瑞邁2.0t進取款4k21d4t制動器設計前盤后鼓【7張cad圖紙和畢業(yè)論文】

瑞邁2.0t進取款4k21d4t制動器設計前盤后鼓【7張cad圖紙和畢業(yè)論文】,7張cad圖紙和畢業(yè)論文,瑞邁,2.0,進取,k21d4t,制動器,設計,前盤后鼓,cad,圖紙,畢業(yè)論文 目 錄 摘 要 III ABSTRACT IV 第1章 緒 論 1 1.1研究背景及意義 1 1.2研究現(xiàn)狀 1 1.3主要內容 1 第2章 總體方案分析和選擇 2 2.1 制動能源的選擇 2 2.2 駐車制動系 2 2.3 行車制動系 2 2.4 液壓系統(tǒng)形式的選擇 3 2.4.1 II型回路 3 2.4.2 X型回路 3 2.4.3 其他類型回路 3 2.5制動器形式的選擇 3 2.5.1鼓式制動器 3 2.5.2 盤式制動器 4 2.6制動器主要參數(shù)計算 4 2.6.1主要技術參數(shù) 4 2.6.2同步附著系數(shù) 5 2.6.3制動力矩分配系數(shù)b 5 2.6.4最大制動力矩 5 第3章 盤式制動器的設計與校核 7 3.1主要參數(shù)確定 7 3.1.1 制動盤直徑D 7 3.1.2 制動盤厚度h 7 3.1.3 摩擦襯片內半徑與外半徑 7 3.1.4 摩擦襯片工作面積A 7 3.2主要零部件設計 7 3.2.1 制動盤 7 3.2.2 制動鉗 8 3.2.3 制動塊 8 3.2.4 摩擦材料 8 3.2.5 制動輪缸 8 3.2.6制動器間隙的調整方法 8 3.3強度校核計算 8 3.3.1摩擦襯片的磨損特性的計算 9 3.3.2最大制動力矩的計算 10 3.3.3最大制動力矩的計算 12 第4章 鼓式制動器的設計與校核 15 4.1主要參數(shù)確定 15 4.2主要零部件設計 16 4.2.1 制動鼓 16 4.2.2 制動蹄 16 4.2.3 制動底板 16 4.2.4 制動蹄的支承 16 4.2.5 制動蹄片上的制動力矩與張開力 16 4.2.6 制動因數(shù)的分析計算 21 4.2.7 駐車制動計算 23 4.3強度校核計算 25 4.3.1緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘π：?25 4.3.2制動蹄支承銷剪切應力計算 25 4.3.3 回位彈簧強度校核 26 第5章 液壓制動驅動機構的設計 27 5.1驅動機構的形式 27 5.2驅動機構的設計計算 27 5.2.1 制動輪缸直徑d的確定 27 5.2.2 盤式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 28 5.2.3 鼓式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 28 5.2.4 制動主缸的設計 29 5.2.5 液壓制動軟管的計算 32 5.3 真空助力器的設計 32 結 論 34 參考文獻 35 致 謝 36 II 摘 要 汽車制動系統(tǒng)是轎車底盤上的重要系統(tǒng)之一，它是制約轎車運動的主要裝置，汽車制動裝置是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。制動器是指產生阻礙車輛運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中也包括輔助制動系統(tǒng)中的緩速裝置。制動驅動機構包括供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動力調節(jié)裝置以及報警裝置、壓力保護裝置等附加裝置。 本文首先通過查閱資料，分析對比各種不同形式制動系統(tǒng)的結構，對制動系統(tǒng)方案進行論證和選擇；接著，對制動器、制動驅動機構的基本參數(shù)等進行選擇和設計計算，并對制動性能進行分析，其中重點介紹了汽車車制動系的主要構件——浮鉗盤式制動器、領叢蹄式制動器的分析計算；然后對主要零、部件進行設計，并完成制動系統(tǒng)設計；最后采用AtuoCAD軟件繪制了二維裝配圖及主要零部件圖。 關鍵詞：盤式制動器；鼓式制動器；液壓驅動；設計 ABSTRACT The automobile brake system is one of the important system on the chassis of the car. It is the main device to restrict the car movement. The brake device of the car is composed of two parts of the brake and the brake drive mechanism. Brake is a component that produces a force (braking force) that impede the movement or movement of a vehicle. It also includes a retarder in the auxiliary braking system. The brake actuating mechanism includes an energy supply device, a control device, a transmission device, a power regulating device, an alarm device, a pressure protection device, and other additional devices. In this paper, the structure of various different forms of brake system is analyzed and compared, and the braking