鼓式制動器設(shè)計帶CAD圖

鼓式制動器設(shè)計帶CAD圖,制動器,設(shè)計,CAD 第一章 制動參數(shù)選擇及計算第一節(jié) 汽車參數(shù)（符號以汽車設(shè)計為準(zhǔn)）制動器設(shè)計中需要的重要參量：汽車軸距： L=1370mm車輪滾動半徑： r r =295 mm汽車滿載質(zhì)量： ma=4100Kg汽車空載質(zhì)量： mo=2600Kg滿載時軸荷的分配： 前軸負(fù)荷39%，后軸負(fù)荷61%空載時軸荷的分配： 前軸負(fù)荷47%，后軸負(fù)荷53%滿載時質(zhì)心高度： hg =745mm空載時質(zhì)心高度： hg=850mm質(zhì)心距前軸的距離： L1 =835mm L1=726mm質(zhì)心距后軸的距離： L2 =535mm L2=644mm對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動因數(shù)等。第二節(jié) 制動器的設(shè)計與計算一 制動力與制動力矩分配系數(shù)0 水平路面滿載行駛時,前、后軸的負(fù)荷計算 對于后軸驅(qū)動的移動機(jī)械和車輛，在水平路面滿載行駛時前后軸的最大負(fù)荷按下式計算(g=9.8Nkg) 前軸的負(fù)荷F1=Ga(L2-hg)/(L-hg)=3830.8N 后軸的負(fù)荷F2=GaL1/(L-hg)=36349.2N - 附著系數(shù)，瀝青.混凝土路面，取0.6 軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)： 前軸：m,1= FZ1/G1=0.24 后軸：m,2= FZ1/G2=1.48 1、(汽車?yán)碚?08頁)水平路面滿載行駛制動時,地面對前后車輪的法向反作用力（滿載）FZ1= (L2+)=41009.81.370（0.535+0.60.745）=28800.55NFZ2= (L1-)=41009.81.370（0.8350.60.745）=11379.45N 式中： G- 汽車所受重力； L- 汽車軸距； -汽車質(zhì)心離前軸距離；L-汽車質(zhì)心離后軸距離；-汽車質(zhì)心高度；g -重力加速度；(取9.80Nkg)2 （汽車?yán)碚?,22） 汽車制動時，如果不記車輪的滾動阻力矩和汽車的回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任何角速度0的車輪，其力矩平衡方程為M-FbRe=0 （4-2）式中：M-制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，Nm；Fb-地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；Re-車輪有效半徑，m令 FB= M/Re并稱之為制動器的制動力，它是在輪胎周緣克服制動器的摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。FB與地面制動力Fb的方向相反，當(dāng)車輪角速度0時，大小亦相等，且FB僅由制動器的參數(shù)所決定，即FB取決于制動器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪的有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)增大踏板力以增大M時，F(xiàn)B和Fb均隨之增大，但地面制動力受附著條件的限制其值不可能大于附著力F，（汽車?yán)碚?2）地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力F Fb F= FZ (4-3) Fbmax= F= FZ (4-4)式中 ： -輪胎與地面的附著系數(shù)（汽車?yán)碚?2頁）；FZ -地面對車輪的法向反力；(1) 前輪 ：Fb1F1=Fz1=28800.550.6=17280.33N Fb1max=F1= Fz1=28800.550.6=17280.33N (20后輪： Fb2F2= Fz2 =11379.450.6=6827.67N Fb2max=F2= Fz2=11379.450.6=6827.67N當(dāng)制動器的制動力FB和地面制動力Fb達(dá)到附著力F值時，車輪即被抱死并在地面上滑移，此后制動力矩M即表現(xiàn)為靜摩擦力矩Mf，而FB= M/Re即成為與Fb相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值，當(dāng)制動力車輪角速度=0以后，地面制動力Fb達(dá)到附著力 F值后就不再增大，而制動器的制動力FB由于踏板力FD的增大使摩擦力矩Mf增大而繼續(xù)上升，如圖4-2所示圖4-2制動器制動力、地面制動力與踏板力的關(guān)系3、制動器制動力分配系數(shù)（汽車?yán)碚?10頁）（1）分配系數(shù)=FB1/FB (4-7)FB1/ FB2=(L2+hg)/ (L2-hg) (4-8)FB= FB1+ FB2 (4-9)可得=FB1/FB= FB1/（FB1+ FB2 ）=(L2+hg)/( L2+hg+ L1-hg)=(L2+ hg)/L (4-10)即：=L2/L+hg/L (4-11)其中 L1=835mm L2=535mm L=1370mm hg=745mm 取=0.6 得到 =L2/L+hg/L=(535+0.6745)1370=0.72（2）同步附著系數(shù) 0=（L-L2）/ hg (4-12) =(13700.72535)745=0.61將0=0.61代入式(4-5)得FZ1，= (L2+0)=41009.81.370（0.535+0.610.745）=29328.4670.989=29005.85NFZ2，= (L1-0)=41009.81.370（0.8350.610.745）=29328.4670.381=11174.15N 在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力前輪 ：Fb1F1=Fz10 Fb1max=F1= FZ1，0=29005.850.61=17693.57N 后輪： Fb2F2= Fz2 0 Fb2max=F2= Fz2，0=11174.150.61=6816.23N第三節(jié) 鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。