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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 輕型載貨汽車制動(dòng)器設(shè)計(jì) 系部名稱 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級 車輛工程 07 7 班 學(xué)生姓名 李正彬 指導(dǎo)教師 田 芳 職 稱 實(shí)驗(yàn)師 黑 龍 江 工 程 學(xué) 院 二 一一年六月 The Graduation Design for Bachelor s Degree Light Bills of Automobile Brake Design Candidate Li Zhengbin Specialty Vehicle Engineering Class 07 7 Supervisor Tianfang Heilongjiang Institute of Technology 2011 06 Harbin 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 摘 要 從汽車誕生時(shí)起 車輛制動(dòng)器在車輛的安全方面就起著決定性作用 目 前 汽 車 所 用 制 動(dòng) 器 幾 乎 都 是 摩 擦 式 的 可 分 為 鼓 式 和 盤 式 兩 大 類 盤 式 制 動(dòng) 器 的 主 要 優(yōu) 點(diǎn) 是 在 高 速 剎 車 時(shí) 能 迅 速 制 動(dòng) 散 熱 效 果 優(yōu) 于 鼓 式 剎 車 制 動(dòng) 效 能 的 恒 定 性 好 鼓 式 制 動(dòng) 器 的 主 要 優(yōu) 點(diǎn) 是 剎 車 蹄 片 磨 損 較 少 成 本 較 低 便 于 維 修 由 于 鼓 式 制 動(dòng) 器 的 絕 對 制 動(dòng) 力 遠(yuǎn) 遠(yuǎn) 高 于 盤 式 制 動(dòng) 器 所 以 普 遍 用 于 后 輪 驅(qū) 動(dòng) 的 卡 車 上 但 由 于 為 了 提 高 其 制 動(dòng) 效 能 而 必 須 加 制 動(dòng) 增 力 系 統(tǒng) 使 其 造 價(jià) 較 高 故 輕 型 車 一 般 還 是 使 用 前 盤 后 鼓 式 本 設(shè) 計(jì) 前 軸 采 用 浮 動(dòng) 鉗 盤 式 制 動(dòng) 器 后 軸 采 用 制 動(dòng) 器 為 領(lǐng) 從 蹄 式 鼓 式 制 動(dòng) 器 主 要 設(shè) 計(jì) 內(nèi) 容 包 括 制 動(dòng) 器 結(jié) 方 案 分 析 與 選 擇 制 動(dòng) 器 主 要 參 數(shù) 的 確 定 與 計(jì) 算 盤 式 與 鼓 式 制 動(dòng) 器 具 體 結(jié) 構(gòu) 參 數(shù) 設(shè) 計(jì) 與 強(qiáng) 度 校 核 關(guān)鍵詞 輕型載貨汽車 盤式制動(dòng)器 鼓式制動(dòng)器 制動(dòng)蹄 設(shè)計(jì) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) I ABSTRACT Born on from cars in the vehicle s safety vehicle brake plays a decisive role in at present the car is almost always used brake friction type can be divided into two categories drum and disc The main advantage of the disc brake at high speed braking can quickly brake cooling effect is better than that of drum brake braking performance of constant qualitative good The main advantages of drum brake is brake shoe pieces wear less low cost convenient in maintenance because of drum brake absolute braking force far outclass disc brakes so commonly used to rear wheel drive the truck on but because in order to improve its braking performance and must add braking force system make its increased cost is higher so small QianPan HouGu type or use commonly This design by floating p s n caliper disc brake brakes is brought by axle from hoof type drum brake Main design content including brakes plan analysis and choose to determine the brake main parameters and calculation disc and drum brake specific structure parameter design and strength check Keywords Light bills car Disc brake drum brakes Brake shoes design 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1 1 制動(dòng)器的目的意義 1 1 2 制動(dòng)器的研究現(xiàn)狀 1 1 3 制動(dòng)器的研究方法 2 1 4 本章小結(jié) 2 第 2 章 制動(dòng)器方案論證分析與選擇 3 2 1 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的確定 3 2 1 1 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的確定 3 2 1 2 盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的確定 6 2 2 制動(dòng)器主要參數(shù)及其選擇 7 2 2 1 制動(dòng)器設(shè)計(jì)相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 8 2 2 2 同步附著系數(shù) 8 2 2 3 前后軸制動(dòng)力矩分配系數(shù) b 8 2 2 4 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 9 2 3 本章小結(jié) 9 第 3 章 盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 10 3 1 盤式制動(dòng)器的主要參數(shù)確定 10 3 1 1 制動(dòng)盤直徑 D 10 3 1 2 制動(dòng)盤厚度 h 10 3 1 3 摩擦襯片內(nèi)半徑 與外半徑 101R2 3 1 4 摩擦襯片工作面積 A 10 3 2 盤式制動(dòng)器的主要零部件設(shè)計(jì)與計(jì)算 11 3 2 1 制動(dòng)盤 11 3 2 2 制動(dòng)鉗 11 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 2 3 制動(dòng)塊 11 3 2 4 摩擦材料 12 3 2 5 制動(dòng)輪缸 12 3 2 6 制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法 13 3 3 盤式制動(dòng)器強(qiáng)度校核 13 3 3 1 摩擦襯片的磨損特性的計(jì)算 13 3 3 2 盤式制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 14 3 3 3 盤式制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 16 3 4 本章小結(jié) 18 第 4 章 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 19 4 1 鼓式制動(dòng)器的主要參數(shù)確定 19 4 1 1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 19 4 2 鼓式制動(dòng)器的主要零部件設(shè)計(jì)與計(jì)算 20 4 2 1 制動(dòng)鼓 20 4 2 2 制動(dòng)蹄 21 4 2 3 制動(dòng)底板 21 4 2 4 制動(dòng)蹄的支承 21 4 2 5 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩與張開力 21 4 2 6 制動(dòng)器因數(shù)與制動(dòng)蹄因數(shù)的分析計(jì)算 26 4 2 7 駐車制動(dòng)計(jì)算 28 4 2 8 制動(dòng)輪缸的選擇 29 4 3 鼓式制動(dòng)器強(qiáng)度校核 31 4 3 1 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算 31 4 3 2 制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算 32 4 3 3 回位彈簧強(qiáng)度校核 32 4 4 本章小結(jié) 33 