system scheme is demonstrated and selected. Then, the basic parameters of brake and brake drive mechanism are selected and designed, and the braking performance is analyzed. The brake system of the car is mainly introduced. The main components are the analysis and calculation of the floating clamp disc brake and the collar brake of the collar bushes; then the main zero and the components are designed and the brake system is designed. Finally, the two-dimensional assembly drawing and the main parts drawing are drawn by the AtuoCAD software. Key words: Disc brake, Drum brake, Hydraulic drive, Design IV 第1章 緒 論 1.1研究背景及意義 汽車制動系統(tǒng)是轎車底盤上的重要系統(tǒng)之一，它是制約轎車運動的主要裝置，汽車制動裝置是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。汽車的制動安全性能直接影響轎車的行駛安全性。大力研究開發(fā)轎車制動系統(tǒng)，減少駕駛員的負擔和判斷錯誤，減少交通事故，對于提高交通安全有著非常重要的意義。通過本次設計任務，使學生在設計轉向系統(tǒng)的過程中進一步掌握制動系統(tǒng)各零部件的構造、工作特性、動力傳動方式以及操縱方式，掌握汽車零、部件設計的基本思路，為學生以后的發(fā)展打下堅實的基礎。 1.2研究現(xiàn)狀 汽車制動系統(tǒng)是轎車底盤上的重要系統(tǒng)之一，它是制約轎車運動的主要裝置，汽車制動裝置是由制動器和制動驅動機構兩部分組成。制動器是指產生阻礙車輛運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中也包括輔助制動系統(tǒng)中的緩速裝置。制動驅動機構包括供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動力調節(jié)裝置以及報警裝置、壓力保護裝置等附加裝置。 1.3主要內容 （1）查閱資料，分析對比各種不同形式制動系統(tǒng)的結構，對制動系統(tǒng)方 案進行論證和選擇，根據(jù)所給數(shù)據(jù)進行設計計算； （2）對制動器、制動驅動機構的基本參數(shù)等進行選擇和設計計算； （3）對制動性能進行分析； （4）設計主要零、部件； （5）完成制動系統(tǒng)設計。 第2章 總體方案分析和選擇 2.1 制動能源的選擇 目前車輛所使用的制動能源多種多樣，其型式包括動力制動系、人力制動系、伺服制動系，具體比較如表2.1所示： 表2.1 制動能源比較 型式 制動能源 工作介質 動力制動系 發(fā)動機動力 轉化成勢能 空氣或制動液 人力制動系 駕駛員體力 機械傳動 伺服制動系 人力和發(fā)動機動力 機械傳動和空氣或制動液 真空伺服制動系是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.05～0.07MPa。 真空伺服制動系多用于總質量在1.1～1.35t以上的轎車及裝載質量在6t以下的輕、中型載貨汽車上；氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質量為6～12t的中、重型貨車以及極少數(shù)高級轎車上。 液壓制動用于行車制動裝置。液壓制動廣泛應用在乘用車和總質量不大的轎車上。所以，本次所設計的制動系采用液壓油為工作介質的動力制動系。 2.2 駐車制動系 制動系統(tǒng)用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽車在斜坡上起步。駐車制動系統(tǒng)應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓式，以免其產生故障。 后輪駐車制動：輪缸或輪制動器，（對領叢蹄制動器，只需附加一個駐車制動推桿和一個駐車杠桿即可）使用駐車制動時，由人搬動駐車制動操縱桿，通過操縱纜繩。平衡臂和拉桿（拉繩）拉動駐車制動杠桿使兩蹄張開。 通過類比采用：手動駐車制動操縱桿、駐車制動杠桿作用于后輪。用后輪制動兼用駐車制動器。 2.3 行車制動系 制動系統(tǒng)用作強制行使中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構多采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式。 2.4 液壓系統(tǒng)形式的選擇 圖 2.1雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 2.4.1 II型回路 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。 2.4.2 X型回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。 2.4.3 其他類型回路 其他還有KI型、、LL型、HH型，HH這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。 