轎車后輪制動器設計

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鼓式制動器的旋轉元件是制動鼓，固定元件是制動蹄。制動時制動蹄鼓式制動器在促動裝置作用下向外旋轉，外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內圓柱面上，對鼓產(chǎn)生制動摩擦力矩。 凡對蹄端加力使蹄轉動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置，制動蹄促動裝置有輪缸、凸輪和楔。 以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置的制動器稱為輪缸式制動器；以凸輪作為促動裝置的制動器稱為凸輪式制動器；用楔作為促動裝置的制動器稱為楔式制動器。 鼓式制動器比較復雜的地方在于，許多鼓式制動器都是自作用的。 當制動蹄與鼓發(fā)生接觸時，會出現(xiàn)某種楔入動作，其效果是借助更大的制動力將制動蹄壓入鼓中。楔入動作提供的額外制動力，可讓鼓式制動器使用比盤式制動器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入動作，在松開制動器時，必須使制動蹄脫離鼓。這就是需要一些彈簧的原因。彈簧有助于將制動蹄固定到位，并在調節(jié)臂驅動之后使它返回。 1.3 鼓式制動器的工作原理 在轎車制動鼓上，一般只有一個輪缸，在制動時輪缸受到來自總泵液力后，輪缸兩端活塞會同時頂向左右制動蹄的蹄端，作用力相等。但由于車輪是旋轉的，制動鼓作用于制動蹄的壓力左右不對稱，造成自行增力或自行減力的作用。因此，業(yè)內將自行增力的一側制動蹄稱為領蹄，自行減力的一側制動蹄稱為從蹄，領蹄的摩擦力矩是從蹄的2～2.5倍，兩制動蹄摩擦襯片的磨損程度也就不一樣。 為了保持良好的制動效率，制動蹄與制動鼓之間要有一個最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調整間隙的機構。過去的鼓式制動器間隙需要人工調整，用塞尺調整間隙?，F(xiàn)在轎車鼓式制動器都是采用自動調整方式，摩擦襯片磨損后會自動調整與制動鼓間隙。當間隙增大時，制動蹄推出量超過一定范圍時，調整間隙機構會將調整桿（棘爪）拉到與調整齒下一個齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動蹄位置位移，恢復正常間隙。 轎車鼓式制動器一般用于后輪（前輪用盤式制動器）。鼓式制動器除了成本比較低之外，還有一個好處，就是便于與駐車（停車）制動組合在一起，凡是后輪為鼓式制動器的轎車，其駐車制動器也組合在后輪制動器上。這是一個機械系統(tǒng)，它完全與車上制動液壓系統(tǒng)是分離的：利用手操縱桿或駐車踏板（美式車）拉緊鋼拉索，操縱鼓式制動器的杠件擴展制動蹄，起到停車制動作用，使得汽車不會溜動；松開鋼拉索，回位彈簧使制動蹄恢復原位，制動力消失。 1.4 鼓式制動器的產(chǎn)品特性 優(yōu)點 鼓式制動器造價便宜，而且符合傳統(tǒng)設計。 四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式。不過對于重型車來說，由于車速一般不是很高，剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設計。 缺點 鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多，鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。而由于散熱性能差，在制動過程中會聚集大量的熱量。制動塊和輪鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復雜的變形，容易產(chǎn)生制動衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動效率下降。另外，鼓式制動器在使用一段時間后，要定期調校剎車蹄的空隙，甚至要把整個剎車鼓拆出清理累積在內的剎車粉。 1.5設計基本要求和整車性能參數(shù) 整車性能參數(shù) 驅動形式 4X2前輪 軸距 2471mm 輪距前/后 1429X1442mm 整備質量 1060kg 空載時前后軸分配負載 60% 最高車速 180km/h 最大爬坡度 35% 制動距離（初速度30km/h） 5.6m 最小轉向直徑 11m 最大功率/轉速 74/5800kW/rpm 最大轉矩/轉速 150/4000N·m/rpm 輪胎型號 185/60R14T 手動5檔 具體設計任務 1） 查閱汽車制動的相關資料，更具后輪的制動要求，確定后輪鼓式制動器的結構。 2） 在的路面上制動時，計算地面制動力，制動器制動力，制動力矩等 3） 設計制動操縱機構（包括駐車制動操縱機構），對制動主缸，制動輪缸進行選型，繪制液壓管路圖等。 4） 繪制所有零件圖和裝配圖 第2章 鼓式制動器的設計計算 2.1 車輛前后輪制動力的分析 汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任一角速度 >0的車輪，其力矩平衡方程為: 式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N?m； —地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； —車輪有效半徑，m。 令 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力， 即≤ 或 式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z——地面對車輪的法向反力。制動力與踏板力的關系 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（如圖所示）。 根據(jù)軸距可以判斷出=1236mm =1235mm 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為： ＝（1235+）＝5427.83N ＝（1236－）＝4960.10N 汽車受力圖 式中 G——汽車所受重力； L——汽車軸距； ——汽車質心離前軸距離； ——汽車質心離后軸距離； ——汽車質心高度； g——重力加速度； ——汽車制動減速度。 