領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)【桑塔納2000】,桑塔納2000,領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)【桑塔納2000】,蹄式鼓式,制動(dòng)器,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),桑塔納 湖 南 科 技 大 學(xué) 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（ 論 文 ） 題目 領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 作者 學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院 專(zhuān)業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 學(xué)號(hào) 指導(dǎo)教師 二〇一五年五月二十日 湖 南 科 技 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(shū) 機(jī)電工程 院 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 系（教研室） 系（教研室）主任: （簽名） 2014 年 12 月 31 日 學(xué)生姓名: 學(xué)號(hào): 專(zhuān)業(yè): 機(jī)械設(shè)計(jì) 1 設(shè)計(jì)（論文）題目及專(zhuān)題： 領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2 學(xué)生設(shè)計(jì)（論文）時(shí)間：自 2015 年 3 月 9 日開(kāi)始至 2015 年 5 月 22 日止 3 設(shè)計(jì)（論文）所用資源和參考資料： 1） 領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器：年生產(chǎn)量30萬(wàn)件； 2） 使用工具：三維軟件操作平臺(tái)，制動(dòng)器拆裝工具； 3） 參考資料：濮良貴 主編.機(jī)械設(shè)計(jì)[M],機(jī)械工業(yè)出版社，2012。 陳家瑞 主編.汽車(chē)構(gòu)造[M],機(jī)械工業(yè)出版社，2011。 王望予 主編.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M],機(jī)械工業(yè)出版社，2012。 4 設(shè)計(jì)（論文）應(yīng)完成的主要內(nèi)容： 1） 完成領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的總體方案設(shè)計(jì)； 2） 完成領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的測(cè)繪； 3） 完成領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及主要零件的強(qiáng)度計(jì)算； 4） 利用三維軟件平臺(tái)，完成領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器實(shí)體模型的建立； 5） 完成領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器裝配圖和零件圖的繪制和畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份。 5 提交設(shè)計(jì)（論文）形式（設(shè)計(jì)說(shuō)明與圖紙或論文等）及要求： 1） 領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器三維模型一份； 2） 領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的裝配圖和零件圖（共計(jì)A0圖2.0張）； 3） 完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份（不少于八千字）。 6 發(fā)題時(shí)間： 2014 年 12 月 31 日 指導(dǎo)教師： （簽名） 學(xué) 生： （簽名） 湖 南 科 技 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)人評(píng)語(yǔ) [主要對(duì)學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的工作態(tài)度，研究?jī)?nèi)容與方法，工作量，文獻(xiàn)應(yīng)用，創(chuàng)新性，實(shí)用性，科學(xué)性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進(jìn)行綜合評(píng)價(jià)] 指導(dǎo)人： （簽名） 年 月 日 指導(dǎo)人評(píng)定成績(jī)： 湖 南 科 技 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）評(píng)閱人評(píng)語(yǔ) [主要對(duì)學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究?jī)?nèi)容與方法，實(shí)用性與科學(xué)性，結(jié)論和存在的不足等進(jìn)行綜合評(píng)價(jià)] 評(píng)閱人： （簽名） 年 月 日 評(píng)閱人評(píng)定成績(jī)： 湖 南 科 技 大 學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯記錄 日期： 學(xué)生： 學(xué)號(hào)： 班級(jí)： 題目： 提交畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯委員會(huì)下列材料： 1 設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書(shū) 共 頁(yè) 2 設(shè)計(jì)（論文）圖 紙 共 頁(yè) 3 指導(dǎo)人、評(píng)閱人評(píng)語(yǔ) 共 頁(yè) 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯委員會(huì)評(píng)語(yǔ)： [主要對(duì)學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的研究思路，設(shè)計(jì)（論文）質(zhì)量，文本圖紙規(guī)范程度和對(duì)設(shè)計(jì)（論文）的介紹，回答問(wèn)題情況等進(jìn)行綜合評(píng)價(jià)] 答辯委員會(huì)主任： （簽名） 委員： （簽名） （簽名） （簽名） （簽名） 答辯成績(jī)： 總評(píng)成績(jī)： 摘要 設(shè)計(jì)一款制動(dòng)效能高、工作穩(wěn)定性好的制動(dòng)器對(duì)汽車(chē)的汽車(chē)在行駛過(guò)程中的安全性和可靠性具有重要意義。本文根據(jù)桑塔納2000的性能參數(shù)，設(shè)計(jì)與開(kāi)發(fā)了一種能夠滿(mǎn)足使用要求的領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。主要內(nèi)容包括領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的總體方案設(shè)計(jì)、制動(dòng)器的主要參數(shù)的確定、制動(dòng)器促動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的主要零部件的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核、領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器三維模型的建立，領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器裝配圖和零件圖的繪制；總體方案設(shè)計(jì)內(nèi)容包括分析比較不同類(lèi)型的鼓式制動(dòng)器特點(diǎn)，結(jié)合桑塔納2000的性能要求，確定了采用領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器作為桑塔納2000后輪制動(dòng)器的總體方案；制動(dòng)器的主要參數(shù)包括制動(dòng)力和制動(dòng)力分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率、制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩、制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)；促動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)包括促動(dòng)裝置選型、制動(dòng)管路的回路選型、制動(dòng)輪缸直徑和工作容積制動(dòng)踏板力和制動(dòng)行程、制動(dòng)力矩、制動(dòng)器熱容量等結(jié)構(gòu)參數(shù)；分析了制動(dòng)蹄壓力分布規(guī)律和徑向變形規(guī)律、行車(chē)制動(dòng)效能、摩擦襯片的磨損特性、溫升的核算、駐車(chē)制動(dòng)極限傾角等性能參數(shù)；完成了制動(dòng)臂、制動(dòng)凸輪軸、制動(dòng)蹄支承銷(xiāo)、緊固摩擦片鉚釘?shù)戎饕悴考慕Y(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核；通過(guò)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核、三維模型建立及工程圖的繪制，最終完成了領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)。 