畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-某輕型貨車鼓式制動器設(shè)計(jì)

PAGEPAGE5目錄摘要 4Abstract 51前言 61.1設(shè)計(jì)的目的和意義 61.2國內(nèi)外發(fā)展概況及存在意義 71.3設(shè)計(jì)的指導(dǎo)思想 71.4設(shè)計(jì)需達(dá)到的目的 82制動器的結(jié)構(gòu)選擇及方案分析 92.1制動器的結(jié)構(gòu)形式的選擇 92.2鼓式制動器按蹄的屬性分類 102.2.1領(lǐng)從蹄式制動器 102.2.2單向雙領(lǐng)蹄式制動器 112.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 112.2.4單向增力式制動器 112.2.5雙向增力式制動器 123制動系的主要參數(shù)及其選擇 143.1制動力與制動分配系數(shù) 143.2同步附著系數(shù) 193.3制動器的最大制動力矩 213.4鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 223.4.1制動鼓內(nèi)徑D 223.4.2制動蹄摩擦襯片的包角β及寬度b 233.4.3摩擦襯片起始角β0 253.4.4襯片摩擦系數(shù)f 253.4.5制動器中心到張開力P作用線的距離a 253.4.6制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 254制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算 264.1制動器因素計(jì)算 264.2制動蹄片上的制動力矩 274.3制動蹄摩擦片的壓力分布規(guī)律 314.4摩擦襯片的摩擦特性計(jì)算 334.5制動器的熱容量和溫升的核算 344.6行車制動效能計(jì)算 354.7駐車制動計(jì)算 375制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 385.1制動鼓 385.2制動蹄 395.3制動底板 395.4制動蹄的支承 405.5制動輪缸 405.5.1制動輪缸直徑與工作容積 405.5.2制動輪缸的活塞寬度 425.5.3制動輪缸筒的壁厚 425.6制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu) 425.7制動摩擦襯片 435.8制動主缸 445.8.1制動主缸直徑與工作容積 445.8.2制動主缸活塞寬度 455.8.3制動主缸筒的壁厚 455.9制動踏板力與踏板行程 465.10制動蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算 485.11主要零部件的加工工藝 495.11.1制動鼓 495.11.2摩擦襯片 495.12工藝尺寸鏈的計(jì)算 506三維建模 51結(jié)論 55總結(jié)與體會 56謝辭 57參考文獻(xiàn) 58

某輕型貨車鼓式制動器設(shè)計(jì)摘要制動系統(tǒng)在汽車安全行駛中起著舉足輕重的作用，如果失效將會造成嚴(yán)重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的鼓式制動器。本設(shè)計(jì)是在參考車型SC1026DAN4輕型載貨汽車的基礎(chǔ)上，對制動器進(jìn)行的一系列設(shè)計(jì)。制動器的選擇是經(jīng)查閱資料并考慮到制動效能及穩(wěn)定性等因數(shù)后，選擇了領(lǐng)從蹄式制動器。其中根據(jù)參考車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式及制動器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、制動效能因數(shù)、耐磨損特性、制動踏板力與踏板行程、制動溫升以及對制動器相關(guān)部件的校核等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)和布置設(shè)計(jì)。最后，繪制其裝配圖和零件圖。關(guān)鍵詞：汽車，鼓式制動器，制動力矩，制動效能因數(shù)ThedesignofdrumbrakeforalighttruckAbstractBrakingsystemplaysanimportantroleinvehiclesafetydriving,andifitfailed,willcauseseriousconsequences.Themaincomponentsofthebrakingsystemisthebrake,drumbrakeswitchhashighbrakeefficiencyisstillwidelyusedinmoderncars.

ThisdesignisbasedonthereferencemodelsSC1026DAN4lighttruck,andhasaseriesofdesignforthebrake.Thechoiceofthebrakeisaftercheckingthedataandconsideringthebrakingefficiencyandstabilityfactor,andthenchosethecollarshoebrake.Whichaccordingtothevehicleparametersandtechnicalrequirementsforthereferencemodeltodeterminethebrakestructureandmainparametersofthebrake,andthencalculatethebrakebrakingtorque,thepressuredistributiononthebrakeshoes,brakeeffectivenessfactor,wear-resistantfeatures,systempedalforceandthepedalstroke,brakeandbraketemperaturecheckingandotherrelatedcomponents,andthenstructuraldesignandarrangementofthemaincomponentsofthebrake.Finally,drawitsassemblydrawingsandpartdrawings.Keywords：cars,drumbrakes,braketorque,brakingefficiencyfactor1前言1.1設(shè)計(jì)的目的和意義隨著社會的進(jìn)步，汽車已成為日常生活工作中重要的工具，在人們經(jīng)濟(jì)生活中有重要的作用。但汽車的增多，造成的交通意外也隨之增多。除人為緣故外，在由車輛本身質(zhì)量問題造成的事故中，制動系統(tǒng)故障造成的高達(dá)事故總數(shù)的45%。所以，提高它的設(shè)計(jì)制造水平具有很重要的意義。近年來，國內(nèi)外對汽車制動系統(tǒng)的研究與改進(jìn)的大部分工作集中在通過對汽車制動過程的有效控制來提高車輛的制動性能及其穩(wěn)定性，如ABS技術(shù)等，而對制動器本身的研究改進(jìn)較少。然而，對汽車制動過程的控制效果最終都須通過制動器來實(shí)現(xiàn)，現(xiàn)代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實(shí)際工作性能是整個(gè)制動系中最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進(jìn)制動器機(jī)構(gòu)、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。表1.1鼓式制動器與盤式制動器優(yōu)缺點(diǎn)比較[1]優(yōu)點(diǎn)缺點(diǎn)鼓式制動器非常高的制動效能因數(shù)制動效能的穩(wěn)定性較差具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式摩擦副的壓力分布均勻性也較差制動效能因數(shù)的選擇范圍很寬襯片磨損不均勻可設(shè)計(jì)性強(qiáng)摩擦副局部接觸，易使制動器制動力矩發(fā)生較大的變化對各種車的制動性能要求適應(yīng)面寬盤式制動器制動效能穩(wěn)定性和散熱性好摩擦副的工作壓強(qiáng)和溫度高摩擦副的壓力分布較均勻制動效能因數(shù)很低對摩擦材料的熱衰退較不敏感制動盤易被污染和銹蝕結(jié)構(gòu)較簡單作后輪制動器時(shí)不易加裝駐車制動機(jī)構(gòu)維修較簡便所以，如今汽車上急切地需要一種克服這些不足之處的先進(jìn)制動器，它不僅可以完全發(fā)揮鼓式制動器制動效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)具有盤式制動器摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)。1.2國內(nèi)外發(fā)展概況及存在的問題目前很多發(fā)動機(jī)排量較小的中低檔車型，其制動系統(tǒng)大多采用“前盤后鼓式”，比如常見的大眾捷達(dá)、長安鈴木奧拓、東風(fēng)悅達(dá)起亞千里馬以及上海通用賽歐等。另外，鼓式制動器還用在一系列貨車上。所以，鼓式制動器的設(shè)計(jì)制造水平很重要。鼓式制動又叫塊式制動，是因?yàn)橹苿訅K在壓緊輪來實(shí)現(xiàn)減速制動的。鼓式制動器是早期設(shè)計(jì)的制動系統(tǒng)，還沒有出現(xiàn)盤式制動器時(shí)，已廣泛用于各類汽車上。