1制動鼓內(nèi)徑D輸入入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。 圖1-8 鼓式制動器的幾何參數(shù)但增大D(圖18)受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 乘用車 DDr=0.640.74貨車： DDr=0 .700 .83制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參照專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)ZB T24 D0589制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取。 圖1-8 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)依據(jù)車輪型號：6.5-10 于是， 得輪輞直徑Dr Dr =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm）取 DDr=0 .8 3 則制動鼓內(nèi)徑直徑 D=0.83x Dr=0.83x254=210.82mm參照中華人民共和國專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 取 D=220mm2摩擦村片寬度b和包角摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rb.制動器各蹄襯片總的摩擦面積Ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。試驗表明，摩擦襯片包角=90100時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120。取 =100 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。中華人民共和國專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列結(jié)合課本教材汽車設(shè)計王望予264頁表8-1掃路車總質(zhì)量4100千克，對于（3.57.0）t的商用車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（300650）cm2,這里取取 b=90mm 3.摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令=90。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。此設(shè)計中 令=90=90=404.制動器中心到張開力作用線的距離e在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下。應(yīng)使距離e(圖87)盡可能大，以提高制動效能。暫定 e=0.8R=0.8x110=88mm5.制動蹄支承點位置坐標(biāo)a和c應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖87)。暫定 a=0.8R=0.8x110=88mm6. 摩擦片摩擦系數(shù) 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)00.40已無大問題。本設(shè)計取=0.3。第四節(jié) 制動器的設(shè)計與計算（一 ）（汽車設(shè)計268頁）考慮到OAlOB1=R=110mm a=88mm （汽車設(shè)計266頁圖8-8 268頁圖8-9 汽車設(shè)計264頁圖8-7）（cos=88110=0.8 角度為370R=110mm =100 =400 =1800-370 =3 0=+=103（1）不均勻系數(shù) =（）(cos-cos)=1030（cos3 0-cos103） =1.7980.999(0.225) =1.7981.224 =1.47（2）R1=4R(cos-cos)/(cos2-cos2)2+(2-sin2+sin2)21/2=41101.224/(0.995+0.899)2+(3.49+0.438+0.105)21/2=538.56/(3.587+16.265) 1/2=538.56/(19.852) 1/2=538.56/4.456=120.86mm因為領(lǐng)蹄和從蹄大小尺寸相同 故 =120.88mm（二）用液力驅(qū)動時所需張開力為，采用領(lǐng)從蹄式制動器Fo1=F02前輪 o= M1max/2(R1+R2)= Fb1maxr r /2(R1+R2)=17693.57N295483.52=10795.00N后輪 o= M2max/2(R1+R2)= Fb2maxr r /2(R1+R2)=6816.23295483.52=4158.64N(三) 檢查蹄有無自鎖計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(810)得出自鎖條件。（汽車設(shè)計267頁 f取0.3）（汽車設(shè)計266頁cR）(汽車設(shè)計268頁1=arctan(Fy/Fx)=arctan(cos2-cos2)/(2-sin2+sin2)=arctan(0.995+0.899)/ (3.49+0.438+0.105)= arctan1.894/ 4.033= arctan0.47=25.20（ 汽車設(shè)計269頁） 當(dāng)式(810)中的分母等于零時，蹄自鎖，即 c(COS1+fsin1)fRl=0 0. 110（0.905+0.30.426）0.30.12088=0. 1101.0330.036264=0.0770如果fcCOS1/(R1-csin1)就不會自鎖。