關(guān)鍵詞：鼓式制動(dòng)器；促動(dòng)系統(tǒng)；制動(dòng)力矩；三維模型 ABSTRACT Design a high efficiency and good stability brake for auto car is of great significance in the process of driving safety and reliability. A leading trailing shoe?drum drakes that can meet the use?requirements for santana 2000 is designed and developed based on the performance parameters of Santana 2000. it mainly includes the overall scheme design of leading trailing shoe?drum drakes、Determine the main parameters of the brake、The design of brake actuation system、The structural strength check of leading trailing shoe?drum drakes major parts、The establishment three-dimensional model of?leading trailing shoe?drum drakes、The assembly drawing and part drawing of?leading trailing shoe?drum drakes; The overall scheme contains Analysis of drum brake characteristics comparison of different types, combined with the performance requirements of Santana 2000, the leading and trailing shoe brake as the overall design of the design object; the main parameters include brake braking force and braking force distribution coefficient, the synchronous adhesion coefficient, brake strength and attachment structure parameters and coefficient of friction coefficient, utilization rate the maximum brake braking torque, brake design; actuation system including actuating device selection, calculation of loop wheel brake cylinder diameter and the volume of work of brake pedal and the braking distance, braking torque, brake thermal capacity and structure parameters such as brake pipeline, analysis of brake shoe pressure distribution and radial deformation, braking efficiency, friction lining wear characteristics, Wen Sheng's accounting, Parking brake limit angle; Completed the structural strength checking brake arm, brake camshaft, brake shoe anchor pin, fastening lining rivets and other major components; Form the structural design, structural strength check, three-dimensional modeling and rendering drawings, the assigned designing of leading trailing shoe?drum drakes is completed. Keywords: drum brakes；Actuation system；brake torque；three-dimensional model 湖南科技大學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 目錄 第一章 緒論…………………………………………………………………………… 1 1.1 本課題的研究意義……………………………………………………………… 1 1.2 鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀……………………………………………… 1 1.3 研究?jī)?nèi)容………………………………………………………………………… 3 第二章 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)…………………………………………… 4 2.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式與分類(lèi)………………………………………………… 4 2.2 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)方案確定…………………………………………………… 8 第三章 制動(dòng)系的主要參數(shù)設(shè)計(jì)………………………………………………… 11 3.1 預(yù)給的整車(chē)參數(shù)………………………………………………………………… 11 3.2 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)……………………………………………………… 11 3.3 同步附著系數(shù)…………………………………………………………………… 14 3.4 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率…………………………………………………… 15 3.5 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩…………………………………………………………… 15 3.6 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) ………………………………………… 16 第四章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………… 19 4.1 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇………………………………………………… 19 4.2 制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng)………………………………………………………… 20 4.3 液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………… 21 4.3.1 制動(dòng)輪缸直徑與工作容積……………………………………………… 21 4.3.2 制動(dòng)主缸直徑與工作容積……………………………………………… 22 4.3.3 制動(dòng)踏板力與踏板行程………………………………………………… 22 4.4 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩計(jì)算…………………………………………………… 23 4.5 制動(dòng)器因數(shù)的分析計(jì)算 …………………………………………………… 27 4.6 制動(dòng)蹄壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律………………………………………… 29 4.7 行車(chē)制動(dòng)效能計(jì)算……………………………………………………………… 31 4.8 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算……………………………………………………… 32 4.9 制動(dòng)器熱容量和溫升的核算…………………………………………………… 34 4.10 駐車(chē)制動(dòng)計(jì)算…………………………………………………………………… 