另外，近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動器結(jié)構(gòu)形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器等。對于關(guān)鍵磁性介質(zhì)——磁粉，選用了抗氧化性強(qiáng)、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復(fù)控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇，設(shè)計(jì)了散熱風(fēng)道等，使得該技術(shù)有著極好的應(yīng)用前景[2]。長期以來，要盡量發(fā)揮鼓式制動器的重要優(yōu)點(diǎn)，一直在進(jìn)行克服其缺點(diǎn)的研究和技術(shù)改造，尤其是針對制動器在工作過程和性能計(jì)算分析的研究。這些工作針對的重點(diǎn)是制動器結(jié)構(gòu)和在實(shí)際使用過程因素條件下對制動器的效能及其穩(wěn)定性等的影響。最后，取得了一些重要的研究成果，得到了一些有可行性以及有用的改進(jìn)措施，從而對于制動器的性能也有了一定程度的提高。1.3設(shè)計(jì)的指導(dǎo)思想汽車的制動系統(tǒng)種類形式多樣，傳統(tǒng)的結(jié)構(gòu)型式有機(jī)械式、氣壓式、液壓式、氣液混合式。它們的工作原理大體都一樣，都是通過制動裝置，在工作時(shí)發(fā)生的摩擦熱來慢慢消耗車輛的動能，以至車輛制動減速，或停車。制動器是制動系的主要組成部分，而鼓式制動器包括領(lǐng)從蹄、雙領(lǐng)蹄、雙從蹄、雙向自增力型等不同的結(jié)構(gòu)型式[2]。鼓式制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算是汽車設(shè)計(jì)工作的主要內(nèi)容之一，它也是在汽車行駛過程中比較容易損耗的一個(gè)部分。本次設(shè)計(jì)中，需要根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，查找大量的圖書、文獻(xiàn)資料等信息，進(jìn)行鼓式制動器的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)，提高制動器的工作性能等。1.4設(shè)計(jì)需達(dá)到的目的根據(jù)參考車型的特點(diǎn)，合理計(jì)算該車型制動系統(tǒng)制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇、鼓式制動器主要參數(shù)的計(jì)算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計(jì)算與校核，完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設(shè)計(jì)合理性的分析和評價(jià)等。經(jīng)過整理已經(jīng)有的設(shè)計(jì)，然后瀏覽大量文獻(xiàn)，來熟悉機(jī)械設(shè)計(jì)的基本步驟和要求，以及機(jī)械制圖的步驟和標(biāo)準(zhǔn)；掌握鼓式制動器總成的相關(guān)設(shè)計(jì)方法，鞏固汽車設(shè)計(jì)相關(guān)知識；精通AUTOCAD，CATIA等制圖軟件來進(jìn)行基本的建模和制圖，同時(shí)提高分析問題及解決問題的能力。然后，將各種設(shè)計(jì)方法相互融合，對于不同的設(shè)計(jì)內(nèi)容分別使用不同的設(shè)計(jì)方法，來達(dá)到該設(shè)計(jì)過程的方法優(yōu)化、設(shè)計(jì)結(jié)果精益求精的效果。2制動器的結(jié)構(gòu)選擇及方案分析汽車制動器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，即利用旋轉(zhuǎn)元件和固定元件兩個(gè)工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩來使汽車減速或停車。2.1制動器的結(jié)構(gòu)型式的選擇不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同；（2）張開裝置的形式和數(shù)量不同；（3）制動時(shí)兩塊蹄片之間有無相互作用。因蹄片的固定支點(diǎn)和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領(lǐng)、從蹄的數(shù)量有差別，并使制動效能不一樣。按制動蹄張開時(shí)其和制動鼓的轉(zhuǎn)動方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開時(shí)的轉(zhuǎn)動與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌D2.1鼓式制動器簡圖（a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）單向雙領(lǐng)蹄式；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式2.2鼓式制動器按蹄的屬性分類2.2.1領(lǐng)從蹄式制動器如圖2.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進(jìn)時(shí)的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時(shí)制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)。這種當(dāng)制動鼓正，反向旋轉(zhuǎn)時(shí)總具有一個(gè)領(lǐng)蹄和一個(gè)從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器，稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖2.1（a），（b）可見，領(lǐng)蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；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。“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)從蹄式制動器的兩個(gè)蹄常有固定的支點(diǎn)。張開裝置有凸輪式（見圖2.1（a）），鍥塊式，曲柄式和具有兩個(gè)或四個(gè)等直徑活塞的制動輪缸式的（見圖2.1（b））。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。當(dāng)張開裝置中的制動凸輪和制動鍥塊都是浮動的時(shí)，也能保證兩蹄張開力相等，這時(shí)的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。根據(jù)支承結(jié)構(gòu)及調(diào)整方法的不同，領(lǐng)從蹄鼓式液壓驅(qū)動的車輪制動器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖2.2所示圖2.2領(lǐng)從蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）單固定支點(diǎn)；（c）雙固定支點(diǎn)；（d）浮動蹄片；領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時(shí)的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作貨車前、后輪以及轎車后輪制動器[3]。2.2.2單向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，若兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時(shí)，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶悖虼?，它又稱為單向?yàn)閱蜗螂p領(lǐng)蹄式制動器。如圖2.1（c）所示，兩制動蹄各用一個(gè)單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄，制動輪缸等機(jī)件在制動底板上是以制動底板中心為對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。該制動器有高的正向制動效能，但倒車時(shí)變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大減。中級轎車的前制動器常用這種形式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動時(shí)，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時(shí)則相反。2.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時(shí)兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。如2.1（d）所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，它屬于平衡式制動器。