轿车后轮鼓式制动器设计

轿车后轮鼓式制动器 毕 业 设 计(论 文) 设计()目: 轿车后轮鼓式制动器设计 学生姓名: 指导教师: 二级学院: 专 业: 车辆工程 班 级: M11车辆工程 学 号: 提交日期: 年 月 日 答辩日期: 年 月 日 学士学位论文 目录 目 录 摘 要 ......................................................III Abstract .................................................... IV 1 绪论....................................................... 1 1.1 课题的研究目的及意义 ................................... 1 1.2 目前的发展现状及趋势 ................................... 1 1.3 本课题的主要内容及目的 ................................. 2 2 鼓式制动器的工作原理与结构分析 .............................. 3 2.1汽车制动系统的介绍 ..................................... 3 2.2 鼓式制动器基本工作原理 ................................. 3 2.3 鼓式制动器的机构形式 ................................... 5 2.3.1 领从蹄式制动器 .................................... 5 2.3.2 双领蹄式制动器 .................................... 7 2.3.3 双向双领蹄式制动器 ................................ 8 2.3.4 单向自增力式制动器 ................................ 8 2.3.5 双向自增力式制动器 ................................ 9 2.4 各类型鼓式制动器特点的比较与选用 ....................... 10 3 制动系主要参数的选择和设计计算 ............................. 12 3.1 同步附着系数 ......................................... 12 3.2 制动强度和附着系数利用率 .............................. 13 3.3 制动器最大的制动力矩 .................................. 15 3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 ............................ 16 3.4.1 制动鼓直径 ..................................... 16 D ,3.4.2 制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦b A面积................................................ 16 , ,3.4.3 摩擦衬片起始角 ................................. 17 0 a3.4.4 张开力的作用线至制动器中心的距离 ............... 17 P c3.4.5 制动蹄支销中心的坐标位置与 ..................... 18 k I 学士学位论文 目录 3.4.6 摩擦片摩擦系数 ................................... 18 3.5 制动器的设计计算 ...................................... 18 3.5.1 制动蹄片上的制动力矩 ............................. 18 3.5.2 摩擦衬片的磨损特性计算 ........................... 21 3.5.3 制动器的热容量和温升的核算 ........................ 22 4 制动器主要零件的结构设计 ................................... 24 4.1 主要零件的选择........................................ 24 4.1.1 制动鼓 .......................................... 24 4.1.2 制动蹄 .......................................... 24 4.1.3 制动底板 ........................................ 25 4.1.4 制动蹄支承 ....................................... 25 4.1.5 制动轮缸 ........................................ 25 4.1.6 摩擦 ........................................ 25 4.1.7 制动摩擦衬片 ..................................... 26 4.1.8 制动器间隙 ....................................... 27 4.2 结构的校核和计算 ...................................... 28 4.2.1制动蹄支承销剪切应力计算 .......................... 28 4.2.2 轮缸直径与工作容积 ............................... 29 4.2.3制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚 ...................... 30 5 总结...................................................... 31 参考文献 .................................................... 32 致 谢 ...................................................... 33 II 学士学位论文 摘要 轿车后轮鼓式制动器设计 摘 要 随着汽车速度的不断变快和人们对汽车安全性要求的提高,汽车制动系统显得越来越重要。而鼓式制动器作为目前在经济型轿车中使用的最多的一种摩擦制动器,却还存在着许多问题。因此改进它机构中存在的问题,使其能够稳定、高效运行的研究对整个汽车行业的发展来说意义重大。 本课题的研究是以实际产品为基础,并结合理论设计的要求,对一辆经济型轿车的后轮鼓式制动器进行结构形式的选择、主要参数的计算、零件的选择设计和结构的校核计算等。在设计计算过程中通过查阅大量资料并联系实际情况不断进行修改、优化,力求使所设计的制动器与目标车辆更加的相匹配。 关键词:鼓式制动器,结构形式,选择设计,校核计算,优化 III 学士学位论文 Abstract Car rear drum brake design Abstract As the vehicle speed becomes faster and people constantly improve vehicle safety requirements, brake systems become increasingly important. The drum brake as a friction brake is currently the most used in the economy car, and still there are many problems. Therefore improving its organization problems that it can stable and efficient operation of research on the development of the automotive industry is of great significance. Research on this subject is based on the actual