2.5制動器形式的選擇 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 2.5.1鼓式制動器 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.4)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） （a）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 圖2.4鼓式制動器簡圖 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。 領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低。因此得到廣泛的應用，特別是用于乘用車和總質量較小的轎車的后輪制動器。輕型轎車總質量較小，因此采用結構簡單，成本低的領從蹄式鼓式制動器。 2.5.2 盤式制動器 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 ① 定鉗盤式制動器 ② 浮動盤式制動器 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。 2.6制動器主要參數(shù)計算 2.6.1主要技術參數(shù) 完成瑞邁2.0T進取款4k21D4T制動器的設計，其車型參數(shù)如下： 長寬高(mm)：5190×1860×1785； 五檔手動變速器，后輪驅動，前盤后鼓剎車，前獨立懸架，后非獨立懸架； 最高車速170km/h； 整備質量1730kg； 貨箱尺寸(mm)：1480×1530×480； 前后輪胎規(guī)格：245/70 R16； 發(fā)動機型號4K21D4T，最大馬力204PS，最大功率150rpm，最大轉矩280Nm 其他參數(shù)參考同類車型。 2.6.2同步附著系數(shù) （1）當時：喪失了轉向能力； （2）當時：汽車失去方向穩(wěn)定性； （3）當時：喪失了轉向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據(jù)相關資料查出皮卡汽車同步附著系數(shù)0.5取0.6。 2.6.3制動力矩分配系數(shù)b 根據(jù)所給定的同步附著系數(shù) 由公式 （2.1） 滿載時 2.6.4最大制動力矩 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的后軸最大附著力矩。由公式： （2.2） （2.3） 式中 —該車所能遇到的最大附著系數(shù)=0.8； —制動強度； —車輪有效半徑； —后軸最大制動力矩； —汽車滿載質量； —汽車軸距。 其中 第3章 盤式制動器的設計與校核 3.1主要參數(shù)確定 3.1.1 制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑就得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑D受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70%～79%，而總質量大于2t的汽車應取其上限。 本設計的盤式制動器是皮卡汽車盤式制動器設計。因輪輞直徑為16英寸，換算后為406.4mm，則D取406.4×0.76=308.9mm。 3.1.2 制動盤厚度h 制動盤厚度直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。通常，實心制動盤厚度可取為10mm～20mm；具有通風孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。 本設計采用通風制動盤，厚度取20mm。 3.1.3 摩擦襯片內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的周圍速度相差較大，則其磨損就不會均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。初選外徑略小于制動盤直徑 故選=106mm， =153m。 3.1.4 摩擦襯片工作面積A 推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有汽車質量在1.6kg/cm2～3.5kg/ cm2范圍內選取。 因汽車整備質量1730kg，初步預估滿載質量為3005kg，則取一個制動器的摩擦襯塊的工作面積為120 cm2。 3.2主要零部件設計 3.2.1 制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或者添用，等的合金鑄鐵制成。其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。 3.2.2 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄?？勺龀烧w的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。 制動鉗在汽車上的安裝位置可在半軸的前方或后方。制動鉗位于車軸前可避免輪胎甩出來的泥、水進入制動鉗，位于車軸后則可減少制動時輪轂軸承的合成載荷。本設計的制動鉗位于車軸前。 3.2.3 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結在一起。襯塊多為扇形，也有矩形正方形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊的面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。