當(dāng)制動時(shí)，油壓使兩個(gè)制動輪缸的兩側(cè)活塞或其他張開裝置的兩側(cè)均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面上。由于這種這種制動器在汽車前進(jìn)和倒退時(shí)的性能不變，故廣泛用于中，輕型載貨汽車和部分轎車的前，后輪。但用作后輪制動器時(shí)，需另設(shè)中央制動器。2.2.4單向増力式制動器如圖2.1（e）所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進(jìn)而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個(gè)增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2-3倍之多。由于制動時(shí)兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。雖然這種制動器在汽車前進(jìn)制動時(shí)，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時(shí)，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器。2.2.5雙向増力式制動器如圖2.1（f）所示，將單向増力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動器。對雙向増力式制動器來說，不論汽車前進(jìn)制動或倒退制動，該制動器均為増力式制動器。雙向増力式制動器也是屬于非平衡式制動器。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因?yàn)轳v車制動要求制動器正，反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時(shí)不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。上述制動器的特點(diǎn)是用制動器效能，效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價(jià)。増力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動蹄的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。還應(yīng)指出，制動器的效能不僅與制動器的結(jié)構(gòu)形式，結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他有關(guān)因素的影響。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時(shí)輸出的制動力矩最?。欢谝r片的兩端接觸時(shí)，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數(shù)或簡稱為制動器因數(shù)BF來衡量，制動器因數(shù)BF可以用下式表達(dá)：(2.1)式中，fN1、fN2—制動器摩擦副間的摩擦力，見圖2.1；N1、N2—制動器摩擦副間的法向力，對于平衡式鼓式制動器相等；f—制動器摩擦副的摩擦系數(shù)；P—鼓式制動器的蹄端作用力，見圖2.1。基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖2.3所示。BF值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的，因此摩擦系數(shù)變化時(shí)。BF值變化小的，制動效能穩(wěn)定性就好。制動器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調(diào)整，對高效能的制動器尤為重要[4]。圖2.3制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線1増力式制動器；2雙領(lǐng)蹄式制動器；3領(lǐng)從蹄式制動器；4盤式制動器；5雙從蹄式制動器結(jié)合本次課題參考研究的對象，得出以下結(jié)論：雖然領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性在各式制動器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時(shí)的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)，易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)及制動要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)等因數(shù)，選用領(lǐng)從蹄式制動器，其支承結(jié)構(gòu)型式為固定式支撐,支承銷選擇偏心式。3制動系的主要參數(shù)及其選擇在制動器設(shè)計(jì)中需預(yù)先給定的參數(shù)如下表：表3.1參考車型的基本參數(shù)3.1制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時(shí)，如果忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度（ω>0）的車輪，其力矩平衡方程為：-=0（3.1）式中：Tf—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(zhuǎn)方向相反（N·m）；FB—地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反（N）。re—車輪有效半徑（m）。（3.2）并稱之為制動器制動力，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。Ff與地面制動力FB的方向相反，當(dāng)車輪角速度ω>0時(shí)，大小亦相等，且Ff只由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定，即Ff取決于制動器結(jié)構(gòu)形式、尺寸、車輪半徑及摩擦副的摩擦系數(shù)等，并與制動踏板力即制動系的氣壓或液壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大Tf，F(xiàn)f和FB均隨之增大。但地面制動力FB受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即：=Z（3.3）或==Z（3.4）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。當(dāng)制動器制動力Ff和地面制動力FB達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。之后制動力矩Tf，即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而Ff=Tf/re，即成為與FB相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)車輪角速度ω=0后，地面制動力FB達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動器制動力Ff則由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tf增大而繼續(xù)上升，見圖3.1圖3.1制動器制動力Ff，地面制動力FB與踏板力Fp的關(guān)系根據(jù)圖3.2，考慮到制動時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為：==（3.5）式中，G—汽車所受重力（N）；L—汽車軸距（mm）；L1—汽車質(zhì)心離前軸距離（mm）；L2—汽車質(zhì)心離后軸距離（mm）；hg—汽車質(zhì)心高度（mm）；—附著系數(shù)。圖3.2制動時(shí)的汽車受力圖取一定值附著系數(shù)=0.8；所以在空、滿載時(shí)，由式3.5可得前后制動反力為：滿載時(shí)：=12855.81N=5247.18N 空載時(shí)：=7170.39N =2139.61N由以上兩式可求得前、后軸法向反力即為：表3.2前、后軸法向反力車輛工況前軸法向反力Z1（N）后軸法向反力Z2（N）汽車空載7170.392139.61汽車滿載12855.815247.18汽車總的地面制動力為：=+==Gq（3.6）式中，q（q=）—制動強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動力；FB1，F(xiàn)B2—前后軸車輪的地面制動力（N）。由以上兩式可求得前、后車輪附著力為：====（3.7）由已知條件及式（3.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：滿載時(shí)：=10284.65N =4219.34N 空載時(shí)：=5736.31N =1711.69N故前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：表3.3前、后軸車輪附著力車輛工況前軸車輪附著力（N）后軸車輪附著力（N）汽車空載5736.311711.69汽車滿載10284.654219.34上式表明：汽車附著系數(shù)在任意確定的路面上制動時(shí)，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是關(guān)于制動強(qiáng)度或總制動力的函數(shù)。