某MPV車型鼓式制動器改進設(shè)

制動器制動力分配系數(shù)、制動強度和附著系數(shù)利用率φ0已知，則有β=式中：L——汽車軸距，β——制動力分配系數(shù)；L1——空載——滿載時質(zhì)心距后軸中心的距離；hg得：β=有：FF式中：q——制動強度；FBFB1FB2當φ=φ0時，F(xiàn)B1=Fφ1；FB2此時q=0.7，q≥0.1+0.85φ-0.2當φ<φ0時，可知前輪剛剛首先抱死的條件是最大總制動力所決定的，即Fq=ε=那么?值在0.2-0.7之間時q的取值是否符合q≥0.1+0.85（φ-0.2），計算結(jié)果如表3-1所示。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s11取不同值時對比GB12676-1999的結(jié)果的取值0.20.30.40.50.60.723083607.685021.216564.438256.0318110.40.1+0.85（?-0.2）0.10.1850.270.3550.440.5250.1590.2490.3470.4540.5710.70.7980.8320.8680.9080.9521GB12676—1999符合國家標準當φ>φ0（0.7）時，F(xiàn)qε那么?值在0.2-0.8之間，同時滿足當φ>φ0（0.7）時，q的取值是否符合q≥0.1+0.85（φ-0.2），計算結(jié)果為?=0.8時，F(xiàn)B制動器最大制動力矩對附著條件利用最大時可獲取最大制動力，制動力與地面作用于車輪的法向力Z1、Z2成正F式中：L1φ0hg受車輪力矩限制，即TT式中：FfFfZ1Z2re當φ=φ0時，q=φ，ε=1TT式中：?——最大附著系數(shù)；q——制動強度；reTT前后制動器制動力為Tf1max、Tf制動器零部件結(jié)構(gòu)的選擇制動鼓直徑D當制動系的輸入力為恒定值，此時制動鼓直徑和制動力矩之間呈現(xiàn)正相關(guān)關(guān)系，且直徑越大，則制動時制動系具有更好的散熱性能。輪輞直徑Dr是影響制動器直徑的主要因素，隨著制動器直徑的增大，制動裝置的結(jié)構(gòu)質(zhì)量也隨之增加，因而會加大汽車懸掛的質(zhì)量，最終影響汽車的行駛穩(wěn)定性和平順性。除此之外，在進行制動器設(shè)計時應(yīng)使輪轂和制動鼓之間具有一定額間隙，便于制動系通風，防止造成輪胎損壞，可根據(jù)上述條件來完成制動鼓直徑的求解。圖STYLEREF1\s3SEQ圖\*ARABIC\s11鼓式制動器的主要幾何參數(shù)除此之外，對于轎車而言，應(yīng)當滿足條件：D/Dr=0.64～0.74mm；對于貨車則需滿足：D/Dr=0.70～0.83mm。在進行設(shè)計時應(yīng)當依照現(xiàn)行國家標準或行業(yè)標準來進行設(shè)計，輪輞直徑所對應(yīng)的制動鼓直徑如下表所示。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s12輪輞直徑對應(yīng)的制動鼓直徑輪輞直徑/in121314151620，22.5制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s13QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》制動鼓工作直徑D制動蹄片寬度B160303540455060——18030354045505075—20030354045505075—22030354045506075902404050607590110——2604050607590110——2804050607590110——30045607585100120——（310）506575859510012014032050657585（95）1001201403405580100120140160180—（350）6580100120140160180—對于本次所設(shè)計車型取，可初選制動鼓直徑D=240mm，即R=120mm。本MPV車型采用14in的輪輞，則可求得D所以選擇的制動鼓直徑符合規(guī)定要求。制動蹄摩擦襯片的包角β、寬度b及單個摩擦襯塊工作面積AΣ摩擦襯片包角β范圍在90°~120°之內(nèi)時制動效能良好，當小于此范圍值時，會形成蹄片單位壓力過高，使得摩擦襯片的磨損加劇，當大于此范圍時，將造成摩擦散熱困難，且可能造成制動不平順甚至引發(fā)制動失效。根據(jù)實驗表明β范圍在90°~100°之間時制動鼓具有最好的散熱效果，此時制動效能最優(yōu)。因此選取領(lǐng)蹄、從蹄包角相等為β=100°為了減小單位壓力可以通過很大的摩擦襯片寬度來實現(xiàn)，達到使磨損減小的目的，為了能夠使摩擦襯片能夠與制動鼓充分接觸，襯片寬度也不應(yīng)該取得太大。因此在選擇襯片寬度值時要按照襯片產(chǎn)品規(guī)格進行。依據(jù)表3-3QC/T309-1999寬度尺寸系列》的規(guī)定，選擇制動蹄摩擦片寬度為b=50mm;。一個摩擦襯片的摩擦面積大小由制動鼓的半徑，襯片寬度及包角這三個量來決定的。即Α∑式中：Α∑——單個制動蹄摩擦面積大小，cmR——制動鼓內(nèi)半徑，mm；b——摩擦片寬度，mm；β——摩擦襯片包角。代入得：Α∑=Rb×β=120×50×59π=104.66cm2表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s14制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量t單個制動器摩擦面積cm2轎車客車與貨車（多為）（多為）摩擦襯片起始角β°摩擦襯片起始角β°β圖STYLEREF1\s3SEQ圖\*ARABIC\s12鼓式制動器的主要幾何參數(shù)制動器中心到張開力Fο作用線的距離ee應(yīng)取盡量大，需要保證制動輪缸在制動鼓之內(nèi)，取值越大則制動效能越好。設(shè)計時取可依照下式進行計算：e=0.8R=0.8×120=96mm制動蹄支承點位置坐標a和c如圖所示，取c=20mm。