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本科畢業(yè)設計(論文) 題目：中型貨車后輪鼓式制動器設計及三維建模 系 別 機械與車輛工程學院 專 業(yè) 汽車服務工程 班 級 汽服三班 姓 名 郭業(yè)立 學 號 281140302 導 師 李未 2015年 5月 中型貨車后輪鼓式制動器設計及三維建模 摘 要 我們將使用制動驅動機構的制動蹄把制動摩擦片壓在內心的制動鼓,導致制動力,為鼓式制動器。需要保護停車場不能可靠地滑,需要使車輪或在最短的距離停下來,為了確保行車安全。 制動系統(tǒng)由4部分組成,提供設備、控制裝置、傳動裝置和制動。制動系統(tǒng)的主要功能是駕駛汽車減慢甚至停止,使下坡的速度駕駛汽車保持穩(wěn)定,一直懸浮在汽車保持不動。汽車的制動系統(tǒng)中起著重要的作用,如果失效將導致災難。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器,在現代汽車仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄—鼓式制動器。制動器的設計相關的設計和計算。在設計過程中,實際的產品為基礎,根據我國目前制動的一般過程和發(fā)展新產品,并結合設計理論的要求,首先根據給定模型的車輛參數和技術要求確定制動器的結構形式、制動和選擇的主要參數,然后計算制動器的最大制動力矩、同步附著系數、制動功率和制動力分配系數,制動器結構參數和摩擦系數,在此基礎上主要制動部件的結構設計。最后,完成裝配圖和零件圖的繪制。 關鍵詞：鼓式制動器；制動力；最大制動力矩；結構參數；摩擦系數 II The design of medium-sized truck rear wheel drum brake Abstract Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes. In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters and their choice, and then calculate the maximum braking torque of brake, the synchronous adhesion coefficient and brake force and brake force distribution coefficient, the structural parameters of the brake and friction coefficient, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping. KeyWords:drumbrake; braking force; maximum braking torque; Structure parameters; the coefficient of friction 1 目 錄 1 緒論 1 1.1汽車制動器發(fā)展的概況 1 1.2研究制動器系統(tǒng)的意義 2 1.3制動系應滿足的要求 2 1.4本設計要完成的內容 2 2 鼓式制動器的結構形式與選擇 3 2.1鼓式制動器的結構形式 4 2.1.1領從蹄式制動器 4 2.1.2雙領從蹄式制動器 4 2.1.3雙向雙領從蹄式制動器 4 2.1.4單項增力式制動器 5 2.1.5雙向增力式制動器 5 3 制動器的主要參數及其選擇 6 3.1制動力與制動力分配系數 6 3.2同步附著系數的計算 10 3.3制動器最大制動力矩 11 3.4制動器的結構參數與摩擦系數 12 4 制動器的主要零件的結構計算 15 4.1制動鼓 15 4.2制動蹄 15 4.3制動底板 15 4.4支承 16 4.5制動輪缸 16 4.6摩擦材料 16 4.7制動器間隙的調整方法及相應機構 16 4.8液壓驅動機構的設計與計算 17 4.9制動器的校核 17 5 結論 19 致 謝 20 1 參考文獻 21 畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明 22 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 23 附錄1 24 附錄2 25 1 1 緒論 1.1汽車制動器的發(fā)展及概況 從汽車的誕生,車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面扮演了重要的角色。近年來,隨著車輛技術的進步和車輛的速度,這樣的性能的重要性越來越明顯。有許多種類的汽車制動系統(tǒng),和各種形式。