當(dāng)制動器的制動力保證足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后車輪制動器制動力的分配，前、后的軸荷分配，附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能會出現(xiàn)以下三種情況：（1）前輪先抱死，然后后輪再抱死；（2）后輪先抱死，然后前輪再抱死；（3）前、后輪同時(shí)抱死。在以上三種情況中，顯然是第三種情況的附著條件利用得最好[4]。由式（3.6），（3.7）求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是：+=+=G==（3.8）式中，F(xiàn)f1—前軸車輪的制動器制動力，F(xiàn)f1=FB1=；Ff2—后軸車輪的制動器制動力，F(xiàn)f2=FB2=；FB1—前軸車輪的地面制動力；FB2—后軸車輪的地面制動力；G—汽車重力；hg—汽車質(zhì)心高度；Z1，Z2—地面對前、后軸車輪的法向反力；L1，L2—汽車質(zhì)心離前、后軸距離。由式（3.8）可知，前、后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前、后制動器的制動力Ff1、Ff2是關(guān)于的函數(shù)。在式（3.8）中消去，得：（3.9）式中，L—汽車的軸距。將上式繪成以Ff1，F(xiàn)f2為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3.3所示。如汽車前、后制動器的制動力Ff1、Ff2能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時(shí)，能使前后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車，尤其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動Ff1與總制動力Ff之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)β，==（3.10）聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得=帶入得，滿載時(shí)：==0.71空載時(shí)：==0.77由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故β又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時(shí)的理想分配曲線非常接近，整個(gè)制動系應(yīng)加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)。圖3.3該載貨汽車的I曲線與β線3.2同步附著系數(shù)由式（3.10）可得表達(dá)式=（3.11）上式在圖3.3中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為的直線，它是實(shí)際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。圖中β線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)=，則稱β線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。是汽車制動性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是：（3.12）由已知條件以及式（3.12）可得，滿載時(shí)：=0.774空載時(shí)：=0.739根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢，國外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時(shí)的同步附著系數(shù)：轎車?。回涇嚾橐?。所以，所得同步附著系數(shù)滿足要求。制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線來評定。利用附著系數(shù)就是在某一制動強(qiáng)度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。前軸車輪的利用附著系數(shù)可由下求得：設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時(shí)抱死時(shí)產(chǎn)生的減速度為，則(3.13)而由式可求前軸車輪的利用附著系數(shù)為：(3.14)同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為：(3.15)根據(jù)GB12676—1999[10]，在各種載荷情況下，應(yīng)符合下列要求：(1)值在0.2～0.8之間時(shí)，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)；(2)q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時(shí)，前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在后軸利用附著系數(shù)線之上；但q值在0.3～0.45時(shí)，后軸利用附著系數(shù)線不超過=q線以上0.05，則允許后軸利用附著系數(shù)線位于前軸利用附著系數(shù)線之上。圖3.4除M1、N1外的其他類別車輛的制動強(qiáng)度與附著系數(shù)要求由以上圖所示，設(shè)計(jì)的制動器制動力分配符合要求。3.3制動器最大制動力矩最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動力與地面作用于車輪的法向力Z1、Z2成正比。所以，由式（3.8）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用即前、后同時(shí)抱死時(shí)的制動力之比為：==（3.16）式中，L1，L2—汽車質(zhì)心離前、后軸距離；—同步附著系數(shù)；hg—汽車質(zhì)心高度。制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即=（3.17）=（3.18）式中：Ff1—前軸制動器的制動力，；Ff2—后軸制動器的制動力，；參考車型的輪胎型165/70R13，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB9744-2007可得有效半徑re=280mm[8]。對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為==（3.19）=（3.20）由式（3.19），（3.20）代入可得：===2879.70N·m===1176.26N·m3.4鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)3.4.1制動鼓內(nèi)徑D或半徑R當(dāng)輸入力P一定時(shí)，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但直徑D的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，此間隙一般不小于20mm—30mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。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Dr之比的一般范圍為：轎車D/Dr=0.64—0.74mm貨車D/Dr=0.70—0.83mm由參考車輛的輪胎型號165/70R13，取D/Dr=0.73得：Dr=13×25.4=330.2mm故D=0.73×330.2=241.05mm表3.4QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》[9]輪輞直徑/in121314151620、22.5制動鼓最大內(nèi)徑（mm）轎車180200240260——貨車220240260300320420從表3.4，取得制動鼓內(nèi)徑=240mm圖3.5鼓式制動器的主要幾何參數(shù)3.4.2制動蹄摩擦村片的包角β及寬度b摩擦襯片的包角β通常在β=90o—120o范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角β=90o—100o時(shí)，磨損最小，制動鼓溫度最低，而制動效能最高。雖然β減小有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，包角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。因此，包角β也不宜大于120o。綜合上述，在本設(shè)計(jì)中根據(jù)車型我選擇β為95o。由表3.4的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度b=50mm。