汽車總的地面制動力為 式中 q（）——制動強度，亦稱比減速度或比制動力； ，——前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 (1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； (3)前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 = （1） 1 2 1 2 I線（空載） 線 0 Fb1/KN 某轎車的I曲線和線 FB2/KN j=0.7 B Ⅱ線（滿載） （2） 式中 ——前軸車輪的制動器制動力， ； ——后軸車輪的制動器制動力， ； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力； ，——地面對前、后軸車輪的法向反力； G ——汽車重力； ，——汽車質心離前、后軸距離； ——汽車質心高度。 因所設計的轎車為輕型轎車后輪鼓式制動器，而現(xiàn)代轎車的行使狀況 較好，特別是高級公路的高速要求，同步附著系數(shù)可選取j=0.7，則： ===7271.6N 由式(1)、式(2)不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件。 由式（2）得：/= 由式（1）（2）得/= 2.904 （3） 則=4767.6N,=2504N 2.2 前、后輪制動力分配系數(shù)的確定 根據(jù)公式：=（L+hg）/L 得：=（1235+0.7550）/2471=0.656 式中 ：同步附著系數(shù) L：汽車重心至后軸中心線的距離 L：軸距 hg:汽車質心高度 2.3制動器最大制動力矩 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 =1466.1N*m =770.0N*m 式中 ——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算結果的半值。 則后輪制動器應有的最大力矩為 385N*m 第3章 制動器結構設計與計算 3.1 制動鼓壁厚的確定 當輸入力P一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。但直徑D的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸掛質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不應小于20～30mm，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑之比的一般范圍為： 轎車 D／=0.64～0.74 貨車 D／=0.70～0.83 轎車輪輞為14in，得到=14×25.4=355.6mm（1 in=25.4mm） 表3-1 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 制動鼓內徑/mm 轎車 180 200 240 260 ---- 貨車 220 240 260 300 320 參考上表并結合實際情況，取D／=0.65。得到制動鼓內徑D=230mm,所以制動鼓半徑為115mm。 3.2 制動鼓式厚度n 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。 由于本設計的對象是轎車，所以選取制動鼓的厚度為n=10mm。 3.3 制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度b 摩擦襯片的包角可在=90°～120°范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90°～100°時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。一般也不宜大于120°，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 本次設計摩擦襯片的包角取110°。 摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大，而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式中是以弧度(rad)為單位，當A，R，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。 制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 摩擦襯片的摩擦面積A取200cm,襯片寬b為45mm。見表 汽車類別 汽車總質量 m/t 單個制動器的襯片摩擦面積 轎車 0.9~1.5 1.5~2.5 100~200 200~300 3.4摩擦襯片起始角 鼓式制動器主要幾何參數(shù) 摩擦襯片起始角如圖所示。一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。則=35 3.5 開力P的作用線至制動器中心的距離 在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫定左右。 則a=92mm 3.6 制動蹄支銷中心的坐標位置是k與c 如圖所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k是應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計可暫定c=0.8R左右。 則c=92mm 3.7 摩擦片摩擦系數(shù) 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0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結果接近實際。因此取=0.3。 第4章 制動器主要零部件的結構設計 4.1制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料向匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面摩擦均勻。 