結(jié) 論 34 參考文獻(xiàn) 35 致 謝 36 附錄 1 37 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 附錄 2 39 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 0 第 1 章 緒 論 1 1 制動(dòng)器的目的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多 最普遍 也是最方便的交通運(yùn)輸工具 汽車制動(dòng)系是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng) 而制動(dòng)器是直接制約制動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)構(gòu) 它是制約汽車運(yùn)動(dòng)的裝置 汽車的制動(dòng)性能直接影響汽車的行駛安全性 隨著 公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大 交通事故也不斷增加 人們對安全性 可靠性要求越來越高 為保證人身和車輛的安全 必須為汽車配備十分可靠的 制動(dòng)系統(tǒng) 據(jù)有關(guān)資料介紹 在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中 制 動(dòng)器故障引起的事故為總數(shù)的 45 可見 制動(dòng)器是保證行車安全的極為重要 的一個(gè)機(jī)構(gòu) 此外 制動(dòng)器的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運(yùn)輸效 率 也就是保證運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益的重要因素 本次設(shè)計(jì)是通過查閱相關(guān)資料 掌握制動(dòng)器設(shè)計(jì)的基本步驟和要求 及制動(dòng)器 總成的相關(guān)設(shè)計(jì)方法 運(yùn)用汽車設(shè)計(jì)和汽車構(gòu)造的基礎(chǔ)知識(shí) 學(xué)習(xí)和利用 CAD 繪圖軟件對金杯牌 SY1030BY2S 型輕型載貨汽車的制動(dòng)器進(jìn)行設(shè)計(jì)使其具有足夠 的制動(dòng)效能以保證汽車的安全性 同時(shí)在材料的選擇上盡量采用對人體無害的 材料 1 2 制動(dòng)器的研究現(xiàn)狀 作為制動(dòng)系重要組成部分之一的制動(dòng)器的發(fā)展對汽車的安全性 可靠性有 著極大的意義 國內(nèi)目前乘用車主要采用前盤后鼓式和全盤式制動(dòng)器 20 的乘用車采用前 盤后鼓式制動(dòng)器 全鼓式制動(dòng)器已在乘用車領(lǐng)域淘汰 商用車主要采用全鼓式 制動(dòng)器 只有高檔客車和有特殊需求的車輛才采用前盤后鼓式制動(dòng)器和全盤式 制動(dòng)器 隨著對汽車制動(dòng)性能的提高 越來越多的先進(jìn)電子制動(dòng)技術(shù)得到采用 盤式制動(dòng)器相比鼓式制動(dòng)器 盤式制動(dòng)器的優(yōu)勢已經(jīng)得到廣泛認(rèn)可 鼓式制動(dòng) 器的制動(dòng)力穩(wěn)定性差 在不同路面上制動(dòng)力變化很大 不易于掌控 而盤式制 動(dòng)器在液力助力下制動(dòng)力大 舒適性更強(qiáng) 性能穩(wěn)定 在各種路面都有較鼓式 制動(dòng)器更好的制動(dòng)表現(xiàn) 尤其在長下坡等需要長時(shí)間制動(dòng)的路段 雖然盤式制 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 動(dòng)器性能優(yōu)于鼓式制動(dòng)器 但是由于技術(shù)和成本原因想要普及前盤后盤的形式 還需一個(gè)長期過程 目前國內(nèi)只有中高檔城際大客車普遍使用盤式制動(dòng)器 鼓 式制動(dòng)器造價(jià)便宜 而且符合傳統(tǒng)設(shè)計(jì) 由于慣性的作用 前輪的負(fù)荷通常占 汽車全部負(fù)荷的 70 80 前輪制動(dòng)力要比后輪大 后輪起輔助制動(dòng)作用 因 此生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本 大多數(shù)貨車采用前盤后鼓的形式選擇制動(dòng)器類型 1 3 制動(dòng)器的研究方法 根據(jù)課題內(nèi)容 任務(wù)要求深入了解汽車制動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)造及工作原理 并收 集相關(guān)緊湊型轎車制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)資料 參考現(xiàn)有研究成果 并進(jìn)行深入的學(xué)習(xí) 和分析 借鑒經(jīng)驗(yàn) 同時(shí)學(xué)習(xí)有關(guān)汽車零部件設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 充分學(xué)習(xí)和利用畫圖 軟件 并再次學(xué)習(xí)機(jī)械制圖 畫出符合標(biāo)準(zhǔn)的設(shè)計(jì)圖紙 通過自己的研究分析 發(fā)揮自己的設(shè)計(jì)能力并通過試驗(yàn)最終確定制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案 1 4 本章小結(jié) 本章介紹了制動(dòng)器的目的 意義及研究現(xiàn)狀 并闡述了制動(dòng)器主要的研究 方法 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 第 2 章 制動(dòng)器方案論證分析與選擇 2 1 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的確定 汽車制動(dòng)器幾乎均為機(jī)械摩擦式 即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面 間的摩擦產(chǎn)生的制動(dòng)力矩使汽車減速或停車 一般摩擦式制動(dòng)器按其旋轉(zhuǎn)元件 的形狀分為鼓式和盤式兩大類 2 1 1 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的確定 鼓式制動(dòng)器是最早形式的汽車制動(dòng)器 當(dāng)盤式制動(dòng)器還沒有出現(xiàn)前 它已 經(jīng)廣泛用干各類汽車上 鼓式制動(dòng)器又分為內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器和外束型鼓式制 動(dòng)器兩種結(jié)構(gòu)型式 內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片 的制動(dòng)蹄 后者則安裝在制動(dòng)底板上 而制動(dòng)底板則緊固在前橋的前梁或后橋 橋殼半袖套管的凸緣上 其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件為制動(dòng)鼓 車輪制動(dòng)器的制動(dòng)鼓均 固定在輪鼓上 制動(dòng)時(shí) 利用制動(dòng)鼓的圓柱內(nèi)表面與制動(dòng)蹄摩擦路片的外表面 作為一對摩擦表面在制動(dòng)鼓上產(chǎn)生摩擦力矩 故又稱為蹄式制動(dòng)器 外束型鼓 式制動(dòng)器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動(dòng)帶 其旋轉(zhuǎn)摩擦元件 為制動(dòng)鼓 并利用制動(dòng)鼓的外因柱表面與制動(dòng)帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩 擦表面 產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動(dòng)鼓 故又稱為帶式制動(dòng)器 在汽車制動(dòng)系中 帶式制動(dòng)器曾僅用作一些汽車的中央制動(dòng)器 但現(xiàn)代汽車已很少采用 所以內(nèi) 張型鼓式制動(dòng)器通常簡稱為鼓式制動(dòng)器 通常所說的鼓式制動(dòng)器就是指這種內(nèi) 張型鼓式結(jié)構(gòu) 鼓式制動(dòng)器按蹄的類型分為 1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 如 2 1 圖所示 若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向 制 動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn) 則蹄 1 為領(lǐng)蹄 蹄 2 為從蹄 汽車倒車時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向變 為反向旋轉(zhuǎn) 則相應(yīng)地使領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)了 這種當(dāng)制動(dòng)鼓正 反方 向旋轉(zhuǎn)時(shí)總具有一個(gè)領(lǐng)蹄和一個(gè)從蹄的內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器稱為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊 即摩擦力矩具有 增勢 作用 故又稱為增 勢蹄 