表3.5QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》[9]制動鼓工作直徑D制動蹄片寬度b1603035404550601803035404550607520030354045506075220303540455060759024040506075901102604050607590110280405060759011030045607585100120（310）506575859510012014032050657585(95)1001201403406580100120140160180（350）6580100120140160180制動鼓半徑R、襯片寬度b和包角β決定了單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A，即：(3.21)式中，β是以弧度(rad)為單位。表3.6制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量t單個(gè)制動器摩擦面積cm2轎車客車與貨車（多為）（多為）所以，根據(jù)式（3.21）襯片的摩擦面積A=120×50×95°/180°×3.14mm2=99.43cm2單個(gè)制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=198.87cm2，如表3.6所示，摩擦襯片寬度b的選取合理，由上表數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。3.4.3摩擦襯片起始角β0摩擦襯片起始角β0如圖3.7所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令β0=90o-β/2=42.5。3.4.4制動器中心到張開力P作用線的距離a為保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)，應(yīng)使距離a如圖3.7盡可能大，來提高制動效能。初取a=0.8R左右，則取a=96mm。3.4.5制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c為保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉，應(yīng)使k如圖3.7盡可能小而c盡可能大。初取k=0.2R=24mm，c=96mm。3.4.6襯片摩擦系數(shù)f選擇摩擦片時(shí)，不僅希望它的摩擦系數(shù)要高，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響應(yīng)該要小。但是不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，應(yīng)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。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達(dá)0.7。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時(shí)，保持摩擦系數(shù)f=0.35~0.4已不成問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動器的制動力矩，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[10]。4制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1制動器因數(shù)計(jì)算制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即（4.1）式中：R——制動鼓或制動盤的作用半徑；P——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。圖4.1支承銷式制動蹄由式(4.1)導(dǎo)出制動器因數(shù)，下面對支承銷式領(lǐng)—從蹄制動器的制動因數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算：單個(gè)領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)BFT1：(4.2)單個(gè)從蹄的制動蹄因數(shù)BFT2：(4.3)以上兩式中：以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖4.1。所以，整個(gè)制動器因數(shù)BF為：表4.1現(xiàn)行制動器結(jié)構(gòu)的制動因數(shù)[13]制動器類型制動器因數(shù)BF盤式制動器0.7領(lǐng)從蹄式制動器2.0—2.8雙領(lǐng)蹄式制動器2.5—3.5雙向增力式制動器3.0—7.04.2制動蹄片上的制動力矩在計(jì)算鼓式制動器時(shí)，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動蹄片上的力矩TTf1，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與y1軸的交角為處，單元面積為。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖4.2示。圖4.2張開力計(jì)算用圖由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：(4.4)而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動力矩為：在由至區(qū)段上積分上式，得(4.5)當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，則有(4.6)增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達(dá)如下：(4.7)式中：N1—單元法向力的合力；ρ1—摩擦力fN1的作用半徑(見圖4.2)。如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。為了求得力N1與張開力P1的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式：(4.8)式中：δ1——x1軸與力N1的作用線之間的夾角；S1x——支承反力在工：軸上的投影。解式(4.8)，得：(4.9)對于增勢蹄可用下式表示為：(4.10)對于減勢蹄可類似地表示為：(4.11)圖4.3力矩計(jì)算用圖為了確定ρ1，ρ2及δ1，δ2必須求出法向力N及其分量。如果將dN(見4.3)它投影在x1軸和y1軸上分量dNx和dNx的合力，則根據(jù)式（3.11）有：(4.12)因此，(4.13)式中，并考慮到：(4.14)(4.15)如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄的和同，顯然兩種蹄的δ和ρ值也不同。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(4.16)由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下[3]：==98.95mmh=a+c=96+96=192mm則：====225.10mm由式對于增勢蹄：==904.04N·m對于減勢蹄：==204.76N·m故對于后軸單個(gè)鼓式制動器有：=904.04+204.76=1108.80N·m計(jì)算蹄式制動器時(shí)，必須檢查蹄有無自鎖的可能：(4.17)如果式(4.18)成立，則不會自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得：=0.48>f=0.3式成立，不會自鎖求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為：(4.19)式中，P1，h，ρ1，R，，δ1—見圖4.2；，—見圖4.3；，b—摩擦襯片寬度。所以，=2.984mpa4.3制動蹄摩擦片的壓力分布規(guī)律從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)BF有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在通常的近似計(jì)算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件的變形的影響較小，可忽略不計(jì)，通常作如下一些假定：（1）制動鼓、制動蹄為絕對剛體；（2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；（3）壓力和變形符合虎克定律。如圖4.4所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點(diǎn)轉(zhuǎn)動張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移為：=·（4.20）由于制動鼓剛性對制動蹄運(yùn)動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為，從圖4.4中的幾何關(guān)系可看到：=因?yàn)闉槌Ａ浚瑔挝粔毫妥冃纬烧?，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫成：(4.21)即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，最大壓力作用在與連線呈90°的徑線上。