35 第五章 制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算………………………… 37 5.1 制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)………………………………………………… 37 5.1.1 制動(dòng)鼓…………………………………………………………………… 37 5.1.2 制動(dòng)蹄…………………………………………………………………… 38 5.1.3 制動(dòng)底板………………………………………………………………… 38 5.1.4 制動(dòng)蹄的支承…………………………………………………………… 38 5.1.5 制動(dòng)輪缸………………………………………………………………… 39 5.1.6 制動(dòng)摩擦襯片材料……………………………………………………… 39 5.1.7 摩擦材料………………………………………………………………… 39 5.1.8 制動(dòng)器間隙調(diào)整………………………………………………………… 40 5.2 制動(dòng)器主要零件的強(qiáng)度計(jì)算…………………………………………………… 41 5.2.1制動(dòng)臂的計(jì)算…………………………………………………………… 41 5.2.2 制動(dòng)凸輪軸的計(jì)算……………………………………………………… 42 5.2.3 制動(dòng)蹄支承銷(xiāo)剪切應(yīng)力計(jì)算…………………………………………… 42 5.2.4 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算……………………………………… 43 第六章 結(jié)論………………………………………………………………………… 45 參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………………… 46 致謝……………………………………………………………………………………… 47 附錄A 主要設(shè)計(jì)參數(shù)………………………………………………………………… 48 -i- 第一章 緒 論 1.1本課題的研究意義 首先，雖然隨著路面質(zhì)量和汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展,汽車(chē)的行駛速度的不斷提高給人們的生活帶來(lái)了許多便利,但隨之而來(lái)的交通安全事故也日益嚴(yán)重,人們的生命和財(cái)產(chǎn)受到了嚴(yán)重威脅。雖然汽車(chē)安全技術(shù)(如制動(dòng)防抱死系統(tǒng)(ABS)、安全氣囊)在一定程度上提高了汽車(chē)駕駛的安全性,但最根本的問(wèn)題仍然是如何提高制動(dòng)器的制動(dòng)性能。高速行車(chē)和車(chē)流密度的加大交通事故出現(xiàn)的頻率，因此現(xiàn)代汽車(chē)設(shè)計(jì)中一項(xiàng)十分引人關(guān)注的問(wèn)題就變成了如何保證行車(chē)安全。毫無(wú)疑問(wèn)汽車(chē)制動(dòng)器是汽車(chē)上的一個(gè)十分關(guān)鍵的部位，它對(duì)對(duì)汽車(chē)行駛的安全性和制動(dòng)的可靠性的作用是不容忽視的?，F(xiàn)代交通事故頻發(fā)的一個(gè)十分重要的原因就是制動(dòng)器的制動(dòng)效能衰退，這是因?yàn)橐坏┲苿?dòng)器的持續(xù)負(fù)荷過(guò)大，汽車(chē)行駛環(huán)境十分惡劣，制動(dòng)產(chǎn)生的摩擦熱不能及時(shí)的傳遞出去，從而使汽車(chē)制動(dòng)器的制動(dòng)效能衰退。對(duì)于鼓式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，這種現(xiàn)象尤為嚴(yán)重，特別是汽車(chē)在高頻率長(zhǎng)時(shí)間制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)鼓不斷升溫，更容易產(chǎn)生制動(dòng)效能熱衰退現(xiàn)象，從而使行車(chē)的安全性和穩(wěn)定性造成極大威脅?？梢?jiàn)對(duì)車(chē)輛鼓式制動(dòng)器進(jìn)行改進(jìn)對(duì)我們的行車(chē)安全具有重要意義。 其次，隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展，人們對(duì)汽車(chē)的需求不斷增大，我國(guó)的汽車(chē)工業(yè)的持續(xù)繁榮發(fā)展，汽車(chē)零部件出口量逐年高速上升。雖然現(xiàn)在情況十分喜人，但是在這繁榮背后仍然隱藏著許多威脅，國(guó)產(chǎn)汽車(chē)零部件的質(zhì)量受到市場(chǎng)的不斷考驗(yàn)，整車(chē)召回事件時(shí)有發(fā)生，買(mǎi)家對(duì)于汽車(chē)本身質(zhì)量的要求不斷增加。毫無(wú)疑問(wèn)，制動(dòng)器作為汽車(chē)上的十分重要的組件，人們對(duì)它的質(zhì)量要求也隨之不斷提升?？紤]到目前的形式和將來(lái)的發(fā)展，我們有十分必要加強(qiáng)對(duì)制動(dòng)器方面的研究。而蹄－鼓式制動(dòng)器，它的一個(gè)突出優(yōu)點(diǎn)是可利用制動(dòng)蹄的增勢(shì)效應(yīng)來(lái)達(dá)到很高的制動(dòng)效能因數(shù)，并且它具有多種不同性能參數(shù)的可選結(jié)構(gòu)型式，而且它制動(dòng)性能的可設(shè)計(jì)性十分強(qiáng)、制動(dòng)效能因數(shù)的選擇范圍十分寬廣，最重要的一點(diǎn)就是它可以滿(mǎn)足大部分汽車(chē)的制動(dòng)性能要求，適應(yīng)面十分寬廣。因此，我們可以以領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器為著手點(diǎn)進(jìn)行研究，為以后更深入的研究提供理論參考。 1.2鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀 當(dāng)世界上第一輛汽車(chē)出現(xiàn)時(shí)，制動(dòng)器這個(gè)名字也隨之出現(xiàn)了,在對(duì)汽車(chē)進(jìn)行百年的使用與研究過(guò)程中,人們也逐漸開(kāi)始了對(duì)制動(dòng)器進(jìn)行摩擦、接觸、振動(dòng)、溫度以及噪聲等方面的研究。在研究過(guò)程中，人們形成了一套十分完善的理論。毫無(wú)疑問(wèn)，制動(dòng)效能因數(shù)是人們?cè)u(píng)價(jià)制動(dòng)器性能的一個(gè)十分關(guān)鍵的指標(biāo)?，F(xiàn)在市場(chǎng)上旳鼓式制動(dòng)器普遍存在著制動(dòng)效能不穩(wěn)定、摩擦副壓力分布不均勻等一系列缺點(diǎn),因此現(xiàn)在的鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)效能十分容易發(fā)生熱衰退、水衰退和機(jī)械衰退等現(xiàn)象。 韓文明等分析單自由度和二自由度制動(dòng)蹄效能因數(shù)隨摩擦片上徑向合力作用點(diǎn)位置和摩擦系數(shù)變化的特性,將制動(dòng)效能因數(shù)分解為分別取決于制動(dòng)蹄的杠桿增力作用和摩擦自增勢(shì)(或自減勢(shì))作用的兩部分,進(jìn)而分析每部分制動(dòng)效能因數(shù)隨摩擦片上徑向力作用點(diǎn)位置和摩擦系數(shù)的變化特性,并提出提高制動(dòng)效能及其穩(wěn)定性的有效途徑,為普通鼓式制動(dòng)器的改進(jìn)提供理論基礎(chǔ)[1]。針對(duì)摩擦襯片壓力分布不均勾的問(wèn)題,呂振華等定義摩擦片壓強(qiáng)的兩種不均勻度指數(shù),推導(dǎo)現(xiàn)有的鼓式制動(dòng)器的不均勻度指數(shù)計(jì)算公式,分析其變化特性,以這兩種壓強(qiáng)不均勻度指數(shù)作為新的評(píng)價(jià)指標(biāo),評(píng)價(jià)各種型式的鼓式制動(dòng)器,并提出制動(dòng)蹄分為相互聯(lián)動(dòng)的兩部分的結(jié)構(gòu)型式可顯著提高制動(dòng)效能[2][3]。摩擦襯片與制動(dòng)鼓屬于典型摩擦接觸問(wèn)題,通過(guò)有限元仿真分析的方法,可得到試驗(yàn)較難測(cè)得的接觸應(yīng)力分布狀態(tài)。毛智東等通過(guò)利用有限元分析軟件ANSYS建立鼓式制動(dòng)器的有限元模型,分析了摩擦襯片與制動(dòng)鼓的接觸應(yīng)力,得到接觸壓力的分布特性和制動(dòng)器的應(yīng)力分布場(chǎng),結(jié)果表明分析精度較高,為設(shè)計(jì)提供了理論指導(dǎo)[4]。 國(guó)外的研究工作者對(duì)制動(dòng)效能因數(shù)同樣展開(kāi)了大量的研究。Shan Shih等通過(guò)建立鼓式制動(dòng)器的線性和非線性有限元模型,得出小型制動(dòng)器的線性模型計(jì)算結(jié)果較好,對(duì)于大功率的制動(dòng)器則誤差較大[5]。P. loannidis等采用有限元法分析了鼓式制動(dòng)器非線性接觸問(wèn)題,預(yù)測(cè)了制動(dòng)器的噪聲與振動(dòng)特性,結(jié)果表明初始條件對(duì)接觸壓力的分布影響較大[6]。