santana2000轎車制動器設計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 目 錄 摘 要 . Abstact . 第 1 章 緒 論 . 1 1.1 汽車制動器的研究的目的和意義 . 1 1.2 國內外研 究現狀 . 1 1.3 對汽車制動器的研究主要內容和設計要求 . 3 1.4 設計目標 . 4 第 2 章 制動器總體方案的確定 . 5 2.1 制動器的分類以及其作用 . 5 2.2 制動器的主要參數的確 定及計算 . 6 2.2.1 制動力與制動力分配系數 . 6 2.2.2 同步附著系數 . 6 2.2.3 制動器最大制動力矩 . 7 2.2.4 制動器因數 . 8 2.3 本章小結 . 10 第 3 章 鼓式制動器的結構型式及選擇 . 11 3.1 鼓式制動器的分類 . 11 3.1.1 領從蹄式制動器 . 11 3.1.2 雙領蹄式制動器 . 12 3.1.3 雙向雙領蹄式制動器 . 13 3.1.4 單向增力式制動器 . 14 3.1.5 雙向增力式制動器 . 14 3.2 鼓式制動器的結構參數和摩擦系數 . 15 3.3 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律 . 16 3.4 制動蹄片上的制動力矩 . 17 3.5 摩擦襯塊的磨損特性計算 . 18 3.6 制動蹄 . 21 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 3.7 制動底板 . 21 3.8 制動鼓 . 21 3.9 制動輪缸 . 23 3.10 駐車制動計算 . 23 3.11 本章小結 . 24 第 4 章 盤式制動器的設計與計算 . 25 4.1 盤式制動器主要參數的確定 . 25 4.2 摩擦襯塊的磨損特性計算 . 25 4.3 盤式制動器制動力矩的計算 . 27 4.4 制動盤 . 29 4.5 制動塊 . 29 4.6 摩擦材料 . 29 4.7 制動器間隙的調整方法及響應機構 . 29 4.8 本章小結 . 30 結 論 . 31 參考文獻 . 32 致 謝 . 33 附錄 1 英文參考資料 . 34 附錄 2 譯文 . 36 摘 要 汽車發(fā)展至今所用制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。 盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓式剎車 ,制動效能的恒定性好 ,鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少 ,成本較低 ,便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器 ,所以普遍用于后輪驅動的卡車上，但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統，使其造價較高，故輕型車一般還是使用前盤后鼓式。因為本次設計為轎車的設計，故采用前盤后下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 鼓式。 本說明書主要設計了 santana2000轎車制動器。首先介紹了汽車制動系統的發(fā)展、結構、分類，并通過對鼓式制動器和盤式制動器的結構及優(yōu)缺點進行分析。最 終確定方案 采用前盤后鼓式制動器。除此之外，還對 前后制動器及主要部件的參數進行了選擇和計算。同時也對 santana2000 后輪鼓式中的駐車制動器進行了參數的選擇和計算。 關鍵詞： 制動；鼓式制動器；盤式制動器；制動盤；制動鼓 ABSTRACT Car development has been the brakes are almost friction type, can be divided into two categories: drum and disc. The main advantage of the disc brake is on the braking can quickly braking, cooling effect is better than that of drum brake, braking performance of constant qualitative good, drum brakes, the main advantage is the brake shoe piece of wear less, low cost, convenient in maintenance, because of drum brake system of absolute power far higher than disc brakes, so commonly used to rear wheel drive the truck on but because 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 in order to improve its efficiency and must be put on the brake braking force system, make the increased cost is higher, so general or use QianPan units HouGu type. Because the design for the design of the car is adopted, QianPan HouGu type. This manual mainly designed santana2000 cars brake. First this paper reviewed the automobile braking system development, structure, classification, and through to the drum brake disc brake and the structure of the advantages and disadvantages and analyzed. Final