圖4.4該制動摩擦片徑向變形分析簡圖4.4摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損，與摩擦副材質(zhì)、溫度、表面加工情況、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，摩擦表面的摩擦系數(shù)、溫度、表面狀態(tài)和壓力等是影響磨損的重要因素。汽車的制動過程是將其機(jī)械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。此時(shí)，由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高，即所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。比能量耗散率常被用作制動器能量負(fù)荷的評價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位能量負(fù)荷或功負(fù)荷，表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2。雙軸汽車的單個(gè)前輪制動器和單個(gè)后輪制動器的比能量耗散率分別為：(4.22)(4.23)(4.24)式中：δ—汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；v1、v2—汽車制動初速度與終速度（m/s），計(jì)算時(shí)貨車取v1=16.7m/s；j—制動減速度（m/s2），計(jì)算時(shí)取j=0.6g；Al、A2—前、后制動器襯片的摩擦面積。在緊急制動到v2=0時(shí)，并可近似地認(rèn)為δ=1，則有：=2.84s(4.25)鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓的龜裂。因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。磨損特性指標(biāo)也可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量，單個(gè)車輪制動器的比摩擦力為：(4.26)式中：Tf——單個(gè)制動器的制動力矩；A——單個(gè)制動器的襯片摩擦面積。當(dāng)制動減速度j=0.6g時(shí)，鼓式制動器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N/mm2為宜。所以，以上設(shè)計(jì)符合要求。磨損和熱的性能指標(biāo)也可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滑磨功即比滑磨功Lf來衡量：(4.27)式中：ma—汽車總質(zhì)量（kg）；vamax—汽車最高車速，25m/s；—車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積（cm2）；[Lf]—許用滑磨功，對轎車取[Lf]＝1000～1500J/cm2；對客車和貨車取[Lf]＝600～800J/cm2。因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。4.5制動器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：(4.28)式中，md——各制動鼓的總質(zhì)量；mh——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪副、輪轂、輪輞等)的總質(zhì)量；cd——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg·K)，對鋁合金c=880J／(kg·K)；ch——與制動鼓相連受熱金屬件的比熱容；?t——制動鼓的溫升(一次由va=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制動，溫升不應(yīng)超過15℃)；L——滿載汽車制動時(shí)由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認(rèn)為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、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(4.29)式中，ma——滿載汽車總質(zhì)量；va——汽車制動時(shí)的初速度，可取va=vamax；β——汽車制動器制動力分配系數(shù)。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：=1.9=0.6由以上計(jì)算校核可知符合熱容量和溫升的要求。4.6行車制動效能計(jì)算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度和制動距離來評價(jià)的。汽車的最大減速度jmax由下式確定：(4.30)由此得出：(4.31)式中：g—重力加速度，9.8；v—制動初速度，16.7m/s。所以，最大減速度=0.8g制動距離S=(4.32)式中：t1——機(jī)構(gòu)制動滯后時(shí)間，取0.2s；t2——制動器制動力增長過程所需時(shí)間，取0.6s；t1+t2——制動作用時(shí)間，一般在0.2s～0.9s之間；V——制動初速度，由表4.2取為60km/h。故制動距離S==31.04m我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N；根據(jù)GB12676-1999中對汽車行車制動性的要求，在規(guī)定的車速下，各類車輛試驗(yàn)結(jié)果必須達(dá)到下表4.2規(guī)定的最低性能要求。表4.2制動性能對最大制動距離的規(guī)定[10]車輛類型試驗(yàn)車制動初速度（km/h）806060806060制動距離（m）由以上計(jì)算及表可得制動距離S=31.04m<=36.60m，故該制動系的行車制動效能滿足要求。4.7駐車制動計(jì)算圖4.5汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡圖汽車在上坡路上停住時(shí)的受力簡圖如圖4.5所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8，可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：由此可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：(4.33)同樣，可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：(4.34)根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，，即由(4.35)求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為：(4.36)汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為：(4.37)一般對輕型貨車要求不應(yīng)小于25%，中型貨車不小于20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值(因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。單個(gè)后輪駐車制動器的制動上限為=(4.38)=×1850×9.8×0.28×sin32.09°=1348.42N·m5制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1制動鼓制動鼓需具有大的剛性和熱容量，制動時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相配合，為了工作表面磨損均勻，應(yīng)保證具有高摩擦系數(shù)。中、重型貨車和中、大型客車多用合金鑄鐵或灰鑄鐵HT200制造的制動鼓(圖4.1(a))；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鑄成鼓筒部分一體的組合式制動鼓(圖4.1(b))；另外，帶有灰鑄鐵鼓筒的鑄鋁合金制動鼓(圖4.1(c))則廣泛用于轎車上。制動鼓相對于輪轂的對中如圖5.1所示，是以直徑為dc的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)行動平衡。許用不平衡度對轎車為15～20N?cm；對貨車為30～40N?cm。制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般制動鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。參考車型屬于輕型載貨汽車，因此本設(shè)計(jì)采用由鋼板沖壓成形的輻板與灰鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓，制動鼓壁的厚度選取13mm。（a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓1—沖壓成形輻板；2—鑄鐵鼓筒；3—灰鑄鐵內(nèi)鼓；4—鑄鋁臺金制動鼓圖5.1制動鼓5.2制動蹄輕、微型貨車和轎車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時(shí)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鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時(shí)的噪聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車約為3～5mm；貨車約為5～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm；貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，鉚接的噪聲較小；粘接的磨損厚度較大，但不易更換襯片。