中型，重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車則采用鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合制動鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用；鑄鐵內鼓筒與鋁合金也是鑄到一起的，這中內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減少了質量。 本設計采用的制動鼓材料：鑄鐵內鼓筒與鋁合金鑄到一起 4.2制動蹄 轎車和微型，輕型載貨汽車的制動蹄管飯采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓--焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，單小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm~5mm；貨車的約為5mm~8mm。摩擦片的厚度，轎車的多為4.5mm~5mm。 本設計制動蹄選用：T形45號鋼 制動蹄腹板厚度：5mm 制動蹄翼緣厚度：5mm 摩擦襯片厚度：5mm 4.3制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應該有足夠的剛度。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程增大，襯片磨損也不均勻。 本設計底板的材料：45號鋼 4.4制動蹄的支承 為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。 本設計采用支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。 其支座為可鍛鑄鐵（KTH370—12）或球墨鑄鐵（QT400—18）件。 4.5制動輪缸 制動輪缸的剛起由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內的橡膠皮碗密封。 4.6制動器間隙 制動鼓(制動盤)與摩擦襯片(摩擦襯塊)之間在未制動的狀態(tài)下應有工作作間隙，以保證制動鼓(制動盤)能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.2～0.5mm；盤式制動器的為0.1～0.3mm。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小。考慮到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片(襯塊)的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 為了保持良好的制動效率，制動蹄與制動鼓之間要有一個最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調整間隙的機構。過去的鼓式制動器間隙需要人工調整，用塞尺調整間隙?，F(xiàn)在轎車鼓式制動器都是采用自動調整方式，摩擦襯片磨損后會自動調整與制動鼓間隙。當間隙增大時，制動蹄推出量超過一定范圍時，調整間隙機構會將調整桿（棘爪）拉到與調整齒下一個齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動蹄位置位移，恢復正常間隙。 鼓式制動器的間隙調整是通過凸輪軸和制動氣室之間的連接桿系—— 制動臂實現(xiàn)的，在制動臂的內部有一蝸輪和蝸桿副，通過調整蝸桿轉動蝸輪帶動凸輪轉動，消除摩擦副間的多余間隙。 第5章 校核 5.1 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： 式中 ——制動鼓的總質量；初選=18kg ——與制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動鼓等)的總質量；初選=28kg ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵=482J／(kg·K)，對鋁合金 c=880J／(kg·K)；=482J／(kg·K) ——制動鼓的溫升(一次由=30km／h到完全停車的強烈制動，初選=13℃ 溫升不應超過15℃) =288236 J／K L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動生成的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 式中 ——滿載汽車總質量；=1060+75X5=1435kg ——汽車制動時的初速度，可?。? ——汽車制動器制動力分配系數(shù)，=0.656 =105903 J／K =55534.5 J／K +=105903+55534.5=161437.5J/K 而288236 J／K161437.5 J／K 符合要求 所以制動器的熱容量與升溫符合要求。 5.2 制動器的摩擦襯片校核 為了保證所設計的合理性，能夠使制動器達到設計的目的,一定要滿足: 4rP> 建議取液壓泵產(chǎn)生的推力為F=4000N, 因為摩擦襯片所受的壓力之和P=2F P=2F=2×4000N=8000N 4rP=4×0.3×0.115×8000=1104N =2504×0.3=751.2N P——摩擦襯片所受的壓力 ——摩擦襯片的摩擦因數(shù) r——制動鼓內徑 ——后輪的制動力矩 ——車輪有效半徑。 所以 4rP> 因此,所取的液壓泵的推力符合條件。 5.3 駐車制動計算 車可能停駐的極限上坡路傾斜角 = =22.5 式中：：車輪與輪面摩擦系數(shù)，取0.7； ：汽車質心至前軸間距離； ：軸距; ：汽車質心高度。 最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。 汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 = =17 最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。 參考文獻： [1] 王國權，汽車設計，北京，機械工業(yè)出版社，2012. 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