product, and theoretical design requirements for an economy car rear drum brake structure selection, checking choose design and calculation of the main parameters of the structure, part of calculation. In the design calculation process by access to large amounts of information and links to the actual situation constantly changes, optimization, and strive to make the brake with the target vehicle designed more matches. Keywords:drum brake; Structure; Select Design; Checking calculation; Optimization IV 金陵科技学院学士学位论文 第1章 绪论 1 绪论 1.1 课题的研究目的及意义 我们知道汽车在确保安全行驶的条件下，为了提高运输效率，应当尽量以高速行驶，但也需要慢下来，停下来，而制动系统就是确保汽车安全行驶过程中最为重要的一套系统。现在随着道路交通状况的日益复杂和车流量的增加，我们在正常驾车行驶过程中用到制动系统的次数越来越多，这就要求我们的制动系统必须拥有更高的性能和更长的使用寿命。设想如果在需要制动的时候制动系统不能可靠，快速的反应将汽车减速停止，那么将会对乘员的生命安全和财产带来极大的损害。 如今的汽车大多数都装配了两套制动装置，它们可划分为主要用于汽车的减速与停车的行车制动装置和主要用于驻车后防止汽车滑溜的驻车制动装置。但是由于交通事故往往都发生在汽车行驶过程中，所以行车制动装置就显得格外的重要。经过将近一个多世纪的发展，汽车的行车制动系统已经越来越完善，形成各种各样的适应于不同环境的制动装置。现在大多数汽车使用行车制动器主要分为盘式制动器和鼓式制动器两大类，其原理都是使用固定的元件去摩擦旋转元件的工作表面从而产生比较大制动力矩使旋转元件停止转动。但在实际路况的使用过程中，这类摩擦制动器存在的问题还是比较多的，比如:受到路面条件和天气情况的影响较大，摩擦受热后制动效能下降比较快，在汽车涉水后存在严重的水衰退问题等等，并且鼓式制动器存在的问题相比盘式来说更加的严重和复杂。但考虑到鼓式制动器在绝大多数经济型轿车后轮中仍被广泛使用，因此改进它机构中存在的问题，使其能够稳定、高效运行的研究对整个汽车行业的发展来说意义重大。 1.2 目前的发展现状及趋势 在汽车作为一个工业产品登上历史舞台的时候，关于汽车车辆制动系统的研究就未曾停止。近年来，伴随车辆数量的井喷式增长和不断加速的车轮，对制动系统的研究发展更是进入了一个高潮期。制动器作为制动系统中的核心部件，对它的研究已经呈现一种白热化的状态。现阶段摩擦式制动器是一种被广泛运用的制动器类型，按摩擦副旋转元件的种类可分为鼓式和盘式。在盘式中，滑动钳盘是目前应用最广泛的一种。从可靠性和安全性上看，盘式制动器的热和水稳定性以及抗衰减性比鼓式制动器好很多，因而被广泛应用。但盘式制动器的缺点也比较明显，它的效能低，对尘污和锈蚀的防护力较差，并且需要加装比较繁复的手驱动机构才能驻车制动，考虑到这些问题许多车的制动系统采用前盘后鼓的形式。而对于安装有再生制动能力电机的电动汽车和混合动力车，它引入了一种新形式的制动器能在回收制动能量时制动。作为一种全新的制动器类型，必然会对传统的制动器产生深刻的影响。电制动系统制动器并不是一个独立的新型制动器，它是在传统制动器技术的基础上演变而来的，最好的例证是它也分为盘式和鼓式两类。但鼓式电制动却在很大程度上克服了传统鼓式衰退性快等缺点，在加之其结构和制造工艺等相对盘式更简单，所 1 金陵科技学院学士学位论文 第1章 绪论 以仍有极大的发展空间。受到信息电子技术发展的影响，车辆也由传统意义上的纯机械装置向着模块化，集成化，电子化，车供能源的高压化的发现发展，制动系统当然也不能例外。在博世、西门子、特维斯这些巨头汽车零部件厂商的积极推广带领下，电制动系统必将是未来的主流，制动系统性能也将发生跨越式的发展。 1.3 本课题的主要内容及目的 本课题的任务是通过各种途径查阅资料并联系实际情况，根据该车型的特点运用大学所学到的车辆工程专业的理论知识，对某款汽车的后轮鼓式制动器进行结构的选择，然后对具体的零部件进行详细的设计和计算，其内容主要涵盖以下方面:汽车制动必需力的大小及其前后的分配比例;摩擦片的构造参数并计算使用寿命;根据摩擦片寿命及轮胎尺寸所要求的空间大小来决定制动器的形式、结构和参数;制动器的零件设计并衡量其部件用料、强度大小、使用寿命和装配工艺是否合符要求。为了满足越来越严格的环保标准，因此在满足车辆制动效能及安全要求的基础上尽量选择达到国家环保要求的材料。 在大学四年的学习中我们掌握很多的专业知识和技巧，因此在这次毕业设计中，我们能够很好的将所学习的知识进行回忆和整合，所以这次毕业设计的目的在于: 1.将所学的知识进行整合和深化。 2.进一步提高自己的阅读文献和分析资料的能力。 3.巩固自己的CAD绘图技巧。 4.学会汽车中一些零部件的设计、计算和校核，为从事这方面工作做好准备。 5.培养作为一个工程师所需的严谨的精神。 2 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 2 鼓式制动器的工作原理与结构分析 2.1汽车制动系统的介绍 汽车制动系不仅在汽车的行驶过程中起作用，体现在它能够让驾驶员在行驶过程中随心所欲的控制汽车的减速和使汽车停止，和使汽车在下坡时保持在一个稳定的速度上，而且它的驻车制动机构还能够让汽车在停止的状况保持长时间的禁止。汽车制动系统与汽车的稳定驾驶和停车息息相关。只有制动系统在任何环境路况下都能处在一个良好的工作状况时，汽车的动力性才能够完全的被开发。 制动系统主要包括制动器和制动操纵系统，制动动作的产生装置即制动器，制动操纵系统是除制动器外其它一系列装置的总和。那种能够产生阻碍汽车的运动或运动趋向力的机构，我们称之为制动器，其中也包括辅助制动系统中的缓冲设备。制动力矩是利用不同的机械零件工作面之间的摩擦作用产生的制动器，被称为摩擦制动器，可以将它分为鼓式制动器和盘式制动器两个类型。制动操纵系统的作用是产生制动动作，控制制动效果并通过一系列的配合作用最终把能量传到制动器的各个部件，包括功能设备，控制设备，传动设备和制动力调节设备，报警设备，压力保护设备等。大概构成见图2.1 图2.1汽车制动系统的基本部件 1-液压助力制动器 ;2-主缸和防抱死装置 ;3-前盘式制动器 ; 4-制动踏板 5-驻车制动杆 ;6-防抱死计算机;7-后盘式制动器 2.2 鼓式制动器基本工作原理 在一百年前的汽车上我们就可以见到鼓式制动器的身影，但是因为它的可靠性以及强制动力即使应用在现代的汽车上仍十分出色，所以在许多车型上仍可以见到鼓式刹车的身影。鼓式刹车的原理是利用制动蹄与制动鼓之间摩擦来使汽车减速停止，通过液压装置使 3 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 用液压力的作用将位于制动鼓内的刹车片往外推从而压在旋转着的制动鼓上。 鼓式刹车的刹车鼓内面就是刹车装置产生刹车力矩的位置，所以它占用的空间在产生同等制动的前提下要比盘式制动器小很多。在一些载重型的货车上，轮圈的空间非常的有限，因此体积较小但能产生较大制动力的鼓刹变成了这类车型的一个比较常见的选择。 图2.2 鼓式构造整体图 图2.3鼓式构造分解图 简单来分析一下鼓刹的模型，就是利用禁止的物体去阻碍运动的物体，这样便会产生摩擦力而是运动的物体降低速度乃至停止的一个装置。 脚踩刹车踏板，刹车踏板便会推动活塞运动，接而压缩油路中的刹车油，通过液压作用进而会使得每个车轮中的刹车分泵的活塞往外运动推动制动蹄，制动蹄便会对制动鼓施加压力产生摩擦力矩。在力矩的作用下，制动鼓的转速降低而达到了刹车的效果。当中零部件的具体运动情况如下所述: 如图2.4所示汽车制动时，当制动踏板1被驾驶者踩下的瞬间，推杆2压动主缸活塞3，由于受到压迫，主缸中的油液便经油管5淌进制动轮缸6从而促使活塞7顶动两制动蹄10，让其绕支承销张起，这样摩擦片9便被紧压在了制动鼓的内表面上。因为压力的原因制动蹄产生了一个与车轮旋转方向相反摩擦力矩，轮胎与路面间的附着作用使得车Mμ FF轮对路面作用一个向前的周缘力，同时路面也对车轮作用一个向后的地面制动力。