因此，本設(shè)計(jì)制動蹄采用熱軋鋼板沖壓—焊接制成，腹板和翼緣的厚度取6mm，摩擦襯片的厚度取10mm。5.3制動底板制動底板承受著制動器工作時(shí)的制動反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。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。它是除制動鼓外制動器各零件安裝基本，應(yīng)保證各安裝零件相互間位置地正確。為此，由鋼板沖壓形成的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。制動地板的厚度一般為2.6～5.8mm。因此，本設(shè)計(jì)制動底板采用熱軋鋼板沖壓成形，制動底板的厚度取5mm。5.4制動蹄的支承為了使具有支承銷的一個(gè)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(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。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，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蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。本設(shè)計(jì)為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，采用偏心支承銷。5.5制動輪缸液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)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?；钊射X合金制造。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)制動輪缸有兩個(gè)等直徑活塞；少數(shù)有四個(gè)等直徑活塞。由于采用的是領(lǐng)從蹄式的制動器，采用兩個(gè)活塞推動。5.5.1制動輪缸直徑與工作容積制動輪缸對制動體的作用力與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓之間有如下關(guān)系式：(5.1)式中：p—考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸液壓，p=8MPa—12MPa。制動管路液壓在制動時(shí)一般不超過10MPa—12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力越高則輪缸直徑就越小，但對管路尤其是制動軟管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強(qiáng)度以及接頭密封性的要求都更加嚴(yán)格。根據(jù)前面算得的結(jié)果：選取p=9MPa，求dw：(5.2)輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。由此，選取制動輪缸的直徑dw=22mm。一個(gè)輪缸的工作容積：(5.3)式中，dw—一個(gè)輪缸活塞的直徑；n—輪缸的活塞數(shù)目；δ—一個(gè)輪缸活塞在完全制動時(shí)的行程，在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可取δ=2mm~2.5mm，(5.4)δ1—消除制動蹄與制動鼓問的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器等于相應(yīng)制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍；δ2—由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程；δ3，δ4—分別為制動蹄變形與制動鼓變形而引起的輪缸活塞行程。選取δ=2mm，n=2，求一個(gè)輪缸的工作容積Vw。全部輪缸的總工作容積為：(5.5)式中：m—輪缸的數(shù)目。已知m=4，求全部輪缸的總工作容積：5.5.2制動輪缸活塞寬度根據(jù)已有的公式計(jì)算活塞的寬度：(5.6)于是求知：mm。5.5.3制動輪缸筒的壁厚一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結(jié)構(gòu)確定，必要時(shí)進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核時(shí)分薄壁和厚壁兩種情況進(jìn)行?，F(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進(jìn)行校核。(5.7)式中：py——試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力pn≤16Mpa時(shí)，取py=1.5pn）；[δ]——缸筒選取材料的許用應(yīng)力。由于，mm4.57mm，所以壁厚強(qiáng)度滿足要求。5.6制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu)在未制動的狀態(tài)下，制動鼓與摩擦襯片之間應(yīng)有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉(zhuǎn)動。一般鼓式制動器的設(shè)定間隙為0.2～0.5mm?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械和熱變形，所以制動器在冷卻狀態(tài)下的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動器在工作過程中會因?yàn)槟Σ烈r片的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。在制動輪缸上采取措施實(shí)現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整，如圖5.2所示。用以限定不制動時(shí)制動蹄內(nèi)極限位置的限位摩擦環(huán)1裝在輪缸活塞2內(nèi)端的環(huán)槽中或借矩形斷面螺紋旋裝在活塞內(nèi)端。限位摩擦環(huán)是一個(gè)有切槽的彈性金屬環(huán)，壓裝入輪缸后與缸壁之間的摩擦力可達(dá)400。活塞上的環(huán)槽或螺旋槽的寬度B大于限位摩擦環(huán)厚度b，活塞相對于限位摩擦環(huán)的最大軸向位移量即為兩者之間的間隙。間隙應(yīng)等于在制動器間隙設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)時(shí)，施行完全制動時(shí)所需的輪缸活塞行程。1—限位摩擦環(huán)；2—活塞；3—制動輪缸圖5.2制動鼓與蹄間隙工作的自動調(diào)整裝置制動時(shí)，輪缸活塞外移。當(dāng)活塞移動到與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面接觸（即間隙消失）時(shí)，制動器間隙正好等于設(shè)定值，并且蹄鼓之間已壓緊到足以產(chǎn)生最大制動力矩的程度。若制動器間隙因?yàn)橐恍┰蛟龃蟮匠^設(shè)定值時(shí)，則活塞外移到=0時(shí)仍不能實(shí)現(xiàn)完全制動。但只要輪缸液壓達(dá)到0.8，即能將活塞連同限位摩擦環(huán)繼續(xù)推出，直到實(shí)現(xiàn)完全制動。這樣，在解除制動時(shí)，活塞隨制動蹄向后移動到與處于新位置的限位摩擦環(huán)與缸壁之間這一不可逆轉(zhuǎn)的軸向相對位移上，補(bǔ)償了制動器的過量間隙。不制動時(shí)，制動蹄回位彈簧只能將制動蹄向內(nèi)拉到輪缸活塞與限位摩擦環(huán)外端面接觸為止，因?yàn)榛匚粡椈傻睦h(yuǎn)遠(yuǎn)不足以克服摩擦限位環(huán)與缸壁間的摩擦力。此時(shí)，如圖5.2所示，間隙存在于活塞與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面之間。5.7制動摩擦襯片在GB5763-1998《汽車用制動器襯片》中，將制動摩擦襯片按用途分成4類，其中，第1類為駐車制動器用；第2類為微型、輕型汽車鼓式制動器用；第3類為中重型汽車的鼓式制動器用；第4類為盤式制動器用，見表5.1。