QianPan scheme adopts the HouGu type brake. In addition, the brakes and before and after the parameters of the main parts of the selection and calculation. At the same time santana2000 rear wheels of the car brake drum in the parameter selection and calculation. Keywords: Brake； Drum brake； Disc brakes； Brake disc； Brake drum 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 1 章 緒 論 1.1 汽車制動器的研究的目的和意義 汽車制動器是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定以及使已停止的汽車停在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構，汽車制動器直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，停車可靠，汽車制動器的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好，制動器工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮其性能。 應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用其機械力源（ 如強力壓縮彈簧）實現汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備的，因為普通的手力駐車制動器也可以起到應計制動的作 用。 1.2 國內外研究現狀 目前，汽車所用都制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。 盤式制動器：盤式制動器主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 式剎車 ,制動效能的恒定性好 ,便于安裝像 ABS 那樣的高級電子設備。 在轎車、微型車、輕卡、 SUV 及皮卡方面：在從經濟與實用的角度出發(fā)，一般采用了混合的制動形式 ，即前車輪盤式制動，后車輪鼓式制動。因轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的 70% 80%，所以前輪制動力要比后輪大。生產廠家為了節(jié)省成本，就采用了前輪盤式制動，后輪鼓式制動的混合匹配方式。采用前盤后鼓式混合制動器，這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為汽車在緊急制動時，軸荷前移，對前輪制動性能的要求比較高，這類前制動器主要以液壓盤式制動器為主流，采用液壓油作傳輸介質，以液壓總泵為動力源，后制動器以液壓式雙泵雙作用缸制動蹄匹配。目前大部分轎車 (中檔類如夏利、吉利、神龍富康捷達 )、微 型車（長安之星、昌河、豐田海獅、天津華利、江鈴全順）、高端輕卡（東風小霸王、江鈴、瑞風、南京依維柯）、 SUV 及皮卡（湖南長豐、江鈴皮卡）等采用前盤后鼓式混合制動器。 2004 年我國共產此類車計 110 萬輛以上。但隨著高速公路等級的提高，乘車檔次的上升，特別上國家安全法規(guī)的強制實施，前后輪都用盤式制動器是趨勢。 在大型客車方面：氣壓盤式制動器產品技術先進性明顯，可靠性總體良好，具有創(chuàng)新性和技術標準的集成性。歐美國家自上世紀 90 年代初開始將盤式制動器用于大型公交車。至 2000 年，盤式制動器（前后制動均為盤式）已經成 為歐美國家城市公交車的標準配置。我國從 1997 年開始在大客車和載重車上推廣盤式制動器及 ABS 防抱死系統，因進口產品價格太高，主要用于高端產品。 2004 年 7 月 1 日交通部強制在 7-12 米高型客車上 “必須”配備后，國產盤式制動器得以大行其道。北京公交電車公司、上海公交、武漢公交、長沙公交、深圳公交、廣州公交等公司，都在使用為大客車匹配的氣壓盤式制動器。生產廠家主要有：宇通公司 2004年產 20000 多輛客車，其中使用盤式制動器的客車已占一半多；宇通公司自制底盤部份是由二汽在 EQ153 前后橋基礎升級更改的， 每年有 10000 多套。二汽東風車橋用 EQ153 前后橋改型匹配氣壓盤式制動器的前后橋總成約占 6000 套以上，是宇通公司最大的氣壓盤式制動器橋供應商。宇通公司每年需在一汽采客車底盤 3000 多臺，一汽客底 2004 年供了 2000 多臺，其中帶盤式制動器占一半以上。如一汽客底采用 4E前轉向系統配置氣壓盤式制動器前橋、 11噸 420 后橋裝在 6100（ 10 米）豪華客車上； 7 噸盤式前橋與 13 噸 435 后橋配裝在 6120（ 12 米）豪華客車上等，都是宇通公司市場前景較好，利潤附加值很高的車型。江蘇金龍客車的 7-9 米高型客車客車采 用湖橋供帶盤式制動器的車橋 2004 年在 5500 臺左右。廈門金龍客車10-12 米高型客車以上客車、丹東黃?？蛙?10-12米高型客車、安徽凱斯鮑爾下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 等等國內知名的大型廠家均已在批量生產帶盤式制動器的高檔客車。 重型汽車方面：作為重型汽車行業(yè)應用型新技術，氣壓盤式制動器的已經屬成熟產品，目前具有廣泛應用的前景。 2004 年 3 月紅巖公司率先在國內重卡行業(yè)中完成了對氣壓盤式制動器總成的開發(fā)。 2005 年元月份中國重汽卡車事業(yè)部在提升和改進卡車底盤的過程中，在橋箱事業(yè)部配合下壓盤式制動器在重汽斯太爾卡車前橋上的成功“嫁接 ”，解決了令整車廠及用戶困擾已久的傳統鼓式制動器制動嘯叫、頻繁制動時制動蹄片易磨損、雨天制動效能降低等一系列問題。氣壓盤式制動器首次在斯太爾卡車前橋上的應用，也為今后開發(fā)重汽高速卡車提供了經驗和技術儲備。