據(jù)統(tǒng)計，轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm～16mm之間，中、重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14mm～22mm之間。許多盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達到極限時的報警裝置，以便能及時更換摩擦襯塊。 本設計摩擦塊厚度選為16mm。 3.2.4 摩擦材料 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 本設計的摩擦材料的摩擦系數(shù)取0.3。 3.2.5 制動輪缸 制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。 3.2.6制動器間隙的調整方法 制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動盤能自由轉動。一般說來，盤式制動器的設定間隙為0.1mm～0.3mm（單側為0.05mm～0.15mm）。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。 另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯片或摩擦襯塊的磨損而使間隙加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 本設計采用一次調準式間隙自調裝置。 3.3強度校核計算 3.3.1摩擦襯片的磨損特性的計算 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為： （3.1） （3.2） （3.3）式中： —汽車回轉質量換算系數(shù)； —汽車總質量； v1，v2—汽車制動初速度與終速度，；計算時皮卡汽車??； —制動減速度，，計算時?。籺—制動時間，； ，—前、后制動器襯塊的摩擦面積； —制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有： （3.4） （3.5） 將，，，，，。代入式（3.3）可求得；代入式（3.4）則可求得。 輕型貨車盤式制動器的比能量耗散率應不大于。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動盤的龜裂。 經校核符合要求。 3.3.2最大制動力矩的計算 如圖3.1所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況： 圖3.1 制動時的汽車受力圖 根據(jù)圖3.1給出的汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： （3.6） 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： （3.7） 式中：—汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N； —汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N； —汽車軸距，mm； —汽車質心離前軸距離，mm； —汽車質心離后軸距離，mm； —汽車質心高度，mm； —汽車所受重力，N；m—汽車質量，； —汽車制動減速度，。 若在附著系數(shù)為的路面上制動，前、后輪均抱死，此時汽車總的地面制動力于汽車前、后軸車輪的總的附著力 （3.8） 可得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的另一表達式： （3.9） （3.10） （3.11） 式中：—制動強度；，—前后軸車輪的地面制動力。 前后軸車輪的附著力為： （3.12） （3.13） 由式（4.12），式（4.13）可求得在任何附著系數(shù) φ的路面上，前、后輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件為： （3.14） （3.15） 式中： —前軸車輪的制動器制動力： ； （3.16） —前軸車輪的制動器制動力： ； （3.17） —前軸車輪的地面制動力； —前軸車輪的地面制動力； ，—地面對前、后軸車輪的法向反力； —汽車重力； ，—汽車質心離前、后軸的距離； —汽車質心高度。 本設計為皮卡汽車，整備質量1730kg，滿載質量為3005㎏，φ=0.8 ，L=3340，=1470mm，=1870mm，=220mm。根據(jù)式（3.9），（3.10）可得Z1=17652N，Z2=15324N；由式（3.12），（3.13）可求得，。 最大制動力矩是汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力Z1，Z2成正比。由式（3.14），（3.15）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為。通常比值：轎車約為1.3～1.6。經校核，符合要求。 前軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為： （3.18） 式中—車輪有效半徑，本設計為皮卡汽車，輪胎型號為245/70 R16。則有效半徑。根據(jù)式（3.13）可得：。 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上式計算所得結果的半值。 