而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動(dòng)鼓的趨勢 即摩擦力矩具有 減勢 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 作用 故又稱為減勢蹄 增勢 作用使領(lǐng)蹄所受的法向反力增大 而 減勢 作用使從蹄所受的法向反力減小 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平 但由于其在汽車前進(jìn)與 倒車時(shí)的制動(dòng)性能不變 且結(jié)構(gòu)簡單 造價(jià)較低 也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu) 故這種結(jié)構(gòu)仍廣泛用于中 重型載貨汽車的前 后輪制動(dòng)器及轎車的后輪制動(dòng) 器 2 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 若在汽車前進(jìn)時(shí)兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器 則稱為雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 顯 然 當(dāng)汽車倒車時(shí)這種制動(dòng)器的兩制動(dòng)蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領(lǐng) 蹄式制動(dòng)器 如圖 2 2 所示 兩制動(dòng)蹄各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng) 兩套制 動(dòng)蹄 制動(dòng)輪缸等機(jī)件在制動(dòng)底板上是以制動(dòng)底板中心作對稱布置的 因此 兩蹄對制動(dòng)鼓作用的合力恰好相互平衡 故屬于平衡式制動(dòng)器 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器有高的正向制動(dòng)效能 但倒車時(shí)則變?yōu)殡p從蹄式 使制動(dòng)效能 大降 這種結(jié)構(gòu)常用于中級轎車的前輪制動(dòng)器 這是因?yàn)檫@類汽車前進(jìn)制動(dòng) 時(shí) 前軸的動(dòng)軸荷及 附著力大于后軸 而倒車時(shí)則相反 3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 如圖 2 3 當(dāng)制動(dòng)鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時(shí) 兩制動(dòng)助均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器則稱為 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 它也屬于平衡式制動(dòng)器 由于雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器在汽 車前進(jìn)及倒車時(shí)的制動(dòng)性能不變 因此廣泛用于中 輕型載貨汽車和部分轎車 的前 后車輪 但用作后輪制動(dòng)器時(shí) 則需另設(shè)中央制動(dòng)器用于駐車制動(dòng) 4 單向增力式制動(dòng)器 單向增力式制動(dòng)器如 2 4 圖所示兩蹄下端以頂桿 相連接 第二制動(dòng)蹄支 承在其上端制動(dòng)底板上的支承銷上 由于制動(dòng)時(shí)兩蹄的法向反力不能相互平衡 因 此它居于一種非平衡式制動(dòng)器 單向增力式制動(dòng)器在汽車前進(jìn)制動(dòng)時(shí)的制動(dòng)效 能很高 且高于前述的各種制動(dòng)器 但在倒車制動(dòng)時(shí) 其制動(dòng)效能卻是最低的 因此 它僅用于少數(shù)輕 中型貨車和轎車上作為前輪制動(dòng)器 5 雙向增力式制動(dòng)器 將單向增力式制動(dòng)器的單活塞式制動(dòng)輪缸換用雙活塞式制動(dòng)輪缸 其上端 的支承銷也作為兩蹄共用的 則成為雙向增力式制動(dòng)器如圖 2 5 對雙向增力 式制 動(dòng)器來說 不論汽車前進(jìn)制動(dòng)或倒退制動(dòng) 該制動(dòng)器均為增力式制動(dòng)器 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 雙向增力式制動(dòng)器在大型高速轎車上用的較多 而且常常將其作為行車制 動(dòng)與駐車制動(dòng)共用的制動(dòng)器 但行車制動(dòng)是由液壓經(jīng)制動(dòng)輪缸產(chǎn)生制動(dòng)蹄的張 開力進(jìn)行制動(dòng) 而駐車制動(dòng)則是用制動(dòng)操縱手柄通過鋼索拉器也廣泛用作汽車 的中央制動(dòng)器 因?yàn)轳v車制動(dòng)要求制動(dòng)器正向 反向的制動(dòng)效能都很高 而且 駐車制動(dòng)若不用于應(yīng)急制動(dòng)時(shí)也不會(huì)產(chǎn)生高溫 故其熱衰退問題并不突出 但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動(dòng)過程中散熱和排水性能差 容易導(dǎo)致制動(dòng)效率 下降 因此 在轎車領(lǐng)域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動(dòng)器 但由于成本比較 低 仍然在一些經(jīng)濟(jì)型車中使用 主要用于制動(dòng)負(fù)荷比較小的后輪和駐車制動(dòng) 本次設(shè)計(jì)最終采用的是領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 將單向增力式制動(dòng)器的單活塞式制動(dòng)輪缸換用雙活塞式制動(dòng)輪缸 其上端 的支承銷也作為兩蹄共用的 則成為雙向增力式制動(dòng)器如圖 2 5 對雙向增力 式制 動(dòng)器來說 不論汽車前進(jìn)制動(dòng)或倒退制動(dòng) 該制動(dòng)器均為增力式制動(dòng)器 雙向增力式制動(dòng)器在大型高速轎車上用的較多 而且常常將其作為行車制動(dòng)與 駐車制動(dòng)共用 的制動(dòng)器 但行車制動(dòng)是 由液壓經(jīng) 制動(dòng)輪缸產(chǎn)生 制動(dòng)蹄的 張開力進(jìn)行制 動(dòng) 而駐 車制動(dòng)則是用 制動(dòng)操縱 手柄通過鋼索 拉器也廣 泛用作汽車的 中央制動(dòng) 器 因?yàn)轳v車制動(dòng)要求制動(dòng)器正向 反向的制動(dòng)效能都很高 而且駐車制動(dòng)若 不用于應(yīng)急制動(dòng)時(shí)也不會(huì)產(chǎn)生高溫 故其熱衰退問題并不突出 但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動(dòng)過程中散熱和排水性能差 容易導(dǎo)致制動(dòng)效率 下降 因此 在轎車領(lǐng)域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動(dòng)器 但由于成本比較 低 仍然在一些經(jīng)濟(jì)型車中使用 主要用于制動(dòng)負(fù)荷比較小的后輪和駐車制動(dòng) 本次設(shè)計(jì)最終采用的是領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 圖 2 1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 圖 2 2 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 圖 2 3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 圖 2 4 單向增力式制動(dòng)器 圖 2 5 雙向增力式制動(dòng)器 2 1 2 盤式 制動(dòng)器結(jié) 構(gòu)方案的確 定 盤式制動(dòng)器 按摩擦副 中定位原件 的結(jié)構(gòu)不 同可分為鉗 盤式和全 盤式兩大類 1 鉗盤式 鉗盤式制動(dòng)器按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)型式又可分為定鉗盤式制動(dòng)器 浮鉗盤式制 動(dòng)器等 定鉗盤式制動(dòng)器 這種制動(dòng)器中的制動(dòng)鉗固定不動(dòng) 制動(dòng)盤與車輪相聯(lián)并 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 在制動(dòng)鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn) 具有下列優(yōu)點(diǎn) 除活塞和制動(dòng)塊外無其他滑動(dòng)件 易于保證制動(dòng)鉗的剛度 結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般鼓式制動(dòng)器相差不多 容易實(shí) 現(xiàn)從鼓式制動(dòng)器到盤式制動(dòng)器的改革 能很好地適應(yīng)多回路制動(dòng)系的要求 浮動(dòng)盤式制動(dòng)器 這種制動(dòng)器具有以下優(yōu)點(diǎn) 僅在盤的內(nèi)側(cè)有液壓缸 故軸向 尺寸小 制動(dòng)器能進(jìn)一步靠近輪轂 沒有跨越制動(dòng)盤的油道或油管加之液壓缸 冷卻條件好 所以制動(dòng)液汽化的可能性小 成本低 浮動(dòng)鉗的制動(dòng)塊可兼用于 駐車制動(dòng) 