Ibrahim Ahmed等基于鼓式制動(dòng)器三維有限元模型對(duì)制動(dòng)器的摩擦接觸噪聲問(wèn)題進(jìn)行了研究,驗(yàn)證了摩擦材料的壓縮性、摩擦系數(shù)以及接觸面上的壓力分布,分析結(jié)果表明接觸剛度對(duì)制動(dòng)器噪聲有較大影響,較大的剛度可降低噪聲[7]。 現(xiàn)在市場(chǎng)上的汽車(chē)普遍采用制動(dòng)器大多是摩擦式制動(dòng)器，而摩擦式制動(dòng)器的實(shí)際工作性能在制動(dòng)系中是最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的一個(gè)因素。摩擦制動(dòng)器根據(jù)它的旋轉(zhuǎn)元件的不同大致可分為鼓式、盤(pán)式和帶式三類(lèi)。長(zhǎng)期以來(lái)，人們?yōu)榱顺浞职l(fā)揮出蹄－鼓式制動(dòng)器制動(dòng)的重要優(yōu)勢(shì)，一直在對(duì)鼓式制動(dòng)器進(jìn)行各種研究工作和技術(shù)改進(jìn)，想要克服鼓式制動(dòng)器本身的主要缺點(diǎn)和提高它的制動(dòng)效能，現(xiàn)在人們十分重視對(duì)蹄－鼓式制動(dòng)器工作過(guò)程和性能進(jìn)行計(jì)算和分析方法的研究。這類(lèi)研究工作的重點(diǎn)往往放在制動(dòng)器結(jié)構(gòu)和實(shí)際工作環(huán)境等因素對(duì)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)效能和制動(dòng)穩(wěn)定性的影響。到目前為止，這些研究工作已經(jīng)取得了一些比較重要的研究成果，而且得到了一些具有可行性的改進(jìn)措施，鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)性能也有了相應(yīng)程度的優(yōu)化。有的制動(dòng)器在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇結(jié)構(gòu)，并設(shè)計(jì)了散熱風(fēng)道等，這些措施使得該制動(dòng)器有著極好的應(yīng)用前景[8]。盡管現(xiàn)在對(duì)制動(dòng)器的設(shè)計(jì)研究已經(jīng)取得了一定的成績(jī)，但是與我們?nèi)找骘w速增長(zhǎng)的科技相比仍有很大的不足之處。因此我們?nèi)匀恍枰獙?duì)領(lǐng)從蹄式鼓式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行設(shè)計(jì)，這種設(shè)計(jì)對(duì)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)效能的提高有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用。 1.3研究?jī)?nèi)容 首先，根據(jù)所選用的設(shè)計(jì)車(chē)型的特點(diǎn)，把所選車(chē)型制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)力和制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩計(jì)算出來(lái)，然后根據(jù)實(shí)際情況成領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的方案設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及制動(dòng)器的制動(dòng)性能分析，其次，再計(jì)算與確定出所設(shè)計(jì)的領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的主要參數(shù)，完成摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算以及核算領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的熱容量和溫升情況，并計(jì)算出制動(dòng)器的制動(dòng)力矩然后校核其合理性，最后在二維cad或三維設(shè)計(jì)平臺(tái)Proe中完成鼓式制動(dòng)器零件圖以及裝配圖的繪制并且建立三維模型、對(duì)設(shè)計(jì)合理性的進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)。 第二章 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì) 現(xiàn)在市場(chǎng)上的汽車(chē)制動(dòng)器幾乎都是摩擦式制動(dòng)器，而摩擦式制動(dòng)器根據(jù)其旋轉(zhuǎn)元件可分為鼓式、盤(pán)式、帶式三大類(lèi)。考慮到所選用設(shè)計(jì)車(chē)型的實(shí)際情況，我們主要從鼓式制動(dòng)器來(lái)著手。 鼓式制動(dòng)器可以大致分為內(nèi)張式和外束式兩種類(lèi)型，它們都是利用制動(dòng)器的制動(dòng)蹄片去擠壓制動(dòng)鼓從而獲得制動(dòng)力的。內(nèi)張式的鼓式制動(dòng)器是以制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面為工作表面，現(xiàn)在市場(chǎng)中這種內(nèi)張式的鼓式制動(dòng)器在現(xiàn)代汽車(chē)上運(yùn)用廣泛；而外束式的鼓式制動(dòng)器則是以制動(dòng)鼓的外圓柱面為工作表面，現(xiàn)在市場(chǎng)上很少有車(chē)型使用這種制動(dòng)器來(lái)做為行車(chē)制動(dòng)器。 按照鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)蹄張開(kāi)裝置形式的不同，鼓式制動(dòng)器大致可分為輪缸式鼓式制動(dòng)器和凸輪式鼓式制動(dòng)器，輪缸式鼓式制動(dòng)器采用液壓制動(dòng)輪缸來(lái)作為制動(dòng)器的制動(dòng)蹄張開(kāi)裝置，帶有液壓制動(dòng)系統(tǒng)的車(chē)型大多采用這種型式：而凸輪式鼓式制動(dòng)器則是采用凸輪裝置來(lái)作為制動(dòng)器的張開(kāi)裝置，這種型式大多運(yùn)用在帶有氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的車(chē)型上。 2.1鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式與分類(lèi) 毫無(wú)疑問(wèn)，制動(dòng)蹄片是鼓式制動(dòng)器上的一個(gè)至關(guān)重要的部件，所以我們對(duì)鼓式制動(dòng)器進(jìn)行分類(lèi)時(shí)要從制動(dòng)蹄片來(lái)著手。制動(dòng)蹄根據(jù)其制動(dòng)時(shí)在促動(dòng)裝置作用下蹄片張開(kāi)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)器的制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相比較，可大致分為領(lǐng)蹄和從蹄這兩種類(lèi)型。 由于市場(chǎng)上凸輪式的鼓式制動(dòng)器的占有率不高，而且氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的組織機(jī)構(gòu)較為復(fù)雜。因此，我主要對(duì)輪缸式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行設(shè)計(jì)。輪缸式鼓式制動(dòng)器的分類(lèi)方式有多種，根據(jù)它的主要區(qū)別大體可以按3種分類(lèi)方法分類(lèi)。首先，可以按照制動(dòng)器蹄片的固定支點(diǎn)數(shù)和固定位置來(lái)分類(lèi)，因?yàn)殡S著制動(dòng)器制動(dòng)蹄片的固定支點(diǎn)和它的張開(kāi)力位置不同，不同形式的鼓式制動(dòng)器的領(lǐng)、從蹄的數(shù)量不同從而制動(dòng)器的制動(dòng)效能也不一樣；其次，可以按照制動(dòng)器的促動(dòng)裝置的型式和數(shù)量來(lái)分類(lèi)，最后，還可以按照制動(dòng)器制動(dòng)時(shí)兩蹄片的受力狀態(tài)來(lái)進(jìn)行分類(lèi)。 綜合考慮以上三種分類(lèi)方法，我決定按照第三種方法來(lái)進(jìn)行分類(lèi)。輪缸式鼓式制動(dòng)器按照其制動(dòng)時(shí)制動(dòng)蹄片的受力狀態(tài)不同，大致可分為領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、自增力式等類(lèi)型，如圖2.1所示。 a)領(lǐng)從蹄式 b)單向雙領(lǐng)蹄式 c)雙向雙領(lǐng)蹄式 d)雙從蹄式 e)單向自增力式 f)雙向自增力式 圖2.1鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖 2.1.