3.3.3最大制動力矩的計算 平均半徑為 （3.19） 式中：R1 ，R2—扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 圖3.2 鉗盤式制動器的作用半徑計算用簡圖 根據(jù)圖3.2，在任一單元面積上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，制動力矩為： （3.20） 總摩擦力為： （3.21） 得有效半徑為： （3.22） 令 則有： （3.23） 因，，故。當,，。 根據(jù)摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5，則取，可得作用半徑。 盤式制動器的計算用簡圖如圖3.3所示： 圖3.3 盤式制動器的計算用簡圖 今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為： (3.24) 式中： f —摩擦系數(shù)； N —單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖3.3)； R —作用半徑。 取f =0.3，由，可得，。 第4章 鼓式制動器的設計與校核 4.1主要參數(shù)確定 （1）制動鼓直徑D 輪胎規(guī)格為245/70 R16 Dr=2.54×16=406.4mm 根據(jù)轎車D/Dr=0.70～0.83之間，故取0.8 D=Dr×0.8=325.12mm （2）制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b 摩擦襯片的包角在范圍內選取。 取 表4.1 襯片摩擦面積與汽車及汽車質量關系表 汽車類型 汽車總質量（t） 單個制動器總的襯片摩擦面積 轎 車 0.9—1.5 100—200 1.5—2.5 200—300 客車與貨車 1.0—1.5 120—200 1.5—2.5 150—250 2.5—3.5 250—400 3.5—7.0 300—650 7.0—12.0 550—1000 12.0—17.0 600—1500 根據(jù)單個制動器總的襯片摩擦面積取250-400 初選A=300 其中為弧度。 R=D/2=325.12/2=162.56mm （3）摩擦襯片初始角的選取 根據(jù) （4）張開力P作用線至制動器中心的距離a 根據(jù) a=0.8R 得 a=0.8×162.56=130.048mm取130mm 制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c 根據(jù) c=0.8R 得 c=0.8×162.56=130.048mm取130mm 理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所以選擇摩擦系數(shù)f=0.3。 4.2主要零部件設計 4.2.1 制動鼓 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由11 mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是灰鑄鐵HT200。 4.2.2 制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車和客車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm～5mm；貨車和客車多為8mm以上。本次制動蹄采用的材料為KTH370-12。 4.2.3 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。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12。 4.2.4 制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。采用偏心支承銷或偏心輪。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。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 4.2.5 制動蹄片上的制動力矩與張開力 計算鼓式制動器，必須查明蹄壓緊到制動鼓上的力與產生制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，。它位于a角內，面積為bRda ，其中b 為摩擦襯片寬度，單元面積bRda R為制動鼓半徑。 制動鼓作用在微元面積上的法向力為 （4.1） 而摩擦力fdN產生的制動力矩為 （4.2） 從到區(qū)段積分上式得到 （4.3） 法向壓力均勻分布時，有 （4.4） 由（4.3）、（4.4）可求出不均勻系數(shù) （4.5） 由（4.3）、（4.4）給出的是由壓力計算制動力矩的方法，在實際計算中也可以采用由張開力P計算制動力矩的方法，且更為方便 圖4.1 計算制動力矩簡圖 圖4.2計算張開力簡圖 增式蹄產生的制動力矩可表達如下： （4.6） 式中： -摩擦系數(shù) -單元法向的合力 -摩擦力的的作用半徑 若已知制動蹄的幾何參數(shù)及法向壓力的大小便可計算出蹄的制動力矩。 如圖4.1所示為了計算與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （4.7） （4.8） 式中: -支承反力在軸上的投影； 軸與的作用線之間的夾角。 （4.9） 聯(lián)立（4.6）、（4.7）式得到 （4.10） 將式（4.10）帶入式（4.6）中得到領蹄的制動力矩為 （4.11） 對于從蹄可得類此的表達式 （4.12） 為了確定及必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上的分量和的合力，根據(jù)公式（4.1）有 （4.12）式中 （4.13） 所以 （4.14） 式中，摩擦襯片起始角，題目取則 根據(jù)（4.3）(4.6)得則有 那么 根據(jù)和其中 ； ； ； 。 