浮鉗盤式制動(dòng)器按結(jié)構(gòu)分可分旋轉(zhuǎn)部分 制動(dòng)盤 固定部分 制動(dòng)鉗總成 促動(dòng)裝置 制動(dòng)輪缸 和摩擦部分 制動(dòng)塊總成 所以浮鉗盤式制動(dòng)器的結(jié) 構(gòu)設(shè)計(jì)主要是包括制動(dòng)器總成 制動(dòng)鉗總成和制動(dòng)塊總成三個(gè)部分 2 全盤式 在全盤式制動(dòng)器中 摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤 制動(dòng)時(shí)各 盤摩擦表面全部接觸 其作用原理與摩擦式離合器相同 由于這種制動(dòng)器散熱 條件較差 其應(yīng)用遠(yuǎn)沒有浮鉗盤式制動(dòng)器廣泛 通過對盤式 鼓式制動(dòng)器的分析比較可以得出盤式制動(dòng)器與鼓式制動(dòng)器比 較有如下均一些突出優(yōu)點(diǎn) 制動(dòng)穩(wěn)定性好 的效能因素與摩擦系數(shù)關(guān)系的 K p 曲線變化平衡 所以對 摩擦系數(shù)的要求可以放寬 因而對制動(dòng)時(shí)摩擦面間為溫度 水的影響敏感度就 低 所以在汽車高速行駛時(shí)均能保證制動(dòng)的穩(wěn)定性和可靠性 盤式制動(dòng)器制動(dòng)時(shí) 汽車減速度與制動(dòng)管路壓力是線性關(guān)系 而鼓式制動(dòng) 器卻是非線性關(guān)系 輸出力矩平衡 而鼓式則平衡性差 制動(dòng)盤的通風(fēng)冷卻較好 帶通風(fēng)孔的制動(dòng)盤的散熱效果尤佳 故熱穩(wěn)定性 好 制動(dòng)時(shí)所需踏板力也較小 車速對踏板力的影響較小 但盤式制動(dòng)器制動(dòng)效能低 兼做駐車制動(dòng)時(shí)需加裝輔助制動(dòng)裝置因而在后 輪上應(yīng)用受到限制 a b c 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 a 固定鉗式 b 浮動(dòng)鉗式 c 擺動(dòng)鉗式 圖 2 6 鉗盤式制動(dòng)器示意圖 1 制動(dòng)盤 2 制動(dòng)鉗體 3 4 制動(dòng)塊總成 5 活塞 6 支架 7 導(dǎo)向銷 圖 2 7 浮鉗盤式制動(dòng)器工作原理示意圖 綜合以上優(yōu)缺點(diǎn)最終確定金杯牌 SY1030BY2S 型輕型載貨汽車采用前盤后鼓 式 并采用浮鉗盤式和領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 2 2 制動(dòng)器主要參數(shù)及其選擇 2 2 1 制動(dòng)器設(shè)計(jì)相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 整車質(zhì)量 空載 1820kg 滿載 3005kg 質(zhì)心高度 空載 hg 0 23m 滿載 hg 0 22m 軸 距 L 3 34m 最高車速 95km h 車輪工作半徑 357mm 369mm 輪 胎 6 50 16 7 00 16 同步附著系數(shù) 0 6 0 軸荷 1315 1690 2 2 2 同步附著系數(shù) 1 當(dāng) 時(shí) 制動(dòng)時(shí)總是前輪先抱死 這是一種穩(wěn)定工況 但喪失了轉(zhuǎn)向能力 0 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 2 當(dāng) 時(shí) 制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死 這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方0 向穩(wěn)定性 3 當(dāng) 時(shí) 制動(dòng)時(shí)汽車前 后輪同時(shí)抱死 是一種穩(wěn)定工況 但也喪失了轉(zhuǎn)0 向能力 分析表明 汽車在同步附著系數(shù)為 的路面上制動(dòng) 前 后車輪同時(shí)抱死 時(shí) 其制動(dòng)減速度為 即 為制動(dòng)強(qiáng)度 而在其他附著系gqdtu0 0q 數(shù) 的路面上制動(dòng)時(shí) 達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)度 這表明只有 q 在 的路面上 地面的附著條件才可以得到充分利用 0 根據(jù)相關(guān)資料查出輕型載貨汽車同步附著系數(shù) 0 5 取 0 6 0 2 2 3 前后軸制動(dòng)力矩分配系數(shù) b 根據(jù)所給定的同步附著系數(shù) 0 由公式 2 L hg02 1 滿載時(shí) 6 034 287 2 2 4 制動(dòng)器最大制動(dòng)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 12gqhLGF 2 2 egerrM 12max2 3 式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù) 0 8 Q 制動(dòng)強(qiáng)度 車輪有效半徑 er 后軸最大制動(dòng)力矩 max2M G 汽車滿載質(zhì)量 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 L 汽車軸距 其中 7 02 68 0 47 1 01 ghq mNrqLGrFMee 34534 69 08 1 352max2 2 3 本章小結(jié) 本章介紹了制動(dòng)器結(jié)構(gòu)方案的確定及盤式 鼓式制動(dòng)器的主要分類 制動(dòng) 器主要參數(shù)及選擇 制動(dòng)力矩分配系數(shù) 同步附著系數(shù)及制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 第 3 章 盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 3 1 盤式制動(dòng)器的主要參數(shù)確定 3 1 1 制動(dòng)盤直徑 D 制動(dòng)盤直徑 D 希望盡量大些 這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑就得以增大 就可以 降低制動(dòng)鉗的夾緊力 降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度 但制動(dòng)盤直徑 D 受輪輞直徑的限制 通常 制動(dòng)盤的直徑 D 選擇為輪輞直徑的 70 79 而總 質(zhì)量大于 2t 的汽車應(yīng)取其上限 本設(shè)計(jì)的盤式制動(dòng)器是輕型載貨汽車盤式制動(dòng)器設(shè)計(jì) 因輪輞直徑為 16 英寸 換算后為 406 4mm 則 D 取 406 4 0 79 321mm 3 1 2 制動(dòng)盤厚度 h 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 10 制動(dòng)盤厚度直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升 為使質(zhì)量不致太大 制動(dòng)盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些 為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫升 制動(dòng)盤厚度又不宜 過小 制動(dòng)盤可以制成實(shí)心的 而為了通風(fēng)散熱 又可在制動(dòng)盤的兩工作面之 間鑄出通風(fēng)孔道 通常 實(shí)心制動(dòng)盤厚度可取為 10mm 20mm 具有通風(fēng)孔道的 制動(dòng)盤的兩工作面之間的尺寸 即制動(dòng)盤的厚度取為 20mm 50mm 但多采用 20mm 30mm 本設(shè)計(jì)采用通風(fēng)制動(dòng)盤 厚度取 20mm 3 1 3 摩擦襯片內(nèi)半徑 與外半徑1R2 推薦摩擦襯塊的外半徑 與內(nèi)半徑 的比值不大于 1 5 若此比值偏大 21R 工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的周圍速度相差較大 則其磨損就不會(huì)均勻 接觸 面積將減小 最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大 初選外徑略小于制動(dòng)盤直徑 故選 100mm 150m 1R2 3 1 4 摩擦襯片工作面積 A 推薦根據(jù)制動(dòng)摩擦襯塊單位面積占有汽車質(zhì)量在 1 6kg cm2 3 5kg cm2范 圍內(nèi)選取 因汽車質(zhì)量為 3005kg 則取一個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯塊的工作面積為 120 cm2 3 2 盤式制動(dòng)器的主要零部件設(shè)計(jì)與計(jì)算 3 2 1 制動(dòng)盤 制動(dòng)盤一般用珠光體灰鑄鐵制成 或者添用 Cr N i等的合金鑄鐵制成 其 結(jié)構(gòu)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 制動(dòng)盤在工作時(shí)不僅承受著制動(dòng)塊作用的法向力和切向力 而且承受著熱 負(fù)荷 為了改善冷卻效果 鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤有的鑄成中間有徑向通風(fēng)槽 的雙層盤 這樣可以大大的增加散熱面積 降低溫升約 20 30 但盤的整體 厚度較厚 重型貨車制動(dòng)盤其厚度在 20mm 22 5mm 