μB当制动力经过车桥和悬架传给了车架和车身时，汽车产生了一定的减速度，从而使汽车减速甚至停车。汽车的减速度随着地面制动力的增大而增大，同时制动距离变短。所以很明 M显，地面制动力除了和摩擦力矩有关外，还受到轮胎与地面间的附着条件影响。 μ 当制动结束后，随着驾驶员的收腿制动踏板上的力也随之消失，制动蹄在回位弹簧13的作用下将回复到先前的位置，与此同时活塞也是如此。 4 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 图2.4 基本结构图 图2.5 制动蹄 2.3 鼓式制动器的机构形式 鼓式制动器主要有外束型和内张型两种，但外束型现在已经极少使用，所以这里我们不做讨论。内张型鼓式制动器中，固定元件为带摩擦片的制动蹄。根据促动装置类型的不同可划分为:轮缸式制动器、凸轮式制动器和楔式制动器。而凸轮式制动器都用于气动传动中，大客车，货车等经常使用，不符合本课题的要求，所以我们选择轮缸式制动器。 不同类型的鼓式制动器中，在处在平衡状况时制动蹄施加给制动鼓的径向力是不同的，以此为依据可将鼓式制动器分为领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、单向自增力式制动器、双向自增力式制动器，下面分别对它们进行详细介绍。 2.3.1 领从蹄式制动器 领从蹄式制动器的结构如图2.6所示。 图2.6 领从蹄式制动器结构示意图 制动鼓直接安装轮毂上并跟随车轮一起做圆周运动。制动底板作为制动器的基体，上 5 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 面装着一些零件。其上部安装的是制动轮缸，制动蹄的端部与轮缸活塞凹槽配合安装固定。而下部则通过圆孔套在偏心支承轴上面。制动底板上有螺栓孔，通过螺栓与后桥壳的凸缘铰接在一起。 如图2.7所示的这种制动器叫做领从蹄式制动器。我们设汽车前进时制动鼓的旋转方向如箭头所示，可见制动蹄1的支承点3在在箭头的方向上，因此在制动时制动轮缸7的活塞会将制动蹄的后端推开，这样制动蹄的旋向便与制动鼓的旋向是一致的，具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与领蹄对称的另一侧的制动蹄，它的支承点在箭头方向的后端，活塞施加的力作用在前端，所以其旋向与制动鼓的旋向相反，这种属性的制动蹄称为从蹄。当车辆挂上倒车档时，制动鼓变为反方向的转动，这时制动蹄1与制动蹄2的张开方向与先前相反即:蹄1为从蹄，2为领蹄。所以在制动鼓的正反转动中始终会存在一个从蹄和领蹄，这种类型的制动器就被称作领从蹄式制动器。 图2.7 领从蹄式制动器示意图 1-领蹄;2-从蹄;3、4-支点;5-回位弹簧;6-制动鼓;7-制动轮缸 领从蹄式制动器受力情况如图2.7所示。在制动过程中两边的制动蹄所收到的轮缸对 FF它的张力的大小是同等的，都是，两制动蹄在力的推动下绕着支承点向外偏转从而s1s1 FF压在制动鼓上，同时由牛顿定律可知，制动鼓也会对两制动蹄施加法向反力、和相N1N2应的切向反力、。由力矩方向的判定原则可知，、对前制动蹄作用的力矩方FFFFT1T2T1T2 F向是相同的，所以在的作用下，将导致前制动蹄对制动鼓的压紧力增大，即变得更FN1T1 大。“助势”作用便是这样产生的，前面的制动蹄起到增大压紧的作用被称作助势蹄，相 F反的，F的作用则趋向于使制动蹄与制动鼓分离，让变小，这种制动蹄制起到“减势”N2T2 作用，被称作减势蹄。由于在制动过程中两制动蹄对制动鼓的作用是相反的，因此就导致了助势蹄的制动力矩大概是减势蹄的2至2.5倍。 如图2.8，为一汽奥迪100型桥车的后轮制动器。制动蹄9的上下支承面根据工作需要被制成弧面，下端通过支承板31与制动底板相连，支承板31用平头销固定。轮缸活塞 6 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 的促动力会由支承座17传递给制动蹄的上端。此种支撑结构可以使制动蹄沿支承面有一定的浮动量。驻车制动杠杆26上端与后制动蹄27用平头销24连接。其上部卡在驻车制动推杆11右端的切槽里起到中间支点的作用，并用一根拉绳连接其下端。推杆内弹簧12左右端分别有勾与推杆11的右弯舌和后制动蹄27的腹板相连接，推杆外弹簧25的结构与内弹簧相同，但它分别与前制动蹄15的腹板和推杆11的右弯舌相连接。 在进行驻车制动时需要经过一系列杆之间的运动与配合才能完成。先手动将制动杆拉到制动位置，这时候驻车制动杆下端受到拉力便会绕着其上端的固定点转动。前制动蹄15由于受到制动推杆11的右移影响，便会向制动鼓偏转。但制动蹄压倒制动鼓后，推杆11便停止运动。而制动杠杆26的中间支点就成为了新支点继续使其1转动。后制动蹄27被制动杠杆27推动压向制动鼓，完成驻车制动。 图2.8 一汽奥迪100型轿车后轮制动器 1-限位弹簧座;2-限位弹簧;3-限位销钉;4-制动底板;5-摩擦片;6-调节齿板拉簧;7-密封堵塞;8、14-铆钉;9-制动蹄腹板;10-调节齿板;11-驻车制动推杆;12-驻车制动推杆内弹簧;13-调节支承板;15-前制动蹄;16-密封罩;17-支承座;18-轮缸壳体;19-活塞回位弹簧;20-放气螺钉;21支承杆;22-皮圈;23-活塞;24-平头销;25-驻车制动推杆外弹簧;26-驻车制动推杆;27-后制动蹄;28-制动回位弹簧;29-限位板;30-平头销;31-支承板 2.3.2 双领蹄式制动器 为了进一步增强制动效果，可以将鼓中的两个制动蹄各用一个单向活塞的制动轮缸控制并且这两个制动轮缸是关于制动底板的中心对称布置的。这样的制动器便称作双领蹄式制动器。这种制动蹄中，前后制动蹄、轮缸和调整凸轮等零件都是关于制动底板中心对称的。为保证两轮缸的驱动油压相等，将两轮缸用一根油管相连。在前进制动时，俩个制动蹄便都成为了助势蹄，制动蹄片的磨损也近似于相等。但倒车时两蹄均为减势蹄，制动效 7 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 能大幅下降。 图2.9 双领蹄式制动器结构示意图 2.3.3 双向双领蹄式制动器 在汽车向前和后退的过程中，如果两蹄都起到助势作用，这种类型的制动器被称作双向双领蹄式制动器。结构见图2.10.车辆前进时，两个制动轮缸两端的活塞在压力的作用下都会张开。制动蹄的上下两端都会被压住，这时两个制动蹄将分别压住制动鼓。因为两蹄与制动鼓之间存在摩擦力，所以两蹄都开始倾向于制动鼓转动的方向转动。这将导致两轮缸活塞中各一对称端的活塞被压回，直至与轮缸端面完全靠合成为刚性接触，这时两蹄的工作状态便等同于双领蹄制动器中的两蹄的情况。倒车时也是如是。 图2.10 双向双领蹄制动器示意图 1-制动蹄;2-制动轮缸;3-制动鼓;4-回位弹簧 2.3.4 单向自增力式制动器 单向自增力式制动器如图2.12所示，在制动底板上端有一支承销，并支承着第二制动蹄。在车辆前进刹车时，单活塞的轮缸便会推压第一制动蹄，使其与制动鼓内表面摩擦。在摩擦力的作用下，第一制动蹄便会转动一小角度，因为两制动蹄的下端被一根顶杆连接 8 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 在一起，因此这个小角度的转动便会促使顶杆推动第二制动蹄也与制动鼓相贴合。在这一过程中，可以看见两制动蹄均起到了助势的作用。但与前面的制动器不同的是，通过顶杆传递给第二制动蹄的推力Q要远远大于轮缸活塞施加在第一制动蹄上的推力P。因此，第二制动蹄产生的制动力矩要比第一制动蹄的制动力矩达到2至3倍。 图2.11所示的是罗马尼亚生产布切奇113N型汽车前轮用单向增力式制动器结构图，其顶杆长度是可以调节的，用于调整制动器的间隙。 图2.11 罗马尼亚布切奇113N型汽车的前轮制动器 图2.12 单向自增力式制动器示意图 1-第一制动蹄;2-制动蹄回位弹簧;3-夹板; 1-第一制动蹄;2-回位弹簧; 4-支承销;5-制动鼓;6-第二制动蹄;7-可调顶杆体 3-支承销;4-制动鼓;5-制动轮缸 8-拉紧弹簧;9-调整弹簧;10-顶杆套;11-制动轮缸 6-第二制动蹄;7-顶杆;8-拉紧弹簧 2.3.5 双向自增力式制动器 在图2.13与图2.12的比较中可以发现，单向自增力式与双向自增力式的主要区别就在制动轮缸。在双向自增力式中制动轮缸为双活塞制动轮缸，并且两制动蹄合用制动底板上端的支承销。因此，对于双向自增力式制动器，它的制动效能不会因为车辆前进或后退而有所不同。但在前进或后退时，它的第一制动蹄则分别由前蹄和后蹄担当。在制动推力方面，同样的顶杆传给第二制动蹄的推力Q要远大于制动轮缸作用于第一制动蹄的，但是第二蹄与压紧销间的压紧力只受制动轮缸推力的影响。 