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 如圖2.1 a）所示，圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭表示汽車(chē)前進(jìn)時(shí)的制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向，則按照受力可知蹄1的旋轉(zhuǎn)方向與制動(dòng)鼓一致，則蹄1為領(lǐng)蹄，同理易知蹄2為從蹄。當(dāng)汽車(chē)倒車(chē)時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向隨之而改變，此時(shí)蹄1就變成了從蹄，蹄2就成為了領(lǐng)蹄。這種結(jié)構(gòu)的鼓式制動(dòng)器就稱(chēng)為領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。 它的張開(kāi)裝置有兩種形式，第一種采用凸輪或楔塊張開(kāi)裝置，如圖2.2所示： a)非平衡凸輪式 b)平衡凸塊式 c)楔塊式 圖2.2 機(jī)械張開(kāi)裝置 由于平衡式和楔塊式的中心是浮動(dòng)的，而非平衡式的中心是固定的，因此平衡式和楔塊式的機(jī)械張開(kāi)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的張開(kāi)力大小相等方向相反。而非平衡式產(chǎn)生的張開(kāi)力不會(huì)相等。這對(duì)于汽車(chē)制動(dòng)十分不利。第二種則是采用兩個(gè)活塞直徑相等的液壓輪缸作為張開(kāi)裝置，所產(chǎn)生的張開(kāi)力大小相等方向相反。 根據(jù)制動(dòng)器的支承結(jié)構(gòu)以及調(diào)整方法的不同，領(lǐng)從蹄鼓式液壓制動(dòng)器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖2.3所示 （a） 一般形式；（b）單固定支點(diǎn)；輪缸上調(diào)整 （c）雙固定支點(diǎn)；偏心軸調(diào)整；（d）浮動(dòng)蹄片；支點(diǎn)端調(diào)整 圖 2.3 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)） 如采用一般形式的支承和調(diào)整方法，制動(dòng)器的兩蹄張開(kāi)力無(wú)法保證相等，且調(diào)整不便。如采用單固定支點(diǎn)的形式，它與雙固定支點(diǎn)偏心軸調(diào)整相比調(diào)整不精確，假若采用浮動(dòng)支承，則可使制動(dòng)蹄具有一定的浮動(dòng)量從而使制動(dòng)蹄能夠自動(dòng)定心，但它的安裝精度要求過(guò)高。 領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性均處于制動(dòng)器的中等水平之中，但由于領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器在汽車(chē)前進(jìn)和倒車(chē)時(shí)的制動(dòng)性能不會(huì)發(fā)生改變，而且制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單，裝配方便，而且便于改裝。 2.1.2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器按照汽車(chē)制動(dòng)效能的變化可分為單向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器（如圖2.1 b)）和雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器（如圖2.1 c)）兩種類(lèi)型。制動(dòng)效能在汽車(chē)前進(jìn)和汽車(chē)后退時(shí)發(fā)生改變的為單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器，制動(dòng)效能不變的為雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。 因此，在當(dāng)前的汽車(chē)市場(chǎng)上，雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器應(yīng)用的遠(yuǎn)比單向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器廣泛。雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式如2.1 c)及圖2.4所示。該制動(dòng)器的制動(dòng)蹄的兩端均為浮式支承，因此，雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器兩制動(dòng)蹄所受到的張開(kāi)力大小相等。 （a） 一般形式；（b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整 圖2.4 雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)） 2.1.3雙從蹄式制動(dòng)器 雙從蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式如圖2.1 d)所示，由于該制動(dòng)器的制動(dòng)蹄固定在兩個(gè)不同端，因此，雙從蹄式鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)蹄相互之間幾何沒(méi)有影響，從而其制動(dòng)效能穩(wěn)定性和工作穩(wěn)定性非常好，但因此導(dǎo)致制動(dòng)效能及其低下，近年來(lái)，該種結(jié)構(gòu)的制動(dòng)器已經(jīng)被市場(chǎng)淘汰。 2.1.4增力式制動(dòng)器 増力式鼓式制動(dòng)器按照制動(dòng)輪缸的活塞數(shù)目不同可分為單向増力式鼓式制動(dòng)器（如圖2.1 e所示））和雙向増力式鼓式制動(dòng)器（如圖2.1 f所示））兩種類(lèi)型。從制動(dòng)器效能方面比較，單向増力式鼓式制動(dòng)器與雙向増力式鼓式制動(dòng)器相比的不足之處在于，單向増力式鼓式制動(dòng)器在汽車(chē)前進(jìn)的時(shí)候可以保持較高的制動(dòng)效能，但是在汽車(chē)后退時(shí)它的制動(dòng)效能急劇下降。這大大限制了它的使用范圍。因此，現(xiàn)在市場(chǎng)上的一些汽車(chē)只把它前輪制動(dòng)器使用。 雙向増力式鼓式制動(dòng)器也有固定和浮動(dòng)支撐兩大類(lèi)型，具體結(jié)構(gòu)如圖2.5和圖2.6所示： （a） 一般形式；（b）支承上調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整 圖 2.5 雙向増力式制動(dòng)器（浮動(dòng)支承）的結(jié)構(gòu)方案 （a） 一般形式；（b）浮動(dòng)調(diào)整；（c）中心調(diào)整 圖 2.6 雙向増力式制動(dòng)器（固定支點(diǎn)）的結(jié)構(gòu)方案 雖然雙向増力式鼓式制動(dòng)器在汽車(chē)行駛過(guò)程中，它的制動(dòng)效能不會(huì)改變，而且還可以比較容易的獲得較大的制動(dòng)力矩，但是它的工作穩(wěn)定性比較差，而且造價(jià)十分昂貴。因此在市場(chǎng)上這種制動(dòng)器常常被安裝在一些高檔汽車(chē)上。 2.2鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)方案確定 制動(dòng)器的制動(dòng)效能不僅與制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式，結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，而且也受到其他因素的影響[10]。制動(dòng)器的制動(dòng)效能常用制動(dòng)器效能因數(shù)或簡(jiǎn)稱(chēng)為制動(dòng)器因數(shù)BF來(lái)衡量[10]。 基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖2.7所示。 上述各種制動(dòng)器的共同特點(diǎn)是通過(guò)制動(dòng)器的制動(dòng)效能、制動(dòng)效能穩(wěn)定性以及摩擦襯片的磨損均勻程度來(lái)評(píng)價(jià)優(yōu)劣的。増力式制動(dòng)器的制動(dòng)效能最高，雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器次之，領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器更次之，雙從蹄式制動(dòng)蹄的效能最低，故在市場(chǎng)極少采用這種制動(dòng)器[8]。而就單獨(dú)考慮工作穩(wěn)定性來(lái)看，制動(dòng)器名次排列正好與制動(dòng)器的制動(dòng)效能排列相反，雙從蹄式制動(dòng)器工作穩(wěn)定性最好，増力式制動(dòng)器的工作穩(wěn)定性最差[8]。通過(guò)大量研究理論可知，影響制動(dòng)器工作效能穩(wěn)定性的一個(gè)關(guān)鍵因素就是摩擦系數(shù)的變化[8]。一般來(lái)說(shuō)制動(dòng)器因數(shù)的值越大，則制動(dòng)器的制動(dòng)效能越好。