因此 由于領蹄與從蹄對稱布置，所以，得出 對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和即 （4.15） 對凸輪張開機構，其張開力可有前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出 ， 知道了制動力矩與張開力的關系，計算鼓上的制動力矩，在汽車設計時應滿足最大制動力（為附著力）根據(jù)公式 式中：地面附著系數(shù)（干水泥混凝土路面）。 汽車重力 根據(jù)前后車輪制動器制動力分配系數(shù) （4.16） 聯(lián)立（4.16）得 單個后輪制動器制動力 單個后輪制動力矩為 （4.17） 式中：為車輪滾動半徑。 由于選用的輪胎型號是245/70 R16，子午線普通花紋輪胎。滾動半徑，即輪胎在額定載荷時滾動半徑。 根據(jù)公式（4.17）單個后輪制動力矩 計算張開力得 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖現(xiàn)象的可能。由式（4.10）得出自鎖條件 如果式中不會自鎖因為 所以滿足條件不自鎖。由（4.3）和（4.10）式可計算出領蹄表面最大壓力為 4.2.6 制動因數(shù)的分析計算 （1）領蹄制動蹄因數(shù) 鼓式制動器的簡化圖，如圖4.3 圖4.3鼓式制動器簡化受力圖 根據(jù)公式：其中h/b=260/130=2;通過查制動因數(shù)與摩擦系數(shù)關系曲線可求因此可計算出 （2）從蹄的制動因數(shù) 根據(jù)公式：得出 1 領蹄；2 從蹄 圖4.4 制動蹄因數(shù)及其導數(shù)與摩擦系數(shù)的關系 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 比能量耗散率分別為 （4.18） （4.19） 式中： —換算系數(shù)，緊急制動時，； —總質量 ，—汽車制動初速度與終速度，；計算時貨車取22.2m/s —制動時間，單位；按下式計算單位； —制動減速度，， —后制動器襯片的摩擦面積；質量在2.5-3.5t貨車摩擦襯片面積在，故取。 —制動力分配系數(shù)。 皮卡汽車鼓式制動器的比能量消耗率不大于故符合要求。 磨損特性也可以用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的磨損功 （4.20） 式中：—汽車總質量； —汽車最高車速； —車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積； —許用比摩擦功，對于客車和貨車?。? 滿足要求。 4.2.7 駐車制動計算 汽車在上坡路上停駐的受力如圖所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為 同樣可求出下坡后輪的附著力為 。 圖4.4汽車在坡路上停駐受力簡圖 坡度極限傾角 （4.21） 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡傾角為 （4.22） 故滿載時： 空載時： 一般要求各類汽車的最大駐車坡度不應小于16%—20% 汽車列車的最大停駐坡度約為12% 左右。 由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定。 汽車滿載在上坡時后軸的駐車制動力矩接近于有a所定的極限值 4.3強度校核計算 4.3.1緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘π：? 由公式 （4.23） 可算出制動蹄的最大制動力矩。如果已知鉚釘?shù)臄?shù)目n，鉚釘?shù)闹睆絛及材料，即可校核其剪切應力 式中：——鉚釘材料的許用剪切應力 本設計數(shù)據(jù)為：鉚釘數(shù)為6個，直徑為4mm，材料選用ML2鋼，需用剪切應力 滿足設計要求。 4.3.2制動蹄支承銷剪切應力計算 在算得制動蹄上的法向力，，制動力矩，及張開力，后，可求得支撐銷承受的支撐力,及支撐銷的剪切應力,如下： （4.24） 式中：A—支撐銷的截面積。 支撐銷的直徑為28mm，材料選用45號鋼，許用剪切應力。 其中 （4.25） 一般來說，的值總要大于，故僅計算領蹄的支撐銷的剪切應力即可： 其中： 故強度符合要求。 4.3.3 回位彈簧強度校核 根據(jù)國標GB/T2088-1997可知： 彈簧d=4mm D=20mm初拉力p=148N. 有效圈數(shù)n=25.5 圖4.5 彈簧初應力 根據(jù)上表可知彈簧剪切應力符合要求。 第5章 液壓制動驅動機構的設計 5.1驅動機構的形式 真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度（負壓，一般可達0.05～0.07MPa）作動力源。 按照助力特點，伺服制動系又可分為助力式和增壓式兩種。 助力式伺服制動系，伺服氣室位于制動踏板與制動主缸之間，其控制閥直接由踏板通過推桿操縱，因此又稱為直動式伺服制動系。司機通過踏板直接控制伺服動力的大小，并與之共同推動主缸活塞，使主缸產生更高的液壓通向盤式制動器的油缸和鼓式制動器的輪缸。由真空伺服氣室、制動主缸和控制閥組成的總成稱為真空助力器。 5.2驅動機構的設計計算 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 5.2.1 制動輪缸直徑d的確定 制動輪缸對制動蹄塊施加的張開力(壓緊力與輪缸直徑和制動管路的關系為 d= （5.1） 式中：P—制動輪缸對制動蹄張開力或對摩擦襯塊的壓緊力N； p—考慮制動力調節(jié)裝置的作用下的輪缸或管路液壓。取。 制動管路液壓在制動時一般不超過10～12，對盤式制動器可再取高些。壓力越高，輪缸直徑就越小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。 