與此同時陜西重汽、北汽福田、一汽解放、東風公司、江淮汽車等國內大型汽車廠均完成了盤式制動器在重型汽車方面的前期型試試驗及技術貯備工作，盤式制動器在某些方面可以說成為未來重卡制動系統匹配發(fā)展的新趨勢 15。 綜合以上各項，參照所給參數以現代汽車上實際采用的型式，確定設計的浮動鉗盤式制動器在市場是有很大的開發(fā) 前景的。 鼓式制動器：鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少 ,成本較低 ,便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器 ,所以普遍用于后輪驅動的卡車上 . 鼓式制動器根據其結構都不同，又分為：雙向自增力蹄式制動器、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器、雙從蹄式制動器 。 對于制動效能而言，最低是盤式制動器；但制動效能穩(wěn)定性卻是盤式制動器最高。也正是因為這個原因，盤式制動器被普遍使用。但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統，使其造價較高，而 Santana2000 作為乘用轎車他的安全性、舒適性、穩(wěn)定性都要有 所考慮而又因為它要批量生產所以要有較好的經濟性，所以 santana2000 采用前盤后鼓式制動器 1 。 現代汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求更嚴格，因此在中、高級轎車和部分輕型商用車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。 隨著電子技術的飛速發(fā)展，汽車防抱死制動系統在技術上已經成熟，開始在汽車上普及。它是基于汽車輪胎與路面兼得附著特性而開發(fā)的高技術制動系統。它能有效的防止汽車在應急制動時由于車輪抱死使汽車失去方向穩(wěn)定性而出現側滑或失 去轉向能力的危險，并縮短制動距離，從而提高了汽車高速行駛的安全性。 1.3 對汽車制動器的研究主要內容和設計要求 本設計研究的主要內容：設計完成汽車制動系統，包括制動系統的類型選擇、總下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 體布置形式，制動系統各零部件的結構設計和性能分析。 設計要求： （ 1）各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家要求、法規(guī)制定的有關要求外，也要考慮到我的制動系統應符合現在國內汽車市場的低成本和高性能的要求。 （ 2）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速 器和制動距離兩項指標來評定的。制動距離直接影響著汽車的行駛安全性 2。 （ 3）工作可靠。 （ 4）制動效能熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間的頻繁重復制動，尤其使下長坡時的連續(xù)制動，均會引起制動器的溫升過快，溫度過高。提高摩擦材料的高溫摩擦穩(wěn)定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。 （ 5）制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用而使摩擦副的摩擦系數急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現象。一般規(guī)定在出水后反復制動 515 次，即應恢復其制動效能。良 好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。另外也應防止泥沙等進入制動器摩擦副工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。 （ 6）制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車均不應失去操縱性和方向穩(wěn)定性。通過 ABS 來調節(jié)前后輪的制動油壓來實現。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當的比例，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一車軸上的左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；當后輪抱死而側滑甩尾時，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過 15%時，會在制動時發(fā)生汽 車跑偏 2。 （ 7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人 機工程學要求，即操作儀方便性好，操縱輕便、舒適，減少疲勞。 （ 8）制動系的機件應使用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。 （ 9）制動時不應產生振動和噪聲。 （ 10）與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。 （ 11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中應有必要的安全裝置，在行駛中掛車一旦脫掛，亦應有 安全裝置驅使駐車制動將其停駐。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 （ 12）能 全天候使用。氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現象；氣溫低時，氣制動管路不應出現結冰現象。 （ 13） 作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間。 1.4 設計目標 Santana2000 作為乘用車，最重要的就是其制動時的安全性，其次就是其舒適性、穩(wěn)定性。