之間 而一般不帶通風(fēng)槽的 制動(dòng)盤 其厚度約在 10mm 13mm 之間 制動(dòng)盤的工作表面應(yīng)光潔平整 制造時(shí)應(yīng)嚴(yán)格控制表面的跳動(dòng)量 兩側(cè)表 面的平行度 厚度差 及制動(dòng)盤的不平衡量 本設(shè)計(jì)制動(dòng)盤厚度選為 20mm 3 2 2 制動(dòng)鉗 制動(dòng)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 可做成整體的 也可做成兩半并由螺栓連接 其 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 外緣留有開口 以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊 制動(dòng)鉗應(yīng)有高的 強(qiáng)度和剛度 一般多在鉗體加工中加工出制動(dòng)油缸 也有將單獨(dú)制造的油缸裝 嵌入鉗體中的 鉗盤式制動(dòng)器油缸直徑比鼓式制動(dòng)器中的油缸大的多 轎車鉗 盤式制動(dòng)油缸的直徑最大可達(dá) 68 1mm 單缸 或 45 4mm 雙缸 客車和貨車 可達(dá) 82 5mm 單缸 或 79 4mm 雙缸 為了減少傳給制動(dòng)液的熱量 多將杯 形活塞的開口端頂靠制動(dòng)塊的背板 有的將活塞開口端部切成階梯狀 形成兩 個(gè)相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面 活塞由鑄鋁合金制造或由鋼制造 為了提高其耐磨損性能 活塞的工作表面進(jìn)行鍍鉻處理 當(dāng)制動(dòng)鉗體由鋁合金 制造時(shí) 減少傳給制動(dòng)液的熱量則稱為必須解決的問題 為此 應(yīng)減小活塞與 制動(dòng)塊背板的接觸面積 有時(shí)也可采用非金屬活塞 制動(dòng)鉗在汽車上的安裝位置可在半軸的前方或后方 制動(dòng)鉗位于車軸前可 避免輪胎甩出來的泥 水進(jìn)入制動(dòng)鉗 位于車軸后則可減少制動(dòng)時(shí)輪轂軸承的 合成載荷 本設(shè)計(jì)的制動(dòng)鉗位于車軸前 3 2 3 制動(dòng)塊 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成 兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結(jié)在一起 襯塊多為扇形 也有矩形正方形 正方形或長圓形的 活塞應(yīng)能壓住盡量多的 制動(dòng)塊的面積 以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲 制動(dòng)塊背板由鋼板制成 為 了避免制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的熱量傳給制動(dòng)鉗而引起制動(dòng)液汽化和減小制動(dòng)噪聲 可在 摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘 或噴涂 一層隔熱減震墊 膠 由于單位 壓力大和工作溫度高等原因 摩擦襯塊的磨損較快 因此其厚度較大 據(jù)統(tǒng)計(jì) 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(dòng)器裝有摩擦襯塊磨損達(dá)到極限時(shí)的 報(bào)警裝置 以便能及時(shí)更換摩擦襯塊 本設(shè)計(jì)摩擦塊厚度選為 12mm 3 2 4 摩擦材料 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù) 抗熱衰退性能好 不能在溫度 升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降 材料的耐磨性好 吸水率低 有較高 的耐擠壓和耐沖擊性能 制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?應(yīng)盡量采用少污染和 對人體無害的摩擦材料 目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料 它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié) 劑 調(diào)整摩擦性能的填充劑 由無機(jī)粉粒及橡膠 聚合樹脂等配成 與噪聲消除 劑 主要成分為石墨 等混合后 在高溫下模壓成型的 模壓材料的撓性較差 故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓 其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹脂配料 使 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 12 襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能 另一種是編織材料 它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布 再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成 其撓性好 剪切后可以直接鉚到任何半 徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上 在 100 120 溫度下 它具有較高的摩擦系數(shù) f 0 4 沖擊強(qiáng)度比模壓材料高 4 5 倍 但耐熱性差 在 200 250 以 上即不能承受較 高的單位壓力 磨損加快 因此這種材料僅適用于中型以下汽 車的鼓式制動(dòng)器 尤其是帶式中央制動(dòng)器 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 占質(zhì)量的 60 80 加上石墨 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑 用粉末冶金方法制成 其抗熱衰退和抗水衰退性能好 但造價(jià)高 適用于高性能轎車和行駛條件惡劣 的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車 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(dá) 0 7 設(shè)計(jì)計(jì)算 制動(dòng)器時(shí)一般取 0 3 0 35 選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意 一般說來 摩擦系數(shù)愈 高的材料其耐磨性愈差 本設(shè)計(jì)的摩擦材料的摩擦系數(shù)取 0 3 3 2 5 制動(dòng)輪缸 制動(dòng)輪缸為液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu) 其結(jié)構(gòu)簡單 在車 輪制動(dòng)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 活塞由鋁合金制造 活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊 以支承插入槽中的制 動(dòng)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(nèi)端面處的橡膠皮碗密封 多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞 此盤式制動(dòng)器 用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng) 3 2 6 制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法 制動(dòng)盤與摩擦襯塊之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙 以保證制動(dòng)盤能 自由轉(zhuǎn)動(dòng) 一般說來 盤式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為 0 1mm 0 3mm 單側(cè)為 0 05mm 0 15mm 此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失 因而間隙量應(yīng) 盡量小 另外 制動(dòng)器在工作過程中會(huì)由于摩擦襯片或摩擦襯塊的磨損而使間隙加大 因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu) 本設(shè)計(jì)采用一次調(diào)準(zhǔn)式間隙自調(diào)裝置 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 3 3 盤式制動(dòng)器強(qiáng)度校核 3 3 1 摩擦襯片的磨損特性的計(jì)算 摩擦襯片的磨損 與摩擦副的材質(zhì) 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(guān) 因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的 但試 驗(yàn)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 汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能 動(dòng)能 勢能 的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程 在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中 