9 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 图2.13 双向自增力式制动器示意图 1-前制动蹄;2-前制动蹄回位弹簧;3-支承销;4-后制动蹄回位弹簧;5-后制动蹄 6-顶杆;7-轮缸;8-拉紧弹簧 2.4 各类型鼓式制动器特点的比较与选用 1.领从蹄式制动器在车辆向前或向后行驶过程中制动时性能不变，且其机械构成简单，成本较为低廉，在经稍许改造后便可安装驻车制动机构。其制动效能和稳定性在同类制动器中处于中等水平，所以在中、重型载货汽车的前后轮制动器和轿车的后轮制动器中仍有广泛的运用基础。 2.双领蹄式制动器的优点是在正向制动时拥有很高的制动效能，但其缺点也很明显，即在倒车制动时由于双从蹄的缘故，制动效能下降很多。所以这种结构常见于中级轿车的前轮制动器，并且由于拥有两个成中心对称的轮缸的缘故，很难安装驻车制动。 3.双向双领蹄式制动器在车辆前进和倒车时能保持制动效能不变，因此在中、轻型载货汽车和部分轿车的后轮制动器中被广泛使用。在驻车制动中需要例外安装专门的中央制动器。 4.单向自增力式制动器拥有极佳的正向制动效能，但倒车制动性确实所有鼓式制动器中最差的。所以仅在少数车辆上面作为前轮制动器。 5.双向自增力式制动器作为驻车制动器时，其正反向制动效能都非常理想。所以经常在大型高速轿车上被用作行车制动与驻车制动的公用制动器。 综合比较以上这几种制动器，增力式制动器的效能最高，双领蹄次之，领从蹄式第三，还有一种双从蹄式效能最低，应极少使用，故未介绍。而单从稳定性来看，排名与效能刚好相反，领从蹄式最佳，增力式最差。我们本次课题设计的是一款家庭经济型用车后轮的鼓式制动器，从综合性能，技术成熟度和成本等因素方面考虑，我们选用领从蹄式制动器。因为领从蹄式制动器制动效能，效能稳定性等因素在所有类型的鼓式制动器中居于中流水 10 金陵科技学院学士学位论文 第2章 鼓式制动器的工作原理与结构分析 平，符合家庭经济型用车对性能的要求，而且它结构简单，成本较低，维修方便，附装驻车制动机构时比较方便。 11 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 3 制动系主要参数的选择和设计计算 该款经济型轿车的主要整车参数如下: 表3.1 整车参数 轴距L(mm):2600 整车整备质量(Kg):1282 满载质量(Kg):1800 满载时质心距前轴中心线的距离(mm):1350 满载时质心距后轴中心线的距离(mm):1250 空载时质心高度(mm):950 满载时质心高度(mm):850 3.1 同步附着系数 当车辆的前后制动器的制动力比值为固定值时，只有行驶在附着系数等于同步附着,系数的路面上时才会发生前后车轮一起抱死的状况。对于不同值的道路，有一下三种,,0 情形: ,,,I(1)当时:线处在曲线下方，汽车制动时前轮先抱死，失去转向能力，这,0 是一种稳定工况。 ,,,I(2)当时:线处在曲线上方，汽车在制动时总是后轮先抱死，这时容易导,0 致后轮发生侧滑使汽车失去方向的稳定。 ,,,(3)当时:汽车在制动时前后轮会同时抱死，同时汽车失去转向能力，这也是0 一种稳定工况。 汽车的最高减速度不能单纯的考虑能使汽车最快停止的最高减速度，必须保证在该减速度下汽车能保持正常的行驶，具体条件就是汽车的前后轮之一快要发生抱死但尚未有四轮中的随便哪个抱死的临界情况。假设汽车在路面的同步附着系数等于,的路面上进行制0 q,,d/d,qg,,动并使车辆的前后轮能够一起抱死，则这时的自动减速度为，，其0ut0中q为制动强度。在汽车行驶在其它附着系数的路面时，若出现前后轮中的任何一个快要 ,,,,抱死的情况，这时q必然小于。只有在时，附着系数利用率,才能达到百分之百，0 ,是一个用来衡量路面附着系数利用情况的量，可定义为: FqB,,, (3.1) ,,G F式中:—汽车总的地面制动力; B 12 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 G—汽车所受重力; q——汽车制动强度。 ,,,q,,当时，，，利用率最高。 ,,100 在20世纪中叶的时候由于道路路面条件的苛刻，而且车辆也保持着有限的速度，所以即使自制动过程中车辆发生车轮抱死的情况，也不会产生严重的后果，因此对于把值,0设置的较低并没有引起太大的关注。在进入本世纪后由于日益完善的道路条件和汽车技术的突飞猛进，导致汽车的速度相比于上世纪直线上升，所以汽车后轮抱死侧滑和前轮抱死失去转向能力造成的事故越来越严重。因此一般轿车和货车的设定均有一定的提高，根,0 据国内外的相关资料记载，在满载情况下轿车取;货车取,,0.5为宜。 ,,0.600 我国GB12676—1999附录《制动力在车轴(桥)之间的分配及挂车之间制动协调性A A1.2.3要求》中等效联合国欧洲经济委员会的制动法规规定:在任意负载下，制动强度在3 0.15至0.3时，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直,,q,0.08 线平行的两条直线之间，则认为满足条件要求;对于制动强度，若后轴附着A1.2q,0.33 利用曲线能满足公式，则认为满足的要求，参考见图3.1。 q,0.3，0.74(,,0.38)A1.23 图3.1除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求 NM11 ,,0.7参考其它同类型的车，本次设计取。 0 3.2 制动强度和附着系数利用率 ,,0.7已选定，同时已知汽车轴距mm，满载时汽车质心距前轴中心的距L,26000 L,1350L,1250离mm，满载时汽车质心距后轴中心的距离mm，满载时汽车质心高度12 h,850mm，根据公式 g Lh，,20g (3.2) ,,L ,,0.709求得:制动力分配系数 13 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 又根据公式: G (3.3) F,F,,Gq,,(L，,h)qB1B20gL G (3.4) F,F(1,,),Gq(1,,),(L,,h)qB2B10gL 式中:—制动强度; q —前轴车轮的地面制动力; FB1 —后轴车轮的地面制动力。 FB2 ,,,F,F当时，，故，;。 F,G,,,1q,,0B1,2B 所以，，符合要求。 q,0.78q,0.3，0.74(,,0.38),0.5960 ,,,F,F 当时，，求得: 0B1,1 ,,,GL1800，9.8，1.25，220502F,,,BL，(,,,)h1.25，(0.7,,)，0.851.845,0.85,20g L1.251.252,,,, L，,(,,)h1.25，(0.7,,)，0.851.845,0.85,20g ,,,L1.251.252q,,, L，(,)h1.25，(0.7,)，0.851.845,0.85,,,,20g 这时我们分别取,=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7 可得 表3.2 数值表 =2473.4、2632.8、4160.3、5860.5、7764.1、9910.1、12348 FB q =0.062、0.149、0.236、0.332、0.440、0.562、0.7 =0.621、0.746、0.786、0.831、0.880、0.936、1 , 符合要求。 ,,,F,F当时，，求得: 0B2,2 L1.351.7811,,,, L，,(,,)h1.35，(0.7,,)，0.851.966,0.85,10g ,,,L1.351.351q,,, L，(,,,)h1.945,0.851.945,0.85,10g 14 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 ,,,GL1800，9.8，1.35，238141F,,, BL，(,,,)h1.35，(0.7,,)，0.851.945,0.85,10g 取=0.8 , 可得: 表3.3 数值表 =32069.8、=0.8060、=1.0075 q,FB 符合要求。 3.3 制动器最大的制动力矩 当汽车获得最大的制动力，则汽车的附着质量必定被完全利用，这时的制动力必与地 面对车轮的法向力，是成正比关系的。同时为了使制动器的制动效能在一个稳定可靠ZZ12 的范围内波动，必须合理的分配前后轮的制动力矩。 双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为: ,FL，hZf120g1,, (3.5) FZL,,hf2210g式中:—汽车质心离前、后轴的距离; L，L12 —同步附着系数; ,0 h —汽车质心高度。 