求得前輪制動輪缸的直徑 后輪輪缸直徑為 輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 故取 ； 5.2.2 盤式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度 (5.2) 求得：mm。 一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結構確定，必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行[9]。 現(xiàn)取壁厚15mm，由于，因此按厚壁進行校核。 (5.3) 式中：——輪缸壁厚； ——試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）； ——缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。 mm 由于15mm12.6mm所以壁厚強度滿足要求。 5.2.3 鼓式制動器輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度 于是求知：mm。 現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進行校核。 式中：——輪缸壁厚； ——試驗壓力（當缸的額定壓力Mpa時，取=1.5）； ——缸筒材料許用應力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。 mm 由于mm2.7mm所以壁厚強度滿足要求。 5.2.4 制動主缸的設計 （1）活塞有效行程的設計 前、后軸上制動輪缸的工作容積和制動踏板的工作行程，是設計雙回路主缸直徑和活塞有效行程的主要依據(jù)參數(shù)。 結合前面公式,我們可以得到如下關系式； 前軸上制動輪缸的工作容積 同理后軸上制動輪缸的工作容積 。 考慮汽車制動時，制動軟管受管路中壓力的影響而產生容積增量等因素，則取主缸的工作容積為制動輪缸工作容積的1.3倍。雙回路制動主缸第一制動腔的工作容積和第二制動腔的工作容積的計算公式分別為： （5.4） （5.5） 式中——分別為主缸第一活塞、第二活塞的有效形行程，mm 由公式5—2，5—3得： （5.6） 制動踏板的工作行程計算公式為； （5.7） 式中 ——制動踏板機構的傳動比參考同類車型及相關標準我們取。 ——主缸活塞推桿頂端與第一活塞的軸向間隙，一般取。 、——主缸第一活塞與第二活塞的空行程，一般。 根據(jù)有關規(guī)定，制動踏板行程為： 轎車： 應不大于100——150 ； 貨車：應不大于50——200 。 這里我們取=110。 由公式（5—5）得： （5.8） （5.9） 由公式（5—4）得： 把代入公式5—6或5—7得： 參照相關標準我們?。? 由查表5.1 我們取： 表5.1 雙腔制動主缸標準系列表[6] 主缸直徑 15.9，17.5，19.1，20.6，22.2，23.8，25.4， 25.4，28.6，31.8，34.9，38.1，41.3，44.5 活 塞 有 效 行 程 （） 或 或 或 或 28 14 14 36 18 18 16 12 20 16 30 15 15 38 19 19 16 14 22 16 32 16 16 40 20 20 18 14 22 18 （2）主缸第一活塞、第二活塞回位彈簧力Pt1、Pt2的 確定 為保證主缸能夠連續(xù)有效的工作，主缸活塞的回位彈簧應能保證主缸活塞及時返回工作初始位置，這就要求確定適當?shù)幕钊匚粡椈闪?，否則，若回位彈簧力較大時，活塞回位過快，制動液易汽化，產生氣穴現(xiàn)象；若回位彈簧力較小時，活塞回位慢，汽車制動解除遲緩。當?shù)谝换钊幱诔跏脊ぷ鳡顟B(tài)時，其回位彈簧力一般??；當?shù)谝换钊_到最大有效工作行程時，要求其回位彈簧的作用力。 （3）主缸的結構設計 當制動主缸直徑d0和主缸第一活塞的有效行程S1、第二活塞的有效行程S2確定之后，可按下列順序對各部件進行設計。 選定橡膠制動主皮碗、皮圈（副皮碗）→第一活塞、第二活塞→活塞回位彈簧→殘留閥總成→主缸缸體→主缸活塞推桿、油管接頭、密封墊圈、彈性擋圈、護罩、貯油罐等。 其結構和外型如圖5.1所示： 1—缸體；2—副皮碗；3—第一活塞；4、9—供液孔； 5—主皮碗；6、10—補償孔；7—第一制動腔；8—第二供液腔；11—第二制動腔； 12—第一供液腔；13—殘留閥總成；14、16—排液孔；15—第二活塞 圖5.1 串聯(lián)雙腔制動主缸 5.2.5 液壓制動軟管的計算 由管路中最大工作壓力12MPa并查詢JB/T 8727-2004可選擇軟管內徑為22mm，公稱通徑為20mm，最大許用壓力為14Mpa,外徑為250.105mm。取25mm。 5.3 真空助力器的設計 真空助力器具體結構如圖5.3所示： 1-推桿；2-回位彈簧；3-單向閥；4-活塞；5-膜片；6-空氣過濾器； 7-通大氣孔；8-操縱桿；9-柱塞；10-推盤；11-放氣孔；A，B-氣室 圖5.3 真空助力器結構圖 由下列公式： 式中： ―輸入力，N； ―輸出力，N； ―助力比； p ―真空度為66.7±1.3kPa[2]。 參考同類型車，選取參數(shù)，計算得真空助力器的有效直徑為126mm,助力比為4， 結 論 知識必須通過應用才能實現(xiàn)其價值！有些東西以為學會了，但真正到用的時候才發(fā)現(xiàn)是兩回事，所以我認為只有到真正會用的時候才是真的學會了。 參考文獻 [1]張西振.汽車發(fā)動機構造與維修[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004. 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