制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任 務(wù) 此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中 致使制動(dòng)器溫度升高 此 即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷 能量負(fù)荷愈大 則襯塊的磨損愈嚴(yán)重 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價(jià)指標(biāo) 比能量耗散率又稱 為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷 它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量 9 其單位為 W mm 2 雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 3 1 21 tAvmea 1 3 2 12 tvea 2 3 jvt21 3 式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) m a 汽車總質(zhì)量 v 1 v 2 汽車制動(dòng)初速度 與終速度 m s 計(jì)算時(shí)輕型載貨汽車取 v1 95km h j 制動(dòng)減速度 m s 2 計(jì)算時(shí)取 j 0 6g t 制動(dòng)時(shí)間 s A 1 A 2 前 后制動(dòng)器襯塊的摩擦面積 制動(dòng)力分配系數(shù) 在緊急制動(dòng)到 v2 0 時(shí) 并可近似地認(rèn)為 1 則有 3 1 21tAvea 4 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 14 3 1 2 tAvmea 5 將 v2 0 1 m a 3005kg v1 22 2m s A1 120cm2 0 6 代入式 3 3 可求得 t 3 7s 代入式 3 4 則可求得 e1 5 08 W mm 2 6 0W mm 2 輕型貨車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)不大于 6 0W mm 2 比能量耗散率過高 不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片 襯塊 的磨損 而且可能引起制動(dòng)盤的龜裂 經(jīng)校核 A1 120cm2符合要求 3 3 2 盤式制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 如圖 3 1 所示為汽車在水平路面上制動(dòng)時(shí)的受力情況 圖 3 1 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖 根據(jù)圖 3 1 給出的汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力情況 并對后軸車輪的接地點(diǎn)取力矩 得平衡式為 3 ghdtumGLZ 21 6 對前軸車輪的接地點(diǎn)取力矩 得平衡式為 3 ghdtuLZ 12 7 式中 Z 1 汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對前軸車輪的法向反力 N Z 2 汽車制動(dòng)時(shí)水 平地面對后軸車輪的法向反力 N L 汽車軸距 mm L 1 汽車質(zhì)心離前軸距 離 mm L 2 汽車質(zhì)心離后軸距離 mm 汽車質(zhì)心高度 mm G gh 汽車所受重力 N m 汽車質(zhì)量 汽車制動(dòng)減速度 m s 2 dtu 若在附著系數(shù)為 的路面上制動(dòng) 前 后輪均抱死 此時(shí)汽車總的地面制動(dòng)力 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 于汽車前 后軸車輪的總的附著力 21BBF 21 F 3 dtumGFB 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(dá)式 3 LhZg 21 9 3 Gg 2 10 3 qdtugFBB 21 11 式中 q 制動(dòng)強(qiáng)度 FB1 FB2 前后軸車輪的地面制動(dòng)力 前后軸車輪的附著力為 3 ggBqhLGhL 221 12 3 222 ggBqhhFG 13 由式 4 12 式 4 13 可求得在任何附著系數(shù) 的路面上 前 后輪同 時(shí)抱死即前 后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件為 3 14 GFff 21 3 15 12gfhL 式中 Ff1 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力 Ff1 FB1 Z 1 3 16 Ff2 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力 Ff2 FB2 Z 2 3 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 16 17 FB1 前軸車輪的地面制動(dòng)力 F B2 前軸車輪的地面制動(dòng)力 Z1 Z 2 地面對前 后軸車輪的法向反力 G 汽車重力 L 1 L 2 汽車質(zhì)心離前 后軸的距離 h g 汽車質(zhì)心高度 本設(shè)計(jì)為輕型載貨汽車 滿載質(zhì)量為 3005 0 6 L 3340 L1 1470mm L 2 1870mm h g 220mm 根據(jù)式 3 9 3 10 可得 Z1 17652N Z 2 15324N 由式 3 12 3 13 可求得 F 1 1069N F 2 666N 最大制動(dòng)力矩是汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的 這時(shí)制動(dòng)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(shí)被充分利用或前 后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為 通常 此比值 轎車約為 1 3 1 6 經(jīng)校核 符合要求 47 21 ZFf 前軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為 3 egref rqhLGZT 21max 18 式中 re 車輪有效半徑 本設(shè)計(jì)為輕型載貨汽車 輪胎型號為 6 50 16 則有 效半徑 re 357mm 根據(jù)式 3 13 可得 T f1max 350N m 一個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為按上式計(jì)算所得結(jié)果的半值 3 3 3 盤式制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 對于常見的扇形摩擦襯塊 如果其徑向尺寸不大 取作用半徑 R 為平均半 徑 Rm 或有效半徑 Re 已足夠精確 如圖 3 2 所示 平均半徑為 3 19 1Rm 式中 R 1 R 2 扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 圖 3 2 鉗盤式制動(dòng)器的作用半徑計(jì)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(dòng)盤中心的力矩為 Rd 式中 q 為襯塊與制動(dòng)盤之間的單位面積上的壓力 則單側(cè)制動(dòng)塊作 dRfq 用于制動(dòng)盤上的制動(dòng)力矩為 3 32231211 RfqdRfqT 20 單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤的總摩擦力為 3 2121fqfdfNR 21 得有效半徑為 3 22 21 1 342223 RRfNTRe 令 則有 m21 3 meRR 1 342 23 因 故 當(dāng) 但當(dāng)12 Rm 41 2 me 21 1meR m 過小 即扇形的徑向?qū)挾冗^大 襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差 太大 磨損將不均勻 因而單位壓力分布將不均勻 則上述計(jì)算方法失效 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 18 根據(jù)摩擦襯塊的外半徑 R1 與內(nèi)半徑 R2 的比值不大于 1 5 則取 R1 100R2 150 可得作用半徑 R 125 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡圖如圖 3 3 所示 圖 3 3 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡圖 今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好 且各處的單位壓力分布均勻 則盤 式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 3 24 fNRTf2 式中 f 摩擦系數(shù) N 單側(cè)制動(dòng)塊對制動(dòng)盤的壓緊力 見圖 3 3 R 作用 半徑 取 f 0 3 由 可得 N 12053 49N Tf 846 15 N m fTff2max1 3 4 本章小結(jié) 本章主要是盤式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定及設(shè)計(jì)盤式制動(dòng)器的主要原件 