g 车轮制动力矩的大小影响着制动器所能产生的制动力矩，即 T,Fr f1f1e T,Fr (3.6) f2f2e F,Z,F式中:—前轴制动器的制动力，; f11f1 F,Z,F —后轴制动器的制动力，; f22f2 —作用于前轴车轮上的地面法向反力; Z1 —作用于后轴车轮上的地面法向反力; Z2 r—车轮的有效半径。 e ,对于值较大的汽车，应该在优先保证汽车制动稳定性，再在这个的基础上合理确定0 每个轴的最大制动力矩。 ,,,当时，，因此确定前后轴的最大制动力矩为 q,,0 GT,(L,qh),r (3.7) f2max1geL ,, (3.8) TTf1maxf2max1,, 15 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 式中:—该车所能遇到的最大附着系数; , —制动强度; q —轮有效半径。 re 带入数据进行计算可得: ,0.709T,T,，1219,2970N.mf1maxf2max,1,0.291 G1800，9.8T,(L,qh),r,(1.35,0.854，0.85)，0.29,1219N.m f2max1geL2.6 TT单个车轮制动器的最大制动力矩为 、的一半，即1485 N.m 和610N.m。 f1maxf2max 3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 3.4.1 制动鼓直径 D 在设计中，我们追求更大的制动鼓直径。因为制动鼓直径增大的话，与空气的接触面积也会增大，更有利于热量的散失，也会增大其制动力矩。但是如果制动鼓直径过大的话，就会使得汽车非悬挂部分的质量也随之增加，使得汽车在行驶时的颠簸感增强。而且另外需要考虑的一方面是直径D不是单独存在的量，它必须和轮辋的内部直径向配合，过大的直径会让轮辋在选择的时候面临很大的问题。制动鼓与轮辋之间用来通风散热的间隙是影响制动鼓直径D的直接因素，可以通过间隙要求和轮辋的尺寸便可以很容易的计算出制动 D/D,0.76鼓直径D，此设计中采用16in的轮辋，所以取，轮胎规格195/60R14。 r D,14in,16，25.4mmD,D，0.7,356，0.7,240mm rr A3.4.2 制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积 ,b, 据QC/T309-1999《工作制动鼓直径和制动蹄片一系列宽度尺寸》的要求，选择了制动蹄摩擦片宽度b=45mm;摩擦片厚度l=7mm。测得的测试中，当摩擦衬片角为 ,,,,90~120，其有最低程度的磨损，制动鼓的最低温度，以及最大的制动性能。再进一 ,步减小虽然会更有利于热能的散失，但会加快磨损。并且包角取值不应该大于，,,120因为较大的接触面积只会增加散热，并使制动过程冲击感增强，还容易发生自锁。综上所 ,,,,100,,100述选取领蹄，从蹄 11 A单个制动器摩擦面积: , A,,Db(,，,)/360 (3.9) ,12 2A式中:—单个制动器摩擦面积，mm , —制动鼓内径，mm; D —制动蹄摩擦片宽度，mm; b 16 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 —分别为两蹄的摩擦衬片包角。 ,、,12 带入数据可得 2 cmA,,Db(,，,)/360,3.14，240，50，200/360,209,12 由表3.4数据可知设计符合要求。 表3.4 制动器衬片摩擦面积 2A/t 单个制动器摩擦面积cm 汽车总质量m/汽车类别 ,a 0.9~1.5100~200 轿车 1.5~2.5200~300 1.0~1.5120~200 (多为) 1.5~2.5150~250150~200 2.5~3.5250~400 客车与货车 3.5~7.0300~650 7.0~12.0550~1000 (多为) 12.0~17.0600~1500600~1200 3.4.3 摩擦衬片起始角, 0 ,摩擦衬片起始角如图3.2所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令0 ,,90。 ,,,02 ;,,40可得，领蹄包角，从蹄包角均为 0 图3.2 鼓式制动器的主要几何参数 a3.4.4 张开力的作用线至制动器中心的距离 P a在设计中应尽可能的增大距离(见图3.2)，但应该保证制动轮缸能置于制动鼓内，较 a大的距离有利于提高制动效能。初步设计时可暂取，根据实际情况取a=95mm。 a,0.8R 17 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 3.4.5 制动蹄支销中心的坐标位置与 ck 如图3.2所示，制动蹄支销中心的尺寸坐标k尽可能的小，设计中应经常采取k=24mm，这样使c值在允许范围内尽可能取大，在设计的初期可以暂时取，根据实际情况c,0.8R取c=94mm。 3.4.6 摩擦片摩擦系数 在选择摩擦片的时候。要考虑多个影响因素。一方面我们要选择尽可能高的摩擦系数，另一方面还要保证它具有较高的热稳定性，能够抵抗高温和压力的双重影响。但不是要一味的追求很高的摩擦系数，因为在本次的设计中提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的稳定性更为重要。因为在本次设计中稳定性是一个重要的方面，包括摩擦系数的稳定性和制动器对摩擦系数偏离正常值的稳定性。目前就国内的摩擦材料而言，其稳定性在工作温度小于250摄氏度时，能控制摩擦系数f=0.35,0.40。因此，为了让计算的理想的制动力矩时更符合实际的情况，我们取f=0.3。另外，在选择材料时尽量采用环境友好型材料。 3.5 制动器的设计计算 3.5.1 制动蹄片上的制动力矩 在对鼓式制动蹄的力矩的计算中，在得到了制动蹄对制动鼓的压紧力和所产生的力矩 T后，才可以计算一自由度的制动蹄片上的力矩。采用微元法的思想，假设先在摩擦衬Tf1 片表面取一面积接近于零的小块，并使它处在y轴的交角a处，如图3.3所示。设摩擦衬片的宽度为a。则面积可表示为bRd,。 制动鼓施加给摩擦衬片单元面积上的法向力为: dN,qbRd,,qbRsin,d, (3.10) max 而摩擦力产生的制动力矩为 fdN 2dT,dNfR,qbRfsin,d, Tfmax ,,,,,在由至区段上积分上式，得 2,,,T,qbRf(cos,,cos,) (3.11) Tfmax 当法向压力均匀分布时， dN,qbRd, p 2 (3.12) ,,,T,qbRf(,,,)Tfp 18 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 图3.3 制动力矩计算用图 上式是通过制动鼓对蹄的压力运用积分的方法来计算制动力矩，比较复杂。在实际计 算中，若采用张开力P来计算制动力矩则更加简单。 增势蹄产生的制动力矩T可表示为: Tf1 T,fN, (3.13) Tf111 式中:—单元法向力的合力; N1 —摩擦力的作用半径(见图3.4)。 ,fN11 将制动蹄的几何参数和法向压力代入到公式中即可得出蹄的制动力矩。 图3.4 张开力计算用图 力N与张开力P的关系可通过制动蹄上力的平衡方程来推断出: 11 Pcos,，S,N(cos,，fsin,),0 101x111 (3.14) ,Pa,SC，f,N,011x11 xN式中:—轴与力的作用线之间的夹角; ,111 S—支承反力在工:轴上的投影。 1x 解得: ,N,hP/[c(cos,，fsin,),f,] (3.15) 11111 19 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 代入，增势蹄制动力矩为 N1 , (3.16) T,Pfh,/[c(cos,，fsin,),f,],PBTf11111111同理，减势蹄制动力矩表为 , (3.17) T,Pfh,/[c(cos,,fsin,)，f,],PBTf22222222 接下来求解法向力N及其分量从而确定，及，。假设将(见图3.3)看作d,,,,N1212在轴和轴上分量和的合力，则根据式(3.10)有: xydNdN11xx ,,,,,,12,,,, (3.18) N,dNcos,,qbRsin,cos,,d,qbR(2,,cos2,)ymaxmax,,,,,,4 ,,,,,,12, N,dNsin,,qbRsin,,d,qbR(2,,sin2,"，sin2,) (3.19) xmaxmax,,,,,,4 因此对于领蹄: Ny'''''' (3.20) ,,,,arctan(),arctan(cos2,,cos2,)/(2,,sin2,，sin2,1Nx , ==10 (0.615，0.31)(3.48，0.95，0.79) ,,,式中:。 ,,,,, 并考虑到 22N,N，N (3.21) 1xy则有 '"'"2"'2,,,,4R(cos,,cos,)(cos,2,cos,2)，(2,,sina2,，sin2,) (3.22) 1 4，0.12，(0.89，0.59) ==0.28 ,22(0.615，0.31)，(5.22) 对于从蹄则有 4，0.1776) ==0.136 ,227.3) ,,,,,在和取值一样的情况下，和值也近似相等。这时两蹄施加在制动器上的制动,, 力矩为两蹄上的摩擦力矩相加，即 T,T，T,PB，PB (3.23) fTf1Tf21122由式(3.16)和式(3.17)可得 ',, B,fh,/c(cos,，fsin,),f,11111 ,,0.3，0.192，0.28/0.09，(0.98，0.3，0.17),0.3，0.17==0.15 ',, B,fh,/c(cos,,fsin,)，f,22222 ,,0.4，0.238，0.179/0.1237，(cos11,0.4，sin11)，0.4，0.179==0.10 20 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 在通过液力驱动的制动器中，，张开力的大小为 P,P12 (3.24) P,T/(B，B)f121 2440N.m ,610/0.25, T,P，BF，R,2440，2.60，0.12,761,T,610f2f2max 对蹄式制动器来讲，当式(3.16)的分母等于零时，蹄自锁，所以必须注意检查制动蹄有没有发生自锁: , (3.25) c(cos,，fsin,),f,,0111 ,,ccos1f,0.3,,0.34 (3.26) ,,c,,sin11 成立，不会自锁。 已知摩擦片总的全长摩擦力矩: ,222 T=R sind=R(cos-cos) (3.27) fq,,fq,,f0120,,1 由式(3.27)和式(3.12)可求出施加在领蹄表面能承受的最大压力值: Ph,11q, (3.28) max12,,,,bR(cos,,cos,)[c(cos,，fsin,),f,]121 5Pa =2.18 10， ,式中:hc，，，，，—见图3.4; P,,R111 ,,,,,，—见图3.5; —摩擦衬片宽度; b —摩擦系数。 f 因此参数的选取符合本次设计的要求。 3.5.2 摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片磨损的程度与很多的原因有关，比如它的制造材料、表面光洁度、工作的温度、受到的压力和滑磨的速率等等。因此要精确计算每个因素对磨损的影响程度是十分困难的。但大量实验数据分析表明，影响最为显著地因素是摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等。 汽车制动减速的原理是通过制动器的摩擦将机械能转换为热能散到大气中。这种摩擦通常是十分激烈的，会在短时间内使制动器快速升温，这种转换常常被称作能量负荷，衬片的磨损程度大小就由它决定，即负荷越大，磨损越快。 制动器能量负荷的衡量需定义一个指标。这个指标表示单位摩擦面积在单位时间内耗 2散的能量，我们称它为比能量消散率，其单位为W/mm。 单个后轮制动器的比能量耗散率为 21 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 22,m(v,v)1a12e,(1,,) (3.29) 22tA ,vv12 ,tj 式中:—汽车回转质量换算系数; , —汽车总质量; ma ,—汽车制动初速度与终速度，m/s，轿车取=21.8m/s; vvv112 2 J—制动减速度，m/s，计算时取=0.6; jg T—制动时间，s; A—前、后制动器衬片的摩擦面积; —制动力分配系数。 , 在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 ,,1v,02 2mv1a1e,，(1,,) (3.30) 222tA2 在设计中，制动器的比能量耗散率是一个十分重要的数值。当数值过高时，不仅会导致制动衬片的磨损速度加快，严重的情况还会使制动鼓龟裂。鼓式制动器的比能量耗损 21.8W/mm率通常要求小于，但在特殊情况下即制动初速度比式(3.24)所规定的值要小v1 21.8W/mm时，允许稍大于。 2mv111391112a21e,，(1,,),，，0.291,0.95,1.8 W/mm tA2222，4.72，20900 因此，符合磨损和热的性能指标要求。 3.5.3 制动器的热容量和温升的核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 (mc，mc),t,L (3.31) ddhh m式中:—各制动鼓的总质量; d m —与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量; h c —制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/(kg•K)，对铝合金c=880 J/(kg•K); d c —与制动鼓相连的受热金属件的比热容; h ,tv —制动鼓的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15?); a L—满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 22 金陵科技学院学士学位论文 第3章 制动系主要参数的选择和设计计算 2va ,L,m1a2 2va (3.32) ,(1,,)Lma22式中:—满载汽车总质量; ma —汽车制动时的初速度; va —汽车制动器制动力分配系数。 , 代入数据，得: 22v4060，8.3a ,,,，0.64,902222.2Lma122 22v4060，8.3a ,(1,,),，0.36,50344.812Lma222 L,L，L,902222.2，50344.812,952567.012 鼓式制动器: (mc，mc),t,(50，482，100，880)，15,1681500,L,952567.0ddhh 通过上面的计算比较可知与热容量温升的指标相匹配。 23 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 4 制动器主要零件的结构设计 4.1 主要零件的选择 4.1.1 制动鼓 制动鼓在工作时受力复杂，应有良好的刚性。制动时温度上升也应在一定范围内，这就要求其应有较大的热容量。不同车型的制动鼓类型也不同，体积中等载重量大的货车和中型大巴的制动鼓的材料通常有灰铸铁HT200或合金铸铁如图4.1(a);对于组合型的制动鼓通常在小型货车和部分轿车中可以见到，有辐板和铸铁鼓筒两部分，它们通过铸造的方式形成一体如图4.1(b);在轿车中有着广泛应用的是铸铝合金制动鼓，这种制动鼓得益于材质和构造的原因使得它不易被磨损而且温度控制也更理想，其内鼓筒的材质为灰铸铁如图4.1(c)， (a)铸造制动鼓;(b)，(c)组合式制动鼓 1—冲压成形辐板;2—铸铁鼓筒;3—灰铸铁内鼓;4—铸铝台金制动鼓 图4.1制动鼓 d在装配过程中需要使制动鼓的中心与轮毂在一条线上，利用直径为的圆柱表面的配c合来达到要求。同时也要求制动鼓的内表面非常光滑，所以要对其进行精加工。为保证车轮高速行驶的稳定性，需对其进行动平衡。轿车的许用不平衡度在15,20N•cm之间。 制动鼓的壁厚主要由刚度和强度两方面考虑确定。由实验数据可知，在壁厚从11mm增加到20mm的过程中，摩擦表面的发热情况并没有明显的变化。且轿车的设计惯例一般取7mm到12mm之间，所以综合考虑本课题壁厚选择10mm。 为了检查制动器间隙的方便，可以在制动器的闭口一侧开一小孔。 4.1.2 制动蹄 制动蹄在不同的车辆类型中有着不同的要求。就制造工艺而言，轿车和轻型、微型货车的制动蹄采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接而成。断面形状也分为多种，在重型汽车中常有工字形、山字形和?字形这三种。但不管采用何种形状，必须保证制动蹄具有足够的刚度来抵挡制动时的局部变形。 在小型车的钢板制的制动蹄腹板上通常开有一到两条径向槽，这时为了在制动时让摩擦衬片与鼓之间的接触压力更加均匀，增长摩擦衬片的使用寿命。轿车中摩擦衬片的厚度一般取4.5到5毫米，货车多数在8毫米以上。 