制動蹄支撐銷中心到制動器中心的縱向距離。設(shè)計時可取a=0.8R。摩擦片摩擦系數(shù)摩擦片摩擦系數(shù)穩(wěn)定在0.3～0.5。一般而言，摩擦系數(shù)越高則耐磨性越差，因此在選擇制動器的摩擦襯片時不必要選擇的摩擦系數(shù)較高的摩擦材料。我們在選擇時要考慮熱穩(wěn)定性良好等問題，目前就國內(nèi)的摩擦材料而言，其穩(wěn)定性在工作溫度小于250攝氏度時，能控制摩擦系數(shù)f=0.35~0.40之間已不成問題，為了讓計算的理想的制動力矩時更符合實際的情況，因此取f=0.3鼓式制動器零件的選擇制動底板的選擇制動底板在制動時需要承受制動反力矩，所以它除了必須要具有足夠的剛度外，還必須保證上面各零件安裝位置的正確。因此在加工時通常用鋼板沖壓成型并且上面成高低不平的形狀。只有保證制動底板具有足夠的剛度，踏板行程大小、襯片磨損程度才能處在一個合適的值之中。根據(jù)相關(guān)的資料，制動底板選用45號鋼沖壓成型，厚度為3mm。制動鼓的選擇制動鼓是一種制動器零部件，通過旋轉(zhuǎn)摩擦副所提供的摩擦力來實現(xiàn)制動，制動鼓內(nèi)部具有一定空間，其主要功能是散熱，在選擇制動鼓時要具備一定的強度和剛度以及穩(wěn)固的摩擦系數(shù)等。查閱相關(guān)資料得到乘用車制動鼓厚度建議范圍是7~12mm。因而制動鼓選用灰鑄鐵HT200作為制動鼓材料，厚度為10mm。制動蹄的選擇按照相關(guān)規(guī)定，制動蹄腹板厚度在不同車型上有所不同，對于轎車而言3~5mm；貨車則為5~8mm。摩擦襯片厚度與轎車型號也有所差異，轎車和貨車分別為4.5~5mm、8mm。根據(jù)以上所述內(nèi)容可知，最終選擇制動蹄鋼板材料為HT200，制動蹄腹板以及翼緣的厚度為3mm，摩擦襯片為金屬基材料。制動器的設(shè)計計算與校核制動蹄片上的制動力矩由2.2.3中的計算方法可以得出對于領(lǐng)蹄：=≈≈0.134對于從蹄：BB所需的張開力為：P=所以領(lǐng)蹄的制動力矩Tf1、從蹄的制動力矩TTT符合要求規(guī)定的制動力矩為從蹄的2~2.5倍。平均壓力可通過下式予以計算：領(lǐng)蹄：P1=符合規(guī)定要求的壓力值范圍。由Tf1f成立，不會自鎖。最大壓力為：q式中：，，，，，——見圖2-2；，——見圖2-1；——摩擦襯片寬度；——摩擦系數(shù)。根據(jù)計算結(jié)果可知本設(shè)計符合設(shè)計要求。制動輪缸直徑與工作容積制動輪缸對制動蹄施加的張開力P與輪缸直徑dw及制動輪缸中的液壓壓力p之間d式中：p——管路液壓壓力，p=8MPa~12MPa。p一般不超過10MPa~12MPa。p越高和輪缸直徑之間呈負相關(guān)關(guān)系，對軟件耐壓性和強度等要求也更為嚴格。輪缸直徑dw應(yīng)根據(jù)行業(yè)標準HG2865-199719mm，22mm，24mm，25mm，28mm，30mm，32mm，35mm，38mm，40mm，45mm，50mm，55mm。鼓式制動器直徑與工作容積Ρ=4355.34N，選取Ρ=9MPa，求dwd選取制動輪缸的直徑dw選取δ=2.5mm，n=2，一個制動輪缸的工作容積VwV襯片磨損特性的核算由于溫度等多種方面的影響，在進行磨損性能計算時考慮不同方面的因素。其中，摩擦面的溫度和摩擦力是影響磨損最嚴重的因素。從能量的角度來看，在汽車進行高強度的緊急制動時，由于制動器承擔了車輛全部的能量，這些能量順時生成大量的熱能，在一定的時間內(nèi)不能釋放到大氣中，這些熱能在制動器內(nèi)給制動器造成負荷，負荷越大則摩擦襯片的磨損越嚴重，在實踐中，制動器能量符合是一個定性指標。這個指標表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量。雙軸汽車單個前輪制動器比能量耗散功能可通過下式予以計算：式中：δ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；maV1，Vj——制動減速度，m/s2t——制動時間，s；t=VA1β——制動力分配系數(shù)。在緊急制動到V2=0時，認為根據(jù)已有的文獻資料：e因此，符合熱性能指標要求。駐車制動的核算汽車在上坡段受力簡圖如下圖所示，由圖可知此時后軸車輪的附著力：下坡停駐時后軸車輪的附著力圖STYLEREF1\s4SEQ圖\*ARABIC\s11汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖由上坡停駐極限上坡路傾角：下坡停駐極限下坡傾角：得：滿載：上坡α下坡α符合要求。制動效能的核算最大制動減速度地面制動力：F最大制動減速度可通過下式予以計算abmax若前后輪同時抱死：abmax式中：φ重力加速度g=9.8m/帶入數(shù)據(jù)得a制動距離取初速度為50km/h則可根據(jù)上式計算汽車制動距離s=式中ua0T2'——T2''——帶入公式計算得：s=1根據(jù)GB/T7258-2004規(guī)定，乘用車的制動減速度不得小于5.9m/s2總結(jié)在制動效能方面的提升：制動減速度：原始制動系所產(chǎn)生的制動減速度為6.67m/s2,經(jīng)過設(shè)計計算制動減速度為6.86m/s制動距離：在初始速度為50km/h的情況下，在原始制動系制動減速度6.67m/s2下s與設(shè)計計算的S比較，制動距離減少了40cm，緊急制動時，在輪胎不發(fā)生爆死和拖滑、車輛仍保持直線行駛的前提下，盡可能的避免了車輛與障礙物相撞和交通事故的發(fā)生，保證了駕乘人員的安全。制動蹄制動力矩的改變制動器尺寸結(jié)構(gòu)的改變對制動器制動力矩有很大的影響，使得領(lǐng)蹄的制動力矩減小，從蹄的制動力矩增加，充分的利用了制動器，并且保證了制動力矩符合標準，由于平均壓力的下降，減小了摩擦襯片的磨損，從而延長了摩擦襯片的使用壽命。參考文獻[1]孟杰.基于參數(shù)化技術(shù)的鼓式制動器設(shè)計系統(tǒng)的開發(fā)研究[D].河北工業(yè)大學,2009.