1 制動(dòng)鉗 2 制動(dòng)塊 3 摩擦材料 4 制動(dòng)輪缸 5 制動(dòng)器間隙調(diào)整方法 對摩擦 襯片的磨損特性 盤式制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 制動(dòng)力矩進(jìn)行分析計(jì)算 通過對 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 使我掌握了盤式制動(dòng)器的主要原件的計(jì)算過程以及分 析方法 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 第 4 章 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 4 1 鼓式制動(dòng)器的主要參數(shù)確定 4 1 1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 1 結(jié)構(gòu)參數(shù) 1 制動(dòng)鼓直徑 D 輪胎規(guī)格為 7 00 16 Dr 2 54 16 406 4mm 根據(jù)商用車 D Dr 0 70 0 83 之間 故取 0 8 D Dr 0 8 325 12mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 20 2 制動(dòng)蹄摩擦襯片的包角 和寬度 b 摩擦襯片的包角 在 范圍內(nèi)選取 1209 取 10 根據(jù)單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積 取 250 400A 2cm 初選 A 300 2cm 其中 為弧度 RAb R D 2 325 12 2 162 56mm mb106 8 1056 2 3 3 摩擦襯片初始角 的選取 根據(jù) 40 2 90 4 張開力 P 作用線至制動(dòng)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(dòng)蹄支撐銷中心的坐標(biāo)位置 k 與 c 根據(jù) c 0 8R 得 c 0 8 162 56 130 048mm 取 130mm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 2 摩擦片的摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時(shí) 不僅希望其摩擦系數(shù)要高些 而且還要求其熱穩(wěn)定行好 受溫度和壓力的影響小 不宜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(dòng)器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求 在假設(shè) 的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩 取 f 0 3 可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值 另 外 在選擇摩擦材料時(shí) 應(yīng)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 鼓式制動(dòng)器的主要零部件設(shè)計(jì)與計(jì)算 4 2 1 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量 制動(dòng)時(shí)溫升不應(yīng)超過極限值 制動(dòng)鼓材料應(yīng)與摩擦襯片相匹配 以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損 均勻 制動(dòng)鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位 并在兩者裝配緊固后精加 工制動(dòng)鼓內(nèi)工作表面 以保證兩者的軸線重合 兩者裝配后還需進(jìn)行動(dòng)平衡 其許用不平衡度對轎車為 15N cm 20 N cm 對貨車和客車為 30N cm 40 N cm 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強(qiáng)度方面考慮 壁厚取大些也有利于增大 其熱容量 但試驗(yàn)表明 壁厚由 11 mm 增至 20 mm 時(shí) 摩擦表面的平均最高 溫度變化并不大 一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚 轎車為 7mm 12mm 中 重型載貨 汽車為 13mm 18mm 制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)外緣可開小孔 用于檢查制動(dòng)器間隙 本次設(shè)計(jì)采用的材料是灰鑄鐵 HT200 4 2 2 制動(dòng)蹄 制動(dòng)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 襯片可鉚接或粘貼在制動(dòng)蹄上 粘貼的允許其磨損厚度較大 使用壽命增長 但不易更換襯片 鉚接的噪聲較小 本次制動(dòng)蹄采用的材料為 KTH370 12 4 2 3 制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體 應(yīng)保證各安裝零件相互 間的正確位置 制功底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩 因此它應(yīng)有足夠 的剛度 為此 由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板均只有凹凸起伏的形狀 重型汽車 則采用可聯(lián)鑄鐵 KTH370 12 的制動(dòng)底板 剛度不足會(huì)使制動(dòng)力矩減小 踏板行 程加大 襯片磨損也不均勻 本次設(shè)計(jì)采用可聯(lián)鑄鐵 KTH370 12 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 22 4 2 4 制動(dòng)蹄的支承 二自由度制動(dòng)篩的支承 結(jié)構(gòu)簡單 并能使制動(dòng)蹄相對制動(dòng)鼓自行定位 為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸 心 應(yīng)使支承位置可調(diào) 例如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(dòng)蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損 長支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置 避免側(cè)向偏擺 有時(shí)在 制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置 使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板 而在輪缸活塞頂塊 上或在張開機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入 以保持制動(dòng)蹄的 正確位置 4 2 5 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩與張開力 計(jì)算鼓式制動(dòng)器 必須查明蹄壓緊到制動(dòng)鼓上的力與產(chǎn)生制動(dòng)力矩之間的 關(guān)系 為計(jì)算有一個(gè)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(nèi) 面積為 bRda 其中 b 為摩擦襯片寬度 單元面積 bRda R 為制動(dòng)鼓半徑 制動(dòng)鼓作用在微元面積上的法向力為 4 adbRqdaNsinmx 1 而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為 4 adfbqfdTf sin2max 2 從 到 區(qū)段積分上式得到 a 4 cos 2max fbRqTf 3 法向壓力均勻分布時(shí) 有 4 bdaqNp 2 fbqTpf 4 由 4 3 4 4 可求出不均勻系數(shù) 4 cos 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 5 由 4 3 4 4 給出的是由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法 在實(shí)際計(jì)算中也可 以采用由張開力 P 計(jì)算制動(dòng)力矩 的方法 且更為方便fT 圖 4 1 計(jì)算制動(dòng)力矩簡圖 圖 4 2 計(jì)算張開力簡圖 增式蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩 可表達(dá)如下 Tf 4 1 fNfT 6 式中 摩擦系數(shù)f 單元法向的合力1N 摩擦力的 的作用半徑 1f 若已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)及法向壓力的大小便可計(jì)算出蹄的制動(dòng)力矩 如圖 4 1 所示為了計(jì)算 與張開力 的關(guān)系式 寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式 11P 4 0 sin cocos1101 NSx 7 4 8 11faPx 式中 支承反力在 軸上的投影 xS11 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 24 