本制動器的設計的目的就是達到上述目標。讓制動距盡量短的情況下不感覺到顛簸，盡量做到穩(wěn)定。 第 2 章 制動器總體方案的確定 2.1 制動器的分類以及其作用 制動系統按功用分為行車制動系統、駐車制動系統、應急制動系統和輔助制動系統。汽車制動系至少應有前兩套制動系統，而重型汽車或者經常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動系統及輔助制動系統。 行車制動器用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當的穩(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 駐車制動器已停駛的汽車駐留在原地不動的一套裝置。應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產生故障。 應急制動系統也叫第二制動系統，是在用于行車制動系統發(fā)生意外故障 而失效時，保證汽車仍能實現減速或停車的一套裝置。應急系統也不是每車必備的，因為普通的手力駐車裝置也可起到應急制動的作用。 輔助制動系統通常安裝在常行駛于山區(qū)的汽車上，利用發(fā)動機排氣或者電渦流制動等的輔助制動裝置，可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持車速，并減輕或下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 解除行車制動器的負荷。 按制動系統的制動能源分類 （ 1） 人力制動系統 以駕駛員的肌體作為惟一制動能源的制動系統。 （ 2） 動力制動系統 完全靠由發(fā)動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的制動系統。 （ 3） 伺服制動系統 兼用人力和發(fā)動機進行制動的制動系統。 人力目前仍是國內中低檔車最為適合的制動能源，它符合了降低成本同時又有可靠的性能保證。所以我選擇人力為我的制動系統的能源。 按照能量的傳輸方式，制動系統又可分為機械式、液壓式、氣壓式和電磁式。在行車制動系統上我選用液壓式，反應迅速，性能好。而在駐車制動系統上我選用機械式，性能穩(wěn)定，故障少。 通過以上的分析，本次設計主要圍繞行車制動系統和駐車制動系統來設計，而應急系統為了節(jié)省成本就利用現有的駐車系統來代替。本次設計的汽車使用范圍是在城市內行駛，而且只屬于制動器的設計，所以不設計輔助制動系統。 2.2 制動器的主要參數的確定及計算 經過預先在網上對 santana2000 轎車的查詢，對轎車的基本數據有了大概的了解然后由指導老師的給定和本人的一些意見最終定了以下數據； 表 2.1 制動系統整車參數 整車質量 空載 滿載 1550kg 2000kg 質心位置 a b 1.35m 1.25m 質心高度 空載 滿載 軸 距 0.95m 0.85m 2.6m 其 他 最高車速 車輪工作半徑 輪 胎 同步附著系數 160km/h 370mm 195/60R14 85H 0 =0.6 而對汽車制動性能有重要影響的制動系參數有：制動力及其分配系數、同步附著系數、制動器最大制動力矩與制動器因數等。 2.2.1 制動力與制動力分配系數 根據公式：LhL g02 （ 2.1） 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 得： 67.06.2 85.06.025.1 2.2.2 同步附著系數 同步附著系數是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定的。它是制動器動力分配系數為 的汽車的實際前、后制動 器制動力分配線，簡稱 線，與汽車理想的前、后制動器動力分配曲線 I 線的交點。對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數0的路面上，汽車前、后車輪才會同時抱死，當汽車在不同 植的路面上制動時，可能出現以下 3種情況。 （ 1）當0時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，單失去轉向能力。 （ 2）當0時：制動時總是后輪先抱死，這時容易 發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性。 （ 3）當0時：制動時前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力 2。 現代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因此汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會發(fā)生調頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況十分嚴重，所以現在各類汽車的0值都均有增大趨勢。轎車0 0.6；貨車0 0.5。 20gLLh （ 2.2） 故取 0 0.62.2.3 制動器最大制動力矩 應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性 。 雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后車輪同時抱死的制動力之比。通常上式的比值為轎車 1.3 到 1.6，貨車為 0.5 到 0.75。因此可知前后制動器比值符合要求最大制動力矩是在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成正比。 由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩。計算公式如下： eg rqhLLGM )( 1m a x2 （ 2.3） 式中： 該車所能遇到的最大附著系數； q 制動強度； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 er 車輪有效半徑； max2M 后軸最大制動力矩； G 汽車滿載質量； L 汽車軸距； ghaaq )( 0 =85.0)6.07.0(35.1 7.035.1 66.0 故后軸 max2M= 3707.0)85.066.035.1(6.220000 Nmm61057.1 后輪的制動力矩為 N m m66 107 8 5.02/1057.1 前軸 m axm ax1 flTM max21 fT 61057.1)67.01( 67.0 Nmm6102.3 前輪的制動力矩為 N m m66 106.12/102.3 2.2.4 制動器因數 制動器因數定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 fTBFPR（ 2.4） 式中：fT 制動器的摩擦力矩； R 制動盤或制動鼓的作用半徑； P 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力的平均值輸入力。 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為 P，即制動盤在其兩側的作用半徑上所受的摩擦力為 2f P ,此處 f 為盤與制動襯塊餓摩擦系數，于鉗盤式制動器的制動器因數為 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 fPfPBF 22 （ 2.5） 對于全盤式制動器，則為 nfBF 2 式中： f 摩擦系數； n 旋轉制動盤數目。 f 取 5.0 得 15.02 BF 對于鼓式制動器，若作用兩蹄的張開力分別為12,PP，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩 TTf1 和 T Tf2，則兩蹄的效能因素即制動蹄因 素分別為 111222TfTTfTTBFPRTBFPR 整個鼓式制動器的制動器因數則為 1121212120 .5 ( )2 ( )()T f T fT f T fTBFPRTTP P RTTP P R當12P P P時，則有 12TTB F B F B F蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確的分析、計算才能確定。假設在張力 P的作用下，制動蹄的摩擦襯片與鼓 之間作用力的合力 N的B 點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為 Nf ， f 為摩擦系數。a,b,c,h,R 及 為結構尺寸。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 圖 2.1 鼓式制動器受力簡圖 對領題繞支點 A的力矩平衡方程，即 0P h N f c N b （ 2.6） 由上式得到領蹄的制動蹄因數為 11TN f h fBFcPb fb（ 2.7） 代入參數得：1TBF=0.79 當制動鼓逆轉時，上述制動蹄則又成為從蹄，這時摩擦力 Nf 的方向相反，用上述分析方法，同樣可得出從蹄繞支點 A 的力矩平衡方程，即 0P h N f c N b （ 2.8） 由上式得從蹄的制動蹄因數為 21TN f h fBFcPb fb （ 2.9） 代入參數得：2TBF=0.48 2.3 本章小結 本章先選定了要設計的制動系統的類型。然后確定了本設計的汽車的技術參數，通過這些參數，計算出了要設計的制動系統的制動力、制動力分配系數、同步附著系數、制動器最大制動力矩、制動器因數等重要參數。這些參數是保證該制動系統正常工作的前提。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 3 章 鼓式制動器的結構型式及選擇 3.1 鼓式制動器的分類 鼓式制動器的結構型式有多種，其主要結構型式如圖 3-15所示，并分述如下。 圖 3.1 制動器結構圖 鼓式制動器的簡圖如圖 3.2 所示 。 不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有： 蹄片固定支點的數量和位置不同。 張開裝置的形式與數量不同。 制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。 因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使制動效能不一樣 3.1.1 領從蹄式制動器 如圖（ a），（ b）所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向（制動鼓正向旋轉），則蹄 1為領蹄，蹄 2 為從蹄。汽車倒車時制動 鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。由圖（ a），（ b）可見：領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鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用。 圖 3.2 領從蹄結構圖 圖 3.3 領從蹄結構圖 對于兩蹄的張開力 P1=P2=P的領從蹄式制動器結構，如圖（ b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力應相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不相等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂軸承承受。制動時這種兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器又稱為非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承產生附加的徑向載荷，而且領蹄的摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，故磨損較從蹄的嚴重。 對于如圖（ a）所示具有定心 凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，在制動時，凸輪機構保證了兩蹄的位移相等。