d2x2）

（mm3）

4

4V1——进入各制动轮缸液体的体积之和；

k ——管路变形系数，一般取k = 1.1 ；

d

1、d2——前、后轮制动轮缸直径，mm；

n

1、n2——前、后轮制动轮缸活塞数；

x

1、x2——前、后轮制动轮缸位移量，mm。对于盘式制动器位

移等于间隙 x = S 2。

故：

V2 = 1.1（144020.2144020.2）= 552.92mm3

16 制动总缸活塞直径d0和活塞行程S2满足：

V2 = 4d0S

2 （mm3） 2一般S2 = （0.8 ~ 1.2）d0 ， 取S2 = d0 所以

V2 = 故：

d0 = 34d0d0 = 24d0

34V2 =

34552.92 = 8.9mm ，取d0 = 10mm ③ 制动踏板作用力及踏板行程 踏板作用力：

R = 式中：

L、L——踏板两端作用力到支点的力臂，mm。它们之间的4d0p2L1

（N） L传动比i =

LL1 ，取i = 3，即 = 。 LL3

——驱动机构效率，取 = 0.89 故：

R = 4d0p2L111 = 1021068106 = 236N L30.894踏板行程s

s = （S2+0）式中：

0——制动总缸活塞与推杆之间的间隙，

L = （S2+0）i L一般取0 = 1.5 ~ 2.0mm 所以：

17 s = （S2+0）i = （d0+0）i

= （10+1.8） 3 = 35.4 mm

六：参考文献

[1]吴庆鸣.工程机械设计[M].武汉.武汉大学出版社，2006 [2]陈新轩.现代工程机械发动机与底盘构造.北京.人民交通出版社.2002 [3]杨可桢.机械设计基础.北京.高等教育出版社.2006 [4]周开勤.机械零件手册.北京.高等教育出版社.2001 [5]周静卿.机械制图与计算机绘图.北京.中国农业大学出版社.2007 [6]朱理.机械原理.北京.高等教育出版社.2004 [7]朱张校.工程材料.北京.清华大学出版社.2001

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