cCOS1/(R1-csin1)= 1100.905（120.881100.426)=99.5574.02=1.34f=0.3制動器不會自鎖領(lǐng)蹄表面的最大壓力為（汽車設(shè)計269頁）由方程式(85)和式(810)可計算出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為（h=e+a =176mm）前輪 Pmaxl=Fo1 h R1/bR2(cos-cos)c(cos1+fsin1)-fR1=107950.1760.12088/0.0900.1121.224 0.77364 =2.23105N后輪 Pmax2=Fo h R1/bR2(cos-cos)c(cos1+fsin1)-fR1=4158.640.1760.12088/0.0900.1121.224 0.77364 =8.58104N（五） 前，后制動器制動力矩的計算為了保證汽車有良好的制動效能，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。為此，首先選定同步附著系數(shù)0，并用下式計算前、后輪制動力矩的比值 （817）式中，M1,M2征為前、后輪制動器的制動力矩；Ll、L2為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質(zhì)心高度。然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩M1max；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩M2 =（0.535+0.610.745）（0.8350.610.745） = 0.9890.381=2.596 前輪制動器的最大制動力矩 M1max= Fb1maxr r =17693.570.295=5219.60315=5219.60N.m 后輪制動器的最大制動力矩M2max= M1max2.596 =5219.602.596=2010.63 N.m一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結(jié)果的一半值（六）、襯片磨損特性的計算（汽車設(shè)計270頁）摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機(jī)械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的任務(wù)。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中，而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴(yán)重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負(fù)荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為Wmm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負(fù)荷，或簡稱能量負(fù)荷。 雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為 e1=ma(v12-v22)/4tA1 e1=ma(v12-v22)/4tA2(1-) t=(v1-v2)/j 式中，ma為汽車總質(zhì)量(t)；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；v1,v2為制動初速度和終速度(ms)；j為制動減速度(ms2)；t為制動時間(s)；Al、A2為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm2)；盧為制動力分配系數(shù)。 掃路車最大轉(zhuǎn)移時速為V1=65Kmh ma=4.1t A=17278.76mm2 =0.72 j=0.6g=0.69.8=5.88ms2 t= V1j=185.88=3.06s 在緊急制動到停車的情況下，v2=0，并可認(rèn)為=1，故 （814） （815）=（41001820.72）（43.0617278.76）= 0.45Wmm218Wmm2=（41001820.28）（43.0617278.76）=1.7618Wmm2據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于18Wmm2為宜，計算時取減速度j=06g。制動初速度v1：轎車用100kmh(278ms)；總質(zhì)量35t以下的貨車用80kmh(22.2ms)；總質(zhì)量3.5t以上的貨車用65kmh(18ms)。轎車的盤式制動器在同上的01和i的條件下，比能量耗散率應(yīng)不大于60Wmm2。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的值允許略大于18Wmm2。比能量耗散率過高不僅引起襯片(襯塊)的加速磨損，且有可能使制動鼓或制動盤更早發(fā)生龜裂。另一個磨損特性指標(biāo)是每單位襯片(襯塊)摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力fo。比摩擦力越大，則磨損將越嚴(yán)重。單個車輪制動器的比摩擦力為 ， （816）式中，M為單個制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑(襯塊平均半徑Rm或有效半徑Re)；A為單個制動的襯片(襯塊)摩擦面積。在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力fo以不大于048Nmm2為宜。與之相應(yīng)的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力戶pm=fof=1.371.60Nmm2設(shè)摩擦因數(shù)f：0.30.35)。這比過去一些文獻(xiàn)中所推薦的pm許用值225Nmm2要小，因為磨損問題現(xiàn)在已較過去受到更大程度的重視。前輪=2609.8 前輪制動器的最大制動力矩 M1max= Fb1maxr r =17693.570.295=5219.60315=5219.60N.m 后輪制動器的最大制動力矩M2max= M1max2.596 =5219.602.596=2010.63 N.