但是制動(dòng)器在制動(dòng)過(guò)程中由于熱衰退等現(xiàn)象，鼓式制動(dòng)器的摩擦系數(shù)通常不是一個(gè)確定的值，因此在摩擦系數(shù)變化過(guò)程中。制動(dòng)器因數(shù)的值波動(dòng)小的制動(dòng)器，它的制動(dòng)效能穩(wěn)定性就好。 1増力式制動(dòng)器；2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器；3領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器； 4盤(pán)式制動(dòng)器；5雙從蹄式制動(dòng)器 圖 2.7 制動(dòng)器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線 結(jié)合本次設(shè)計(jì)車(chē)輛桑塔納2000后輪鼓式制動(dòng)器的相關(guān)要求，我得出以下結(jié)論：雖然領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)效能和制動(dòng)穩(wěn)定性在各鼓式制動(dòng)器中均處于中等水平，但由于領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器在汽車(chē)前進(jìn)和倒車(chē)時(shí)的制動(dòng)性能不會(huì)發(fā)生改變，而且制動(dòng)器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)也比較較低符合經(jīng)濟(jì)性原則，在加上領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器附裝駐車(chē)制動(dòng)機(jī)構(gòu)比較容易，而且調(diào)整蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙也比較方便。故現(xiàn)在市場(chǎng)上仍廣泛采用領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器作為載貨汽車(chē)的前、后輪制動(dòng)器和轎車(chē)的后輪制動(dòng)器。根據(jù)本設(shè)計(jì)車(chē)型的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、經(jīng)濟(jì)性要求和制動(dòng)要求，并且考慮到制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)便宜，附裝駐車(chē)制動(dòng)機(jī)構(gòu)較為容易等特點(diǎn)，這次設(shè)計(jì)我選用領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器來(lái)作為桑塔納2000的后輪制動(dòng)器，該制動(dòng)器的促動(dòng)裝置我采用液壓輪缸作為張開(kāi)裝置，而支撐結(jié)構(gòu)型式我選用雙固定支點(diǎn)支撐，并且加一個(gè)偏心軸調(diào)整。最后為了滿(mǎn)足駐車(chē)制動(dòng)要求，我在領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器內(nèi)部集成一個(gè)駐車(chē)制動(dòng)機(jī)構(gòu)。如圖2.8所示，在領(lǐng)從蹄式鼓制動(dòng)器內(nèi)附加一個(gè)駐車(chē)制動(dòng)推桿和一個(gè)駐車(chē)杠桿，在行駛過(guò)程中需要使用駐車(chē)制動(dòng)時(shí)，由駕駛員挪動(dòng)汽車(chē)上的駐車(chē)制動(dòng)操縱桿，并通過(guò)操縱制動(dòng)臂和制動(dòng)拉線4拉動(dòng)駐車(chē)制動(dòng)杠桿1以及制動(dòng)杠桿2使兩蹄3張開(kāi)與制動(dòng)鼓內(nèi)表面作用，達(dá)到汽車(chē)的制動(dòng)效果。 圖2.8 集成在鼓式制動(dòng)器中的駐車(chē)制動(dòng) 第三章 制動(dòng)系的主要參數(shù)設(shè)計(jì) 3.1預(yù)給的整車(chē)參數(shù) 相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 整車(chē)質(zhì)量：空載：1550kg 滿(mǎn)載：2000kg 質(zhì)心位置：空載：a=1.35m b=1.25m 滿(mǎn)載： 質(zhì)心高度：空載： 滿(mǎn)載： 軸 距：L=2.6m 輪 距: 前輪: 后輪： 最高車(chē)速：215km/h 車(chē)輪工作半徑：370mm 輪 胎：195/60R13 85H 同步附著系數(shù)： 3.2 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 如圖3.1所示為汽車(chē)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(chē)受力圖 對(duì)后軸車(chē)輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為： 對(duì)前軸車(chē)輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為： 式中,-汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前軸車(chē)輪的法向反力,N: -汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)后軸車(chē)輪的法向反力,N； -汽車(chē)軸距,mm； -汽車(chē)質(zhì)心離前軸距離,mm； -汽車(chē)質(zhì)心離后軸距離,mm； -汽車(chē)質(zhì)心高度,mm； -汽車(chē)所受重力,N， -汽車(chē)質(zhì)量,kg； -汽車(chē)制動(dòng)減速度,。 根據(jù)上述汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的整車(chē)受力分析，考慮到汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移及，式中g(shù)為重力加速度()，則可求得汽車(chē)制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前、后鈾車(chē)輪的法向反力,分別為 (3.1) 查相關(guān)文獻(xiàn)知： 代入(3.1)中，得： (3.2) 根據(jù)式（3.2）可得： 滿(mǎn)載時(shí)： 空載時(shí)： 汽車(chē)總的地面制動(dòng)力為： (3.3) 代入數(shù)據(jù)由式（3.3）得： 滿(mǎn)載時(shí)： 空載時(shí)： 前、后軸車(chē)輪的附著力為： (3.4) 根據(jù)式（3.4）可得： 滿(mǎn)載時(shí)； 空載時(shí)： 此時(shí)，前后輪同時(shí)抱死。 由式(3.3)，(3.4)不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車(chē)輪同時(shí)抱死即前，后軸車(chē)輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是 (3.5) 式中,-前軸車(chē)輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N,； -后軸車(chē)輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N,； -前軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力,N； -后軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力,N； -地面對(duì)前，后軸車(chē)輪的法向反力,N； -汽車(chē)重力,N； -汽車(chē)質(zhì)心離前，后軸距離,m； -汽車(chē)質(zhì)心高度,m。 由式(3.5)可知，前，后車(chē)輪同時(shí)抱死時(shí)，前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力，是的函數(shù)。 由式(3.5)中消去，得 (3.6) 目前大多數(shù)兩軸汽車(chē)由其是貨車(chē)的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)與總制動(dòng)力之比來(lái)表明分配的比例，稱(chēng)為汽車(chē)制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)，即 (3.7) 聯(lián)立式(3.5)，(3.6)和式(3.7)可得： (3.8) 根據(jù)式（3.8）得： 滿(mǎn)載時(shí)： 空載時(shí)： 3.3 同步附著系數(shù) 查相關(guān)文獻(xiàn)知同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是： (3.9) 根據(jù)式（3.9）可得：滿(mǎn)載時(shí)： 空載時(shí)： 根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿(mǎn)載的同步附著系數(shù)應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車(chē)：0.65～0.80；輕型客車(chē)、輕型貨車(chē)：0.55～0.70；大型客車(chē)及中重型貨車(chē)：0.45～0.65。 