24 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 制动蹄腹板和翼缘的厚度轿车为3到5毫米，货车为5到8毫米。衬片与制动蹄的连接方式有两种形式:粘接和铆接，两者各有优点。前者允许更大的磨损厚度，后者在运动中产生的噪音更加小，可以根据不同的要求进行选择。 因此，根据上面的要求本制动蹄通过热轧钢板冲压—焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取4mm、5mm。 4.1.3 制动底板 制动底板是除了制动蹄外其他零件的安装基体，并且在制动时还要承受制动反力矩，所以它除了必须要具有足够的刚度外，还必须保证上面各零件安装位置的正确。因此在加工时通常用钢板冲压成型并且上面成高低不平的形状。在重型汽车因为制动力矩较大的缘故，所以使用可锻铸铁KTH 370—12比钢板能获得更好的效果，只有保证制动底板具有足够的刚度，踏板行程大小、衬片磨损程度才能处在一个合适的值之中。 本设计为轻型小轿车，故制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。 4.1.4 制动蹄支承 存在两个自由度的制动蹄支承最突出的两个优点就是:结构简单可靠，制动蹄能够根据制动鼓的位置自动定位。支承的种类常使用偏心支承或偏心轮，因为这种支承能够根据制动蹄与制动鼓的工作表面是否同轴心来自动调整相对位置。其中偏心轮还可以保护腹板上的支承孔不会由于与其它零件的磨损而受到破坏。支承销在材质上使用45号钢并需要经过高频淬火处理，支座使用可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 400—18)件。 制动蹄的位置在制动底板上必须是相对固定的。在鼓式制动器中一般会使用以下几种方法:使用具有长支承销的支承，可以减小制动蹄在安装时的不必要晃动;在制动底板上安装压紧装置来使制动蹄的中部靠近制动蹄;通过在制动活塞或调整推杆端部开槽的方式让动蹄腹板张开端插入。 本设计采用支承销，这样可以使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，。 4.1.5 制动轮缸 制动轮缸的缸体部分采用灰铸铁HT250，缸筒采用通孔结构，需搪磨。张开机构采用活塞式，这种结构构造较为简单且在制动器中能够较方便的布置。活塞的数量一般为两个，少数的为四个。但双领从蹄式中使用的是一种结构不同的单活塞式轮缸。活塞可分为两个部分:主体部分由铝合金制造，但在外端部分压有钢制的顶块用来开槽。为了防止油液外漏，工作腔会使用橡胶密封圈或橡胶皮碗密封。 本设计为领从蹄式的制动器，故缸体材料采用HT250的铸铁，左右各两个活塞。 4.1.6 摩擦材料 制动摩擦材料与制动鼓直接接触摩擦，需长期处在一个高温、高压、剧烈磨损的环境 25 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 中工作。因此其摩擦系数必须高而稳定，但摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差，同时抗热衰退性能要好。为了保证材料要具有一定的寿命，材料需耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能。为了应对越来越严格的环保政策，使用的材料在制动时不能产生过大的噪音和不良气味。当前，制动器中使用广泛的是模压材料，但必须按不同衬片的规格进行膜压。其优点是当选用的聚合树脂配料时衬片会具有不同的摩擦性能和其它性能以适应不同的要求。 设计计算制动器时一般取0.3,0.35。 4.1.7 制动摩擦衬片 对于制动摩擦衬片，本设计选择GB 5763-1998《汽车用制动器衬片》中的第二类(微型、轻型汽车鼓式制动器)，其性能见表4.1 表4.1 汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能 类项 目 试验温度 别 100? 150? 200? 250? 300? 350? 1 摩擦系数 f0.30:0.70 0.25:0.70 0.20:0.70 —— —— —— 类 指定摩擦系数的允许偏差 ?0.10 ?0.12 ?0.12 —— —— —— ,f 3磨损率(V)，10,7cm/ ?1.00 ?2.00 ?3.00 —— —— —— (N•m) 2 摩擦系数 0.25:0.650.25 :0.70 0.20:0.70 0.15:0.70 f—— —— 类 指定摩擦系数的允许偏差 ?0.08 ?0.10 ?0.12 ?0.12 —— —— ,f 3磨损率(V)，10,7cm/ ?0.50 ?0.70 ?1.00 ?2.00 —— —— (N•m) 3 摩擦系数 0.25:0.650.25 :0.70 0.25:0.70 0.20:0.70 0.15:0.70 f—— 类 指定摩擦系数的允许偏差 ?0.08 ?0.10 ?0.12 ?0.12 ?0.14 —— ,f 3磨损率(V)，10,7cm/ ?0.50 ?0.70 ?1.00 ?1.50 ?3.00 —— (N•m) 4 f摩擦系数 0.25:0.650.25 :0.700.25 :0.70 0.25:0.700.25 :0.70 0.20:0.70 类 指定摩擦系数的允许偏差 ?0.08 ?0.10 ?0.12 ?0.12 ?0.14 ?0.14 ,f 3磨损率(V)，10,7cm/ ?0.50 ?0.70 ?1.00 ?1.50 ?2.50 ?3.50 (N•m) 26 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 4.1.8 制动器间隙 鼓式制动器的间隙指的是不制动时，制动鼓与制动蹄之间的间隙。其值的大小通常由汽车制造厂规定，一般在0.25mm至0.5mm之间。制动器间隙的大小对制动器制动效果的影响非常的明显。当间隙过小时，会导致制动无法彻底的移除，出现制动鼓拖磨摩擦片的情况;但当随着摩擦片的磨损增大，制动器间隙就会随之增大，会导致制动滞后，制动距离变长的情况。所以，必须定期的对制动器的间隙进行调整。制动器间隙可以通过手动与制动两种方法，现在大部分汽车都已经配备了自动调整装置。 本设计中制动器间隙的调整是通过摩擦限位式间隙自调装置进行的。该装置的主要结构如图所示，其中自动调整制动器的间隙主要通过摩擦限位环来实现。摩擦限位环是一个有切口的金属环，它安装在轮缸活塞3的内端环槽中或通过矩形螺纹旋转在活塞内端，它与缸壁之间的摩擦力可达400N到550N，因此正常回位时回位弹簧的拉力不足以克服该摩擦力而拉动摩擦限位环。未制动时，摩擦限位环与与活塞端部内面之间的间隙Δ即为制动器间隙所设定的标准值。 图4.2 装在轮缸内的间隙自动调整装置 1-制动蹄;2-摩擦限位环;3-活塞 具体控制过程为:在制动回位时，回位弹簧只能将制动蹄拉到轮缸活塞与限位弹簧外端面接触为止。当制动开始时，如果制动间隙的大小刚好等于设定值，则当活塞与摩擦限位弹簧接触时，制动蹄此时应以紧紧压在制动鼓上并产生最大制动力矩。但若制动器间隙的大小由于某种缘故增大超过设定值，这时只要轮缸继续增压，当达到0.8MPa到1.1MPa之间时，活塞会连同摩擦限位环继续推出，以实现完全制动。当制动结束后回位时，摩擦限位便处于一个正好能消除增大的多余间隙的位置，这样便实现了间隙的制动调整。并且带摩擦限位式间隙自调装置的制动器在安装完成后不需要调校间隙，只需要经过一次完全的制动，便可以自动调整间隙到设定值。 27 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 4.2 结构的校核和计算 4.2.1制动蹄支承销剪切应力计算 在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩T,T及张开力后，可根据图P,PN,NTf1Tf21212 求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下: S,S,,,1212 S1 ,,,,,,1A (4.1) S2,,,,,,2A 式中:—支承销的截面积。 A 也可以用下述的简化方法求得:如图4.3所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的 合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力与支承销的反力分N,NS,S1212 别平行。 