因此，作用與兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩應分別相等；而作用于兩蹄的張開力 P1與 P2則不相等；且必然有 P1/P21 或 P1P2。由于兩蹄的法向反力 N1=N2 在制動鼓正、反兩個方向旋轉并制動時均成立，因此這種結構的特性的，實際上也是平衡式的。其缺點是驅動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為 0.6 0.8。由于凸輪需要用氣壓驅動，因此，這種結構僅用在總質量等于或大于10t 的貨車和客車上。 3.1.2 雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制 動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，故它又可稱為單向雙領蹄式制動器。如圖（ c）所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 圖 3.4 雙領蹄結構圖 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大大下降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而 倒車時則相反。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難以附加駐車制動驅動機構。 3.1.3 雙向雙領蹄式制動器 雙向雙領蹄式制動器的結構特點是兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的兩輪缸張開蹄片。 圖 3.4 雙向領蹄結構圖 無論是前進或者是倒退制動，這種制動器的兩塊蹄片始終為領蹄，所以制動效能相當高，而且不變。由于制動器內設有兩個輪缸，所以適用于雙回路驅動機構。當一套管路失效后，制動器轉變?yōu)轭I從蹄式制動器。除此之外，雙向雙領蹄式制動器的兩下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 蹄片上單位壓力相等，因而磨損程度相近，壽命相等。雙向雙領蹄式制動器 因有兩個輪缸，故結構上復雜，且蹄片與制動鼓之間的間隙調整困難是它的缺點。 這種制動器得到比較廣泛的應用。如用于后輪，則需另設中央駐車制動器 。 3.1.4 單向增力式制動器 單向增力式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，兩蹄下端經推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產生推力張開蹄片。 圖 3.5 單向增力式結構圖 汽車前進制動時，兩蹄片皆為領蹄，次領蹄上不存在輪缸張開力，而且由于領蹄上的摩擦力經推桿作用到次領蹄，使制動器效能很高，居各式制動器之首。這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅動機構，另外由于 兩蹄片下部聯動，使調整蹄片間隙變得困難。車用其作為前輪制動器。 3.1.5 雙向增力式制動器 雙向增力式制動器的兩蹄片端部有一個制動時不同時使用的公用支點，支點下方有一輪缸，內裝兩個活塞用來同時驅動張開兩蹄片，兩蹄片下方經推桿連接成一體。 圖 3.6 雙向增力式結構圖 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 雙向增力式制動器因兩蹄片均為領蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性比較差。除此之外，兩蹄片上單位壓力不等，故磨損不均勻，壽命不同。調整間隙工作與單向增力式一樣比較困難。因只有一個輪缸，故制動器不適合用于有的雙回路驅動機構 5。 3.2 鼓式制動器的結構 參數和摩擦系數 1結構參數 (1)制動鼓直徑 D 或半徑 R 當輸入力 P一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩就越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑 D 的尺寸受到輪輞直徑的限制，而且 D的增大也使制動鼓的質量增加，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不應小于 20mm 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 D的尺寸。另外，制動鼓直徑 D 與輪輞直徑rD之比的一 般范圍為； 表 3.1 輪輞與制動鼓直徑比 車種 / rDD 轎車 0.64 0.74 貨車 0.70 0.83 轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小 125mm 150mm 。綜上取得制動鼓內徑D=235mm ，輪輞直徑rD=356mm 。制動鼓外徑 256mm 3。 （ 2）制動蹄摩擦襯片的包角 及寬度 b 如圖 3.7 所示，包角 通常在 =90 120oo范圍內選取，試驗表明，摩 擦襯片包角=90o 100o 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小 雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角 也不宜大于 120o ，因為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。選取 = 100 。 摩擦襯片寬度 b 較大可以降低單位壓力、減少磨損，但 b的尺寸過大則不易保證 與制動鼓全面接觸。 通常是根據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。選取 b=45mm 。 （ 3）摩擦襯片起始角0摩擦襯片起始角0通常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。 根據 )2/(900 = 90 -（ 100 /2） = 40 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 圖 3.7 制動蹄摩擦