故滿(mǎn)足要求。 3.4制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 由式(3.8)得， (3.10) 進(jìn)而求得： (3.11) (3.12) 當(dāng)時(shí)， 故 。 3.5制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 最大制動(dòng)力是在汽車(chē)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(chē)輪的法向力,成正比[13]。由式（3.5）可知，雙軸汽車(chē)前，后車(chē)輪附著力同時(shí)被充分利用或前，后同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為 (3.13) 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車(chē)輪的計(jì)算力矩所制約，即 (3.14) (3.15) 前、后軸的車(chē)輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為 (3.16) (3.17) 由式（3.16）、（3.17）可得： 3.6 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.6.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑 在制動(dòng)鼓與輪輞之間通常應(yīng)保持足夠的間隙，否則容易產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。制動(dòng)鼓還應(yīng)有足夠的壁厚來(lái)保證具有較大的剛度。由于桑塔納2000的后輪輪胎規(guī)格為195/60R13 85H，輪輞為13in，如表3.1所示 表3.1 制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20，22.5 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm 轎車(chē) 180 200 240 260 — — 貨車(chē) 220 240 260 300 320 420 取得制動(dòng)鼓內(nèi)徑為D=200mm。滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 3.6.2 摩擦襯片寬度和包角 經(jīng)過(guò)大量試驗(yàn)表明，當(dāng)摩擦襯片的包角在90o～100o范圍內(nèi)時(shí)，襯片的磨損量最小。雖然摩擦襯片包角的減小對(duì)散熱有利，但是這會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)蹄單位壓力增加，而制動(dòng)蹄單位壓力過(guò)高則會(huì)加速襯片的磨損。并且在實(shí)際工作中包角兩端的單位壓力最小，因此通過(guò)延伸摩擦襯片的兩端來(lái)加大包角，這樣實(shí)際上對(duì)減小制動(dòng)蹄單位壓力的作用并不大?？紤]到以上情況，本設(shè)計(jì)中初選摩擦襯片的包角。 摩擦襯片的摩擦面積如表3.2所示。 表3.2 襯片摩擦面積 汽車(chē)類(lèi)別 汽車(chē)總質(zhì)量m/t 單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積∑A/cm2 轎車(chē) 0.9-1.5 100-200 1.5-2.5 200-300 客車(chē)與貨車(chē) 1.0-1.5 120-200 1.5-2.5 150-250 2.5-3.5 250-400 3.5-7.0 300-650 7.0-12.0 550-1000 12.0-17.0 650-1500 并且當(dāng)制動(dòng)器各增大蹄片的摩擦襯片總摩擦面積增大時(shí)，汽車(chē)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)器的制動(dòng)鼓內(nèi)表面對(duì)制動(dòng)蹄產(chǎn)生的正壓力就會(huì)減小，從而使得摩擦襯片的磨損也會(huì)跟著減小。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A取決于制動(dòng)鼓半徑R、襯片寬度b及包角等因素，即 (3.18) 由式（3.18）可得： 則， 。 又由于桑塔納2000的總質(zhì)量為1.55t~2t. 由表3.2得， 單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積200~300 則57.3~85.96mm 故取b=70mm, 則 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 3.6.3 摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3.2所示。將摩擦襯片對(duì)稱(chēng)布置在制動(dòng)蹄外緣的中央。 圖3.2 鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù) 3.6.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力作用線的距離 現(xiàn)在理論要求應(yīng)在保證輪缸能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的情況下，應(yīng)使距離a(見(jiàn)圖3.2)盡可能大，以提高制動(dòng)器的制動(dòng)效能?，F(xiàn)在初取a=0.8R左右，則a=80mm 3.6.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) 現(xiàn)在理論要求應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致發(fā)生互相干涉的情況下，使k盡可能小而c盡可能大(見(jiàn)圖3.2)。初取k=0.2R=20mm，c=0.8R=80mm。 3.6.6 襯片摩擦系數(shù) 在選用摩擦襯片時(shí)不僅要求它的摩擦系數(shù)要足夠高，而且希望它的熱穩(wěn)定性要滿(mǎn)足要求。但是我們也不應(yīng)片面地過(guò)分追求高摩擦系數(shù)的摩擦材料，對(duì)于領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，非常關(guān)鍵的是如何提高襯片摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和怎樣降低鼓式制動(dòng)器對(duì)摩擦襯片的摩擦系數(shù)偏離正常值的靈敏度。因此，我們對(duì)領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，一般取襯片摩擦系數(shù)f=0.38。 第四章制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式如表4.1所示； 表4.1 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式 制動(dòng)力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動(dòng)力源 工作介質(zhì) 型式 工作介質(zhì) 簡(jiǎn)單制動(dòng)系 司機(jī)體力 機(jī)械式 桿系或鋼絲繩 僅用于駐車(chē)制動(dòng) 液壓式 制動(dòng)液 部分微型汽車(chē)的行車(chē)制動(dòng) 動(dòng)力制動(dòng)系 氣壓動(dòng)力制動(dòng)系 發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車(chē)的行車(chē)制動(dòng) 氣壓-液壓式 空氣、制動(dòng)液 液壓動(dòng)力制動(dòng)系 制動(dòng)液 液壓式 制動(dòng)液 伺服制動(dòng)系 真空伺服制動(dòng)系 司機(jī)體力與發(fā)動(dòng)機(jī)體力 空氣 液壓式 制動(dòng)液 轎車(chē)，微、輕、中型汽車(chē)的行車(chē)制動(dòng) 氣壓伺服制動(dòng)系 空氣 液壓伺服制動(dòng)系 制動(dòng)液 結(jié)合桑塔納2000的車(chē)型特點(diǎn)，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)采用液壓式的簡(jiǎn)單制動(dòng)系（如圖4.1所示）。 圖4.1 液壓簡(jiǎn)單制動(dòng)系示意圖[13] 液壓制動(dòng)系的優(yōu)點(diǎn)是制動(dòng)作用的滯后時(shí)間很短，能產(chǎn)生的工作壓力比較大，而且制動(dòng)缸的尺寸比較小，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。選這種結(jié)構(gòu)可以大大減輕制動(dòng)器的質(zhì)量，降低制動(dòng)器的造價(jià)。