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構主要是機械、氣動、液壓、氣液混合物。它們的工作原理基本上是相同的使用制動裝置,用工作產生摩擦熱慢慢消耗車輛動能,達到車輛制動減速,或停止停車。 研發(fā)的節(jié)能和清潔能源車輛,制動系統(tǒng)有了很大的變化,出現了許多新的結構和功能。的出現新型的制動力系統(tǒng)也要求制動系統(tǒng)的結構和功能改變相應的. .如電動汽車引擎,不能提供真空助力器的真空源,一個解決方案是使用電動真空泵提供真空助力器的真空。制動系統(tǒng)的發(fā)展密切相關的改善汽車性能和汽車的結構。每個組件的制動系統(tǒng)有了很大的變化[1]。 1.2研究制動系統(tǒng)的意義 制動系統(tǒng)是汽車的一個重要組成部分,它直接影響汽車的安全性。高速公路的快速發(fā)展和交通密度的增加,交通事故越來越多。根據相關信息,汽車本身造成的交通事故的問題,剎車系統(tǒng)故障引起的事故總數的45%。可以看出制動系統(tǒng)是一個非常重要的系統(tǒng),以確保行車安全。此外,制動系統(tǒng)直接影響到車輛的平均速度和車輛運輸效率,這是保證運輸經濟效益的重要因素[2]。 近年來,一些專著發(fā)表了汽車制動器的某些方面,但數量和深度不能滿足要求的汽車工業(yè)和汽車工業(yè)的發(fā)展。特別是在汽車制動系統(tǒng)的設計和開發(fā),汽車發(fā)達國家相比標準遠。這是因為我國在很長一段時間內的主要設計制造卡車,許多尖端技術問題對我們到目前為止還不太明白。所以研究和設計的制動器,它有一個非常重要的影響[3]。 1.3制動系應滿足的要求 （1）充足的制動效能是必須需要的，行車制動效能和駐車制動效能都包括在其中。 (2)可靠,需要至少兩個制動和停車制動裝置形成一輛車,和所需的車輛運行車輛制動和停車制動驅動機構。如果有一個損失函數,以確保不少于30%的正常價值的另一組汽車制動效率;機械制動驅動機構控制停車制動裝置更加可靠,可以使用。 （3）制動效能的散熱性好。導熱性好，在制動時的操縱穩(wěn)定性也要求好[4]。 1.4本設計要完成的內容 對制動機構進行結構設計需要參考中型貨車的各類主要參數，以此實現汽車的制動功能并滿足制動性要求，對于軟件繪制制動器總裝配圖以及主要部件的零件圖須運用auto CAD，制動器進行建模、裝配須利用Pro/E,并撰寫畢業(yè)設計論文。 2 2 鼓式制動器的結構形式與選擇 2.1鼓式制動器的結構形式 按制動蹄的受力情況可以將鼓式制動器進行分類（見圖2.1），它們的制動效能、制動鼓的平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 圖2.1制動器的結構形式圖 制動蹄可以分為領蹄和從蹄是按其張開時的旋轉方向和制動鼓的旋轉方向是否一致分類的。領蹄是制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，反之，則稱為從蹄[4]。 鼓式制動器的各種結構形式如圖2.2a-f所示。 圖2.2 鼓式制動器簡圖 （a） 領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；(d)雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 2.1.1領從蹄式制動器 領從蹄式制動器的兩個蹄通常有固定支點。打開設備有一個凸輪式,楔型、曲柄類型,和制動輪缸兩個或四個相同直徑活塞。后者可以確保張開力和液壓傳動,兩蹄平等而凸輪式、楔型和曲柄打開設備是由氣壓驅動的. .當制動凸輪和制動楔漂浮在打開設備,同樣的也可以保證開放的兩個蹄,當凸輪。還有一個非平衡的制動凸輪,其中心是固定的,不能浮動,所以不能保證同樣的力量作用于兩個蹄。 從領從蹄式制動器制動效率和穩(wěn)定性處于中等水平,但由于其在汽車正向和反向制動性能不變,具有結構簡單、成本低、而且容易附加停車制動機制,因此它被廣泛用于中型和重型卡車前面和后輪和汽車后輪制動器。 2.1.2雙領蹄式制動器 當汽車的進步,如果兩個剎車片領蹄式制動器,稱為雙領蹄式制動器。但是這種制動器在汽車倒車,兩個制動蹄,已經成為從蹄。因此,它也被稱為單向雙領蹄式制動器。 雙領蹄式制動器具有很高的積極的制動性能,但當扭轉,就雙從蹄式,剎車性能大大降低。中級車前面剎車經常使用這種形式。這是由于持續(xù)的汽車制動器,前軸動態(tài)軸重和附著力大于后橋,和扭轉相反,當使用這種結構作為前輪剎車和領子從后輪制動蹄類型匹配的,你可以很容易地得到的希望前、后輪制動力分配和前后制動相同大小的許多地方。因此不同于后輪也因為有兩個對稱的制動輪缸,這是很難把停車制動驅動機構,但容易雙重循環(huán)制動系統(tǒng)。 