[2]王紅星.SX4257NR324型重型卡車制動系統(tǒng)性能優(yōu)化[D].西安石油大學,2011.

[3]李罡.廣汽自主品牌乘用車制動系統(tǒng)（制動器、摩擦片）的設(shè)計與匹配[D].華南理工大學,2009.

[4]李云生.CADCAE一體化技術(shù)在鼓式制動器關(guān)鍵件開發(fā)中的應(yīng)用研究[D].吉林大學,2007.

[5]丁樹偉.汽車鼓式制動器接觸及熱參數(shù)化有限元分析[D].吉林大學,2009.

[6]盛軍.輕、中卡制動器綜合性能試驗臺的研究[D].合肥工業(yè)大學,2007.

[7]彭戰(zhàn)爭.制動器試驗臺轉(zhuǎn)速控制研究[D].合肥工業(yè)大學,2007.

[8]賴鋒.重型汽車制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析及其設(shè)計方法研究[D].武漢理工大學,2006.

[9]朱斌.汽車鼓式制動器力學特性分析[D].吉林大學,2011.

[10]謝昭莉.基于仿人智能控制的汽車制動器測試系統(tǒng)的設(shè)計與研究[D].重慶大學,2001.

[11]紀王芳.載重汽車行車制動器制動性能的研究[D].合肥工業(yè)大學,2009.

[12]黃新建.盤式制動器制動尖叫影響因素分析[D].吉林大學,2008.

[13]張笑.鼓式制動器熱衰退與熱力耦合分析[D].燕山大學,2011.

[14]李建華.應(yīng)用有限元法降低制動噪聲的研究[D].吉林大學,2006.

[15]孫蛟.車輛制動系統(tǒng)的研究與CAD[D].同濟大學,2006.

[16]董士琦.汽車制動器數(shù)字化平臺開發(fā)研究[D].武漢理工大學,2010.

[17]湯受鵬.汽車制動系綜合設(shè)計與性能模擬軟件的開發(fā)[D].煙臺大學,2009.

[18]王庭義.鼓式制動器關(guān)鍵技術(shù)研究[D].長安大學,2011