另外，液壓制動(dòng)系的液壓管路在過(guò)度受熱時(shí)會(huì)形成氣泡，這些氣泡會(huì)影響力的傳遞，還會(huì)使制動(dòng)器的制動(dòng)效能下降，嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)怪苿?dòng)器制動(dòng)失效；并且當(dāng)工作溫度過(guò)低時(shí)(一25℃和更低時(shí))，由于制動(dòng)液的粘度會(huì)隨溫度的降低而增大，這會(huì)使制動(dòng)的可靠性降低，甚至?xí)斐删植繐p壞，而局部損壞存在時(shí)，汽車(chē)行駛的安全性就會(huì)受到嚴(yán)重考驗(yàn)。 制動(dòng)輪缸是一個(gè)制動(dòng)器促動(dòng)裝置，它將管路中的油液的液體壓力轉(zhuǎn)換成張開(kāi)力。制動(dòng)輪缸主要分為單活塞式輪缸(單向輪缸)和雙活塞式輪缸(雙向輪缸)兩種類(lèi)型。單活塞式制動(dòng)輪缸主要用于雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器和單向增力式鼓式制動(dòng)器；雙活塞式制動(dòng)輪缸的運(yùn)用范圍比單活塞的要寬廣，并且。故雙活塞式輪缸產(chǎn)生的張開(kāi)力大小相等方向相反，對(duì)制動(dòng)有利。 綜合考慮以上情況，本設(shè)計(jì)采用雙活塞式制動(dòng)輪缸作為領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的促動(dòng)裝置。 4.2制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng) 為了進(jìn)一步提高制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的工作可靠性以及保證行車(chē)安全，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)至少需要設(shè)有兩套獨(dú)立的回路系統(tǒng)，也就是雙回路系統(tǒng)，雙回路系統(tǒng)就是將汽車(chē)的全部行車(chē)制動(dòng)器的液壓或氣壓管路分為兩個(gè)或更多個(gè)相互獨(dú)立的回路，不至于導(dǎo)致制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)無(wú)法正常工作的情況。 如圖4.2所示為制動(dòng)管路的5種分路方案圖。它們的區(qū)別之處在于回路系統(tǒng)的復(fù)雜程度、工作穩(wěn)定性、制動(dòng)效能的差異、制動(dòng)力的分配等。 1-雙腔制動(dòng)主缸;2-雙回路系統(tǒng)的一個(gè)分路；3-雙回路系統(tǒng)的另一分路 圖4.2 雙軸汽車(chē)液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 如圖4.2(a)所示為II型回路。它的特點(diǎn)是管路的布置與其他回路相比最為簡(jiǎn)單，制造成本非常低符合經(jīng)濟(jì)性要求，在貨車(chē)上應(yīng)用的最為廣泛。但是這一種分路方案大大提高了行駛危險(xiǎn)。對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)來(lái)說(shuō)，當(dāng)制動(dòng)管路失效時(shí)，如果前輪出現(xiàn)問(wèn)題，汽車(chē)就會(huì)方向盤(pán)失靈無(wú)法轉(zhuǎn)彎制動(dòng)。對(duì)于前輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)而言，當(dāng)制動(dòng)管路失效時(shí)，汽車(chē)的制動(dòng)效能將會(huì)明顯下降，這樣極大可能會(huì)導(dǎo)致汽車(chē)甩尾的情況出現(xiàn)。 如圖4.2(b)所示X型回路。它的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也非常簡(jiǎn)單，確保了汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的適應(yīng)性。但是由于前、后軸各有一側(cè)的車(chē)輪具有制動(dòng)作用，將會(huì)使汽車(chē)的方向穩(wěn)定性急劇降低。 剩下三種回路系統(tǒng)分別為HI型，LL型。HH型。這三種的回路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)雖然均比較復(fù)雜，但是與其他幾種回路系統(tǒng)相比它們的制動(dòng)效能較好。其中HH型的制動(dòng)效能最好并且工作可靠性最好。而LL型與HH型回路系統(tǒng)在汽車(chē)緊急制動(dòng)的時(shí)候容易抱死，造成安全事故的發(fā)生。 綜上所述，制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng)選用回路5（HH型）比較好。 4.3液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.3.1制動(dòng)輪缸直徑與工作容積 制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄的作用力與制動(dòng)輪缸的直徑及制動(dòng)輪缸中的液壓之間有如下關(guān)系式： (4.1) 式中,-考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液體壓力，的取值范圍為8MPa~12MPa，故=12MPa。 查Santana2000轎車(chē)使用與維護(hù)手冊(cè)得=7065N 由式（4.1）得， 故滿(mǎn)足輪缸直徑的尺寸系列。 一個(gè)輪缸的工作容積 (4.2) 式中,- 一個(gè)輪缸活塞的直徑,mm； - 輪缸活塞的數(shù)目； - 一個(gè)輪缸完全制動(dòng)時(shí)的行程,mm： 初步設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)鼓式制動(dòng)器可取2mm-2.5mm 故取=2.5mm -消除制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程,mm; -由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞,mm; ，-分別為鼓式制動(dòng)器的變形與制動(dòng)鼓的變形而引起的輪缸活塞行程,mm。 由式（4.1）可得一個(gè)輪缸的工作容積 故后輪輪缸的總的工作容積為 4.3.2制動(dòng)主缸直徑與工作容積 查相關(guān)文獻(xiàn)，知桑塔納2000前輪盤(pán)式制動(dòng)器的一個(gè)制動(dòng)輪缸的工作容積，故全部輪缸總的工作容積為 則制動(dòng)主缸的工作容積 主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： (4.3) 式中，一般活塞行程=（0.8~1.2），故取= 由式（4.3）得=25.88mm 根據(jù)GB7524-87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸,主缸直徑圓整為26mm。 4.3.3制動(dòng)踏板力與踏板行程 制動(dòng)踏板力為 (4.4) 式中，-制動(dòng)主缸活塞直徑，mm； -制動(dòng)管路的液體壓力,pa； -制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比,取=4; -制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)及制動(dòng)主缸的機(jī)械效率，=0.85～0.95，故取=0.85。 由式（4.4）得 又由于制動(dòng)踏板力的一般取值范圍為500~700N； 而所得結(jié)果大于制動(dòng)踏板力的一般范圍； 故需加裝真空助力器。 (4.5) 式中，為真空助力比，取。 由式（4.5）得： 工作行程: (4.6) 式中：-主缸中推桿與活塞的間隙，一般取1.5mm~2mm,取 -主缸活塞的空行程。取。 由式（4.6）得： 而主缸的工作行程一般取值范圍為100~150mm 故所得工作行程滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 4.4制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩計(jì)算 為了計(jì)算在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，如圖4.3所示。若令摩擦襯片的寬度為b，則單元面積為，其中R為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積包角。 圖4.3 制動(dòng)力矩計(jì)算簡(jiǎn)圖 制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 (4.7) 而摩擦力產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為 (4.8) 在至區(qū)段積分上式，得 (4.9) 如圖4.4所示，分析制動(dòng)蹄的受力 圖4.4 張開(kāi)力計(jì)算簡(jiǎn)圖 蹄的幾何參數(shù)如下： 將（見(jiàn)圖4.4）看作是它投影在軸和軸上分量和的合力， 則根據(jù)式（4.7）有