軸與 的作用線之間的夾角 1x 1N 4 cach os 9 聯(lián)立 4 6 4 7 式得到 4 111 sin co ffhPN 10 將式 4 10 帶入式 4 6 中得到領(lǐng)蹄的制動(dòng)力矩為 4 11 1111 sin co BPffhTf 對于從蹄可得類此的表達(dá)式 4 2222 sin co ffhPf 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21 軸和 軸上的分量 和 的合力 根據(jù)公式 4 1 有1XYxdy 4 4 2sin i2 sinsinmax2 ma bRqdbRqdNx 12 式中 4 4 2cos cosincos max max bRqdbRqdx 13 所以 4 2sin i2co arctn arctn yxN 14 式中 摩擦襯片起始角 題目取 則 10 40 10a 3 0 130 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 2 7 60sin 132sin 1802co coartn arctn 1 yxN 根據(jù) 4 3 4 6 得 則有yxN 那么221 sin i cos 2 co 4 R m3 182 60ii745 1 60 35 121 根據(jù) 和 其中111 sin co ffhB 222 sin co ffhB 3 0f ma30 0 ma6013 2 71 因此 ffchB 7 153 82 0 7sin3 027 cos136 sin o 111 由于領(lǐng)蹄與從蹄對稱布置 所以 得出1 7 83 12 0 7sin3 027 cos36 sin co 222 ffh 對具有兩蹄的制動(dòng)器來說 其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和即 4 2121BPTfff 15 對凸輪張開機(jī)構(gòu) 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 15 0BTPf 25 0BTPf 知道了制動(dòng)力矩與張開力的關(guān)系 計(jì)算鼓上的制動(dòng)力矩 在汽車設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足 最大制動(dòng)力 為附著力 根據(jù)公式 Fmax GF 式中 地面附著系數(shù) 干水泥混凝土路面 8 0 汽車重力 NG29435 N23597 0294 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 26 根據(jù)前后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù) 4 16 5 160 12 F 聯(lián)立 4 16 得 NF2359 N4 31 NF6 923 單個(gè)后輪制動(dòng)器制動(dòng)力 單個(gè)后輪制動(dòng)力矩為 8 72 94 2 4 rFT 17 式中 為車輪滾動(dòng)半徑r 由于 SY1030BY2S 型選用的輪胎型號是 7 00 16 子午線普通花紋輪胎 滾動(dòng)半 徑 即輪胎在額定載荷時(shí)滾動(dòng)半徑 mr369 根據(jù)公式 4 17 單個(gè)后輪制動(dòng)力矩 計(jì)算張開力得mNFTr 173968 47 2 BP5 0 1 NTp10487 39 2 計(jì)算鼓式制動(dòng)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 0 sin co 11 fRf 如果式中 不會(huì)自鎖因?yàn)?i cof 3 0 f 所以滿足條件不自鎖 由 4 79 2 sin3 82sin 1co1 3 和 4 10 式可計(jì)算出領(lǐng)蹄表面最大壓力為 1121max sin co s co ffbRhPq 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 27 3 182 0 7sin3 027 cos13 0cos3 56 120 869 kpamN 4 2 6 制動(dòng)器因數(shù)與制動(dòng)蹄因數(shù)的分析計(jì)算 1 領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù) 鼓式制動(dòng)器的簡化圖 如圖 4 3 h R b c 鼓 式 制 動(dòng) 器 簡 化 受 力 圖 p 圖 4 3 鼓式制動(dòng)器簡化受力圖 根據(jù)公式 其中 h b 260 130 2 通過查制動(dòng)因數(shù)與摩擦系數(shù) 1 bcfhBFT 關(guān)系曲線可 因此可計(jì)算出85 01T 98 0 2 從蹄的制動(dòng)因數(shù) 根據(jù)公式 得出 1 2bcfhBFT 4 0 67 13 2 BFT 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 28 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質(zhì) 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(guān) 因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的 但試驗(yàn) 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 汽車的制動(dòng)過程 是將其機(jī)械能 動(dòng)能 勢能 的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌?過程 在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中 制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng) 力的任務(wù) 此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)制動(dòng)摩擦產(chǎn)生的熱量來不及逸散到大氣中 致 使制動(dòng)器溫度升高 此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷 能量負(fù)荷愈大 則摩擦襯片 襯塊 的磨損亦愈嚴(yán)重 雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 4 1 21 tAvmea 18 4 2 12 tvea 19 式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) 緊急制動(dòng)時(shí) 02 v1 汽車總質(zhì)量am 汽車制動(dòng)初速度與終速度 計(jì)算時(shí)貨車取 22 2m s1v2 sm 制動(dòng)時(shí)間 單位 按下式計(jì)算單位 t s sjvt7 3621 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 制動(dòng)減速度 j 2 sm2 610 6 0smgj 后制動(dòng)器襯片的摩擦面積 質(zhì)量在 2 5 3 5t 貨車摩擦襯片面積在2A 故取 405 c 223A 制動(dòng)力分配系數(shù) 22212 3 1 60 37 05 mwtAvmea 輕型載貨汽車鼓式制動(dòng)器的比能量消耗率不大于 故符合要求 2 8 磨損特性也可以用襯片在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯 片面積的磨損功 fL 4 2maxff LAvL 20 式中 汽車總質(zhì)量 am 汽車最高車速 xv 車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片的總摩擦面積 A 許用比摩擦功 對于客車和貨車取 600J cm 900 J cm fL 滿足要求 4 863042522max ff LcmJAv 4 2 7 駐車制動(dòng)計(jì)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(shí)的后 軸車輪的附著力為 同樣 sinco sinco 112 gaga hLhLGZ 可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為 2mZ 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 30 圖 4 4 汽車在坡路上停駐受力簡圖 根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動(dòng)的制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡和 下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角 4 sin sico 1gmhLgmaga 21 球得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡傾角為 4 ghL 1arctn 22 故滿載時(shí) 3 20 8034 71arctnarctn1ghL 5 rtrt 1g 空載時(shí) 4 203 84 3710arctnarctn1ghL rtrt 1g 一般要求各類汽車的最大駐車坡度不應(yīng)小于 16 20 汽車列車的最大停駐坡度 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 31 約為 12 左右 由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定 汽車滿