表5.1汽車制動器摩擦襯片的摩擦性能[10]類別項(xiàng)目試驗(yàn)溫度100℃150℃200℃250℃300℃350℃1類摩擦系數(shù)2）0.30～0.700.25～0.700.20～0.70——————指定摩擦系數(shù)3）的允許偏差±0.10±0.12±0.12——————磨損率（V），10－7cm3/（N?m）≤1.00≤2.00≤3.00——————2類摩擦系數(shù)2）0.25～0.650.25～0.700.20～0.700.15～0.70————指定摩擦系數(shù)3）的允許偏差±0.08±0.10±0.12±0.12————磨損率（V），10－7cm3/（N?m）≤0.50≤0.70≤1.00≤2.00————3類摩擦系數(shù)2）0.25～0.650.25～0.700.25～0.700.20～0.700.15～0.70——指定摩擦系數(shù)3）的允許偏差±0.08±0.10±0.12±0.12±0.14——磨損率（V），10－7cm3/（N?m）≤0.50≤0.70≤1.00≤1.50≤3.00——4類摩擦系數(shù)2）0.25～0.650.25～0.700.25～0.700.25～0.700.25～0.700.20～0.70指定摩擦系數(shù)3）的允許偏差±0.08±0.10±0.12±0.12±0.14±0.14磨損率（V），10－7cm3/（N?m）≤0.50≤0.70≤1.00≤1.50≤2.50≤3.50注：1）試驗(yàn)溫度指試驗(yàn)機(jī)圓盤摩擦面溫度；2）摩擦系數(shù)范圍包括允許偏差在內(nèi)；3）指定摩擦系數(shù)由供需雙方商定。5.8制動主缸5.8.1制動主缸直徑與工作容積制動主缸的直徑應(yīng)符合GB7524—87的系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。制動主缸應(yīng)有的工作容積：(5.8)式中：V——全部輪缸的總工作容積；——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設(shè)計(jì)時(shí)，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為，貨車取，式中為全部輪缸的總工作容積。主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定：(5.9)一般，取，因此求知根據(jù)GB7524—87的系列尺寸取mm。5.8.2制動主缸活塞寬度根據(jù)已有的公式：(5.10)于是求知活塞的寬度：mm。5.8.3制動主缸筒的壁厚一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結(jié)構(gòu)確定，必要時(shí)進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核時(shí)分薄壁和厚壁兩種情況進(jìn)行。現(xiàn)取壁厚mm，由于，因此按厚壁進(jìn)行校核。(5.11)式中：δ——輪缸壁厚；py——試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力pn≤16Mpa時(shí)，取py=1.5pn）；[δ]——缸筒材料許用應(yīng)力。由于mm5mm，所以壁厚強(qiáng)度滿足要求。5.9制動踏板力與踏板行程圖5.3液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的計(jì)算用簡圖制動踏板力Fr可用下式驗(yàn)算：(5.12)式中，dm——制動主缸活塞直徑；p——制動管路的液壓；ip——制動踏板機(jī)構(gòu)傳動比，；is——真空助力器的助力比；r1，r2——見圖5.3；η——制動踏板機(jī)構(gòu)及制動主缸的機(jī)械效率，可取。通常，汽車液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比，當(dāng)dm較小時(shí)，其活塞行程sm及相應(yīng)的踏板行程xp便要加大。制動踏板工作行程xp為：(5.14)式中：δm1——主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm~2.0mm；δm2——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。mm<170mm~180mm制動踏板全行程應(yīng)大于正常工作行程。調(diào)整正常時(shí)的踏板工作行程xp大概為踏板全行程的40%~60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。踏板力Fp一般不應(yīng)超過500N~700N。踏板全行程對貨車不應(yīng)超過170mm~180mm。此外，作用在制動手柄上的力對貨車不應(yīng)超過600N。制動手柄行程對貨車不應(yīng)超過220mm。為了避免空氣進(jìn)入制動管路，在主缸活塞回位彈簧(同時(shí)亦為回油閥彈簧)的計(jì)算中，應(yīng)保證在制動踏板被放開以后，制動管路中仍能保持0.05Mpa~0.14MPa的殘余壓力。另外，還需校核所需制動力和制動器所能產(chǎn)生的制動力之間關(guān)系。根據(jù)汽車制動時(shí)的整車受力分析，由之前的分析得：汽車所需的制動力：F需=(5.15)==4219.35N制動器所能產(chǎn)生的制動力計(jì)算，由張開力計(jì)算公式：(5.16)可得，張開力=3419.46N由式（4.1）制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力：=2.18×3419.46×120/280=3048.20N后軸能產(chǎn)生的制動力F=2F能=2×3048.20N=6096.40NF=2F能=4219.35NF需=6096.40N故所設(shè)計(jì)制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)是合理的。5.10制動蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算在得到制動蹄片上法向力N1，N2制動力矩TTf1，TTf2及張開力P1,P2（見3.4節(jié)），可根據(jù)圖求得支承銷的支承力S1，S2及支承銷的剪切應(yīng)力如下：(5.17)也可以用下述的簡化方法求，對兩蹄分別繞中心點(diǎn)取矩，得：（5.18）一般來說，S1的值總要大于S2的值，故僅計(jì)算領(lǐng)蹄的支承銷的剪切應(yīng)力即可：（5.19）式中：P1，N1f，a，R，見5.16；f—摩擦系數(shù)；—許用剪切應(yīng)力。所以算得：因此由式（5.17）知：選用的支承銷采用45號鋼制成，它的許用剪切應(yīng)力是=25～45MPa，所以，符合剪切力要求。5.11主要零部件的加工工藝5.11.1制動鼓目前，市場上面制動鼓的主要材料還是灰鑄鐵占多數(shù)，灰鑄鐵具有良好的減震性和耐磨型，并且噪音小，加工工藝簡單。一般加工工藝是鑄造—粗加工—半精加工—精加工—鉆孔—檢驗(yàn)。（1）鑄造：制動鼓在進(jìn)行鑄造時(shí)，需控制爐料質(zhì)量，鐵水化學(xué)成分進(jìn)行控制，還有就是控制好澆注溫度，配料的正確，如控制不好，可能就會出現(xiàn)鑄造缺陷，如夾砂，氣孔，白口等，出現(xiàn)以上鑄造缺陷會對后面的加工帶來困難。（2）粗加工：鑄造之后進(jìn)入機(jī)械加工車間。目前，加工制動鼓常采用數(shù)控車床，原因1是降低工件的廢品率，原因2是提高加工效率。粗加工制動鼓需留有大概0.5mm的余量，以便以后半精加工和精加工保證光潔度要求。（3）半精加工：為了使制動鼓獲得較高的光潔度，一般在粗加工之后進(jìn)行半精加工，留有0.1-0.2mm的余量，方面后面的精加工工序。（4）精加工：為了獲得較高的表面光潔度，一般會在半精加工之后再精加工一刀，加工至圖紙要求尺寸和Ra1.6的光潔度。（5）鉆孔：在圖紙要求部位鉆相應(yīng)尺寸的孔。（6）檢驗(yàn)入庫：檢驗(yàn)制動鼓表面光潔度，和尺寸公差是否滿足圖紙要求，合格之后如可或裝配。對于小批量或少量制動鼓，在不影響整體加工效益的基礎(chǔ)上可選擇合適的硬質(zhì)合金刀具，它對線速度敏感，只能低速切削制動鼓，生產(chǎn)節(jié)拍變長，影響加工效率；對于大批量制動鼓，選擇立方氮化硼刀具加工，其中更多的是立方氮化硼刀具BN-S30和BN-K20，加工制動鼓的效果更突出。其中立方氮化硼刀具BN-S30屬于整體聚晶立方氮化硼刀具，適合粗加工工序，BN-K20屬于焊接式立方氮化硼刀具，適合精加工工序。由于工序不同，加工余量不同，選擇的刀具牌號也不同。5.11.2摩擦襯片摩擦片加工的標(biāo)準(zhǔn)：螺栓锪孔后的剩余厚度應(yīng)為摩擦片厚度的1/3，連合后的摩擦片貼合牢固，無裂損，不得有大于0.15㎜的縫隙；光磨后的摩擦片螺栓頭應(yīng)低于摩擦片表面3㎜以上，與制動鼓的接觸面積應(yīng)大于50﹪，并保證兩端首先接觸。摩擦片的锪孔深度需符合標(biāo)準(zhǔn)，連接應(yīng)從摩擦片的中部向兩端依次擰緊螺栓，連接后的摩擦片與制動蹄應(yīng)全部貼合，連接牢固，連接后蹄架進(jìn)行油漆處理。摩擦片車削時(shí)要做到定位準(zhǔn)確，圓跳動符合要求，圓跳動大于1㎜時(shí)就要檢查蹄片及定位情況，必要時(shí)更換蹄架。如在底盤修理工裝配時(shí)上、下片間隙差大，在準(zhǔn)確測量差值后允許用修磨機(jī)磨削相應(yīng)的尺寸，但磨削后摩擦片厚度不能低于標(biāo)準(zhǔn)尺寸。摩擦片加工后還應(yīng)檢查與制動鼓切合情況，保證摩擦片與制動鼓有較大的切合面積。檢查工藝：先在制動鼓上涂以白粉，將摩擦片貼合在制動鼓上來回移動，檢查切合情況，切合面積不小于摩擦片總面積的50%，且兩端向中間分布，兩端切合較重，中間較輕。5.12工藝尺寸鏈分析在未制動的狀態(tài)下，制動鼓與摩擦襯片之間應(yīng)有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉(zhuǎn)動。一般鼓式制動器的設(shè)定間隙為0.2～0.5mm，本設(shè)計(jì)的間隙為0.3mm。圖5.4尺寸鏈計(jì)算簡圖（1）圖中，A1為增環(huán)，A2，A3為減環(huán)，