对两蹄分别绕中心点取矩，得 O ' Pa，NfR,Sc111 ' Pa，NfR,Sc111 Pa，NfR11S, 1'c Pa，NfR22S, (4.2) 2'c PP21 N1N2 caN1fN2f o hR c' S12S 图 4.3 制动蹄支承销剪切应力计算图 SS一般来说，的值总要大于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可: 12 SPaNfR，111,,,,,,, (4.3) 1'AAc1 'P,Nf,a,R,c式中:见图4.3，—— 支承销的截面积; A11 f— 摩擦系数; 28 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 —许用剪切应力。 ,,, 由式(3.11)知: 0.238，4706,N,hP/[c(cos，fsin),f],,,,11111 0.1237，cos10，0.4，sin10,0.4，0.183,, ,19576N 因此由式(4.2)知: SPa，NfR4706，0.118，19576，0.4，0.155111MPa ,,,,,,31.61'2AAc3.14，0.012，0.12371 支承销采用45号钢制成，其许用剪切应力=25,45MPa，因此符合剪切应力要求。 ,,, 4.2.2 轮缸直径与工作容积 制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下dPpw 关系式: Pd,2 (4.4) w,p 式中:—考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，8MPa ~12MPa。 p,p 制动时，制动管路的液压值通常不会大于10MPa~12MPa，盘式制动器有可能会稍微高些。较大的压力会对制动软管尤其是接头处形成较大的压强，有可能会导致其破裂漏油，因此必须采用耐压性、接头密封性更好的管道。 轮缸直径应在GB 7524—87标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，18，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。 P,2440N， 选取MPa，由式(4.4)，求: dp,8w P2440 mm d,2,2,17.6w6,p3.14，10，10 d,18选取制动轮缸的直径mm w Vn,2选取,,2.5mm，，求一个轮缸的工作容积。 w n,2V,d, (4.5) ,ww41 ,n式中:——轮缸的活塞数目;——一个轮缸活塞在完全制动时的行程 ,,,，,，,，, (4.6) 1234 29 金陵科技学院学士学位论文 第4章 制动器主要零件的结构设计 在进行初步设计中鼓式制动器的取值通常在2mm~2.5mm之间; 代入数据得 3 V,1017.36mmm 全部轮缸的总工作容积为 m (4.7) V,V,w1式中:——轮缸的数目。 m 因为本次设计只涉及后轮制动器，所以 m3 V,V,2，1017.36,2034.72mm,w1 4.2.3制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚 根据已有的公式计算活塞的宽度 B,(0.6~1.0)d (4.8) w于是求知: B,0.87，d,14.4mm d/,,4.7,10按照具体要求取壁厚mm，由于，于是通过厚壁来校核。 ,,6w ，，,，0.4p,,dyw,,,1 (4.9) ,,,,2,,1.3p,,y，， ,p,16ppp式中:——轮缸壁厚; ——试验压力(当缸的额定压力Mpa时，取=1.5); nyyn ,——缸筒材料许用应力，=(为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5)。 ,,,,,,,/nbb 66，，，，,p，0.4,,d2844，10，0.4，8，10yw,,,1,，,1,2.6mm ,,,,66,,,p2,1.3244，10,1.3，8，10,,y,,，，，， ,,6mm，2.6mm由于，所以壁厚强度满足要求。 30 金陵科技学院学士学位论文 第5章 总结 5 总结 本文主要针对给定车型的后轮鼓式制动器进行了结构的选择和设计计算，在设计的过程当中，通过翻阅大量的文献资料得到了很多的灵感，来自老师同学的意见也帮助我改正了论文中的许多错误。这次的设计使我对车辆的制动系统有了一个较为深刻的认识，在以前在学习过程中，因为在每个学习阶段只是了解车辆中的某个特定部分的作用与原理，并没有将这些知识综合性的进行一次理解运用，所以理解并不全面具体。而在这次的设计中，因为对车辆的基本知识课程已经全部学习完成，因此有能力对关于后轮制动器的方方面面进行了一次全面的概括梳理。 该论文以给定的整车技术参数，使用要求为依据，首先对几种鼓式制动器进行了比较选择并确定了其结构形式。然后再对选定制动器的各种性能参数进行了校核计算，以确保其能达到正常的使用要求。虽然鼓式制动器目前由于种种原因在轿车的后轮中被广泛的应用，但对比来看它的制动效能与散热性的效果已经不如近几年快速发展的盘式制动器，因此从车辆行业的长远发展趋势来看鼓式必然会慢慢淡出人们的视野，所以在对成本不怎么敏感的中高档轿车上盘式制动器已经开始逐渐普及。国家整体工业技术的发展和法规的强制推行往往会对一个行业产生深刻的影响。根据国家的标准要求，不仅要在普通轿车上逐步淘汰鼓式制动器，而且在商用车上也要普及推广前盘后鼓式，甚至前盘后盘的配置。2012年9月1日起实施的GB7258-2012中就明确指出:在一些特殊作业的车辆中(校车和危险货物运输车的前轮及车长大于9m的其他客车)，为了保证具有可靠的制动性能其前轮必须装备有盘式制动器。但从鼓式制动器仍在很多车型中被大量使用和国家对车辆行业的长期发展规划这两点方面考虑，着力优化改善鼓式制动器并开始推广盘式制动器必然是当前制动器的一个主要发展方向。 31 金陵科技学院学士学位论文 参考文献 参考文献 [1] 许兆棠.汽车构造(上下册)[M].北京:国防工业出版社，2009. [2] 余志生.汽车理论(第5版)[M].北京:机械工业出版社，2009. [3] 王望予.汽车设计(第4版)[M].北京:机械工业出版社，2004. [4] 喻凡，林逸.汽车系统动力学[M].北京:机械工业出版社，2005. [5] 徐石安.汽车构造——底盘工程[M].北京:清华大学出版社，2008. [6] 王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京:机械工业出版社，2010. [7] 刘涛.汽车设计[M].北京:北京大学出版社.2008. [8] 《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册(设计篇)[M].北京:人民交通出版社，2001. [9] 凌永成.汽车运行材料[M].北京:北京大学出版社，2008. [10] 黄金陵.汽车车身设计[M].北京:机械工业出版社，2007. [11] 王丰元.汽车设计课程设计指导书[M].北京:北京电力出版社，2009. [12] 濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版)[M].北京:高等教育出版社，2006. [13] 范钦珊，殷雅俊.材料力学(第2版)[M].北京:清华大学出版社，2008. [14] 陈光远.手把手教你学Autocad2010[M].北京:电子工业出版社，2010. [15] 刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算[M].北京:清华大学出版社，2010. [16]廖曙洪.汽车制动系检修[M].广州:华南理工大学出版社，2013. [17] (美国)James D.halderman.Automotive brake systems[M].钟永发.北京:中国劳动社会保障出版社，2006. 32 金陵科技学院学士学位论文 致谢 致 谢 此次在论文的写作过程中的得到了来自许多方面的帮助，没有这些帮助这次的论文就不可能保质保量的完成。首先要感谢的就是我的指导老师诸鑫瑞先生，诸老师虽然平时教学任务繁忙，但每次我在论文中遇到问题到办公室求教或打电话给老师时，总能够得到最细心的解答。诸老师渊博的知识、严谨的治学态度都令学生终身受益。其次要感谢的就是与之奋斗四年的同学，同学间的一起讨论，思维间的碰撞使我收获很大。最后要感谢的就是伟大的蒂姆?伯纳斯?李、温顿?瑟夫、罗伯特?卡恩等等，没有他们的辛勤劳动就不会有互联网，而这次写作过程中我从互联网中得到了很多帮助。 最后，再次向帮助过我的一切表达我最由衷的感谢～ 33