2.1.3雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉的兩個制動蹄領蹄式制動器,稱為雙向雙領蹄式制動器。兩端的兩個腳是浮動的,不支持在橋臺,但支持軸承兩個活塞的制動輪缸或其他打開設備的支持.油壓制動時,制動輪缸活塞的雙方或其他開放設備雙方表面上移動,這樣兩個剎車蹄片壓在制動鼓的內圓筒。制動鼓摩擦傳動系統(tǒng)蹄小角度,兩個剎車片旋轉方向與制動鼓的旋轉方向一致,當反向旋轉的制動鼓,流程相似但相反的方向。因此,制動鼓向前,反向旋轉的兩個制動蹄是領先的蹄,它被稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡剎車。因為剎車一樣汽車向前和向后,廣泛用于前輪和后輪的輕型卡車和汽車。然而,當使用后輪制動器,中央制動器應位于其中. 2.1.4單向增力式制動器 8 兩腳的低端與頂桿連接,和第二個剎車片支持支持軸承銷的閘瓦的上端。 當車子前進,第一個活塞制動輪缸的制動片推內圓柱表面上的制動鼓。摩擦制動鼓是由第一個剎車蹄片與制動鼓被推到制動鼓和支持的工作表面的上端支撐銷. .顯然,第一個閘瓦增長勢頭領先的鞋,和第二個閘瓦不僅是一種增長勢頭領先的鞋,和推桿傳播其推力問第一個閘瓦制動輪缸推力P遠遠大于第二個閘瓦制動轉矩的第一個閘瓦制動轉矩,2 ~ 3次。自反力的兩個蹄制動力不能平衡,它屬于一種非平衡的剎車。 2.1.5雙向增力式制動器 雙向增力式制動器在大型高速汽車有更多的傾向于制動和停車制動和剎車,但駕駛制動是通過液壓制動輪缸產生制動蹄打開力量,駐車制動器是制動操作處理通過鋼絲繩拉索和桿操縱。此外,它還被廣泛用于汽車中央制動器,由于制動停車制動要求積極和反向制動效率非常高,和緊急制動停車制動如果不是不會產生高溫,因此熱衰退并不是一個嚴重的問題。 制動輪缸制動前面介紹的各種優(yōu)點和缺點. .制動效率,相同的基本結構參數和條件下的制動輪缸壓力,自我激勵由于摩擦制動器幫助潛在的利用是最全面突破,緊隨其后的是雙蹄,從蹄型,雙蹄的類型。然而,蹄子和鼓之間的摩擦系數是一個不穩(wěn)定的因素,和可以改變在一個大范圍時,材料,表面溫度和制動鼓和摩擦片是不同的. .自增力式制動器摩擦系數的性能取決于最大,和熱穩(wěn)定性最糟糕的有效性。此外,在制動的過程中,自動輔助制動轉矩的增長在某些情況下是太快了。汽車后輪制動器,是充電的原因之一,停車制動。單向自增力式制動器僅用于中型和輕型車輛后輪,因為停車制動的前輪制動效率不高。 考慮到制動,制動性能穩(wěn)定和效率因素主要從制動蹄與制動鼓之間的差距很容易調整,這是方便人們停車制動附加設備,所以主要領從蹄式制動器的設計[5]。 3 制動器的主要參數及其選擇 制動器設計中預定的整車參數有：汽車軸距L＝5300mm單位；汽車滿載時總質量16000 kg；；空載時軸荷分配65％/35％；空載時總質量5500 kg滿載時軸荷分配60％/40％；而對汽車制動性能有著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、制動強度、附著系數利用率、最大制動力矩與制動器因數等。 3.1制動力與制動力分配系數 汽車制動時，如果把路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩忽略掉，則對任一角度ω>0的車輪，其力矩平衡方程為 Tf—FBre=0 （3.1） 式中：Tf—車輪被制動器作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N·m。 FB—車輪上被地面作用的制動力，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。 令Ff=Tf/re （3.2） 并稱之為制動器制動力，它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方向與地面制動力FB的相仿，當車輪角速度ω>0時，大小亦相等，且F f決定于制動器結構參數。即制動器結構形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪半徑等決定了Ff，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大Tf，Ff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Fφ，即 FB≤Fφ=Zφ （3.3） 或FBmax=Fφ=Zφ （3.4） 式中：φ—輪胎與地面間的附著系數； Z—地面對車輪的法向反力。 當剎車力和制動力的FB， Ff 的值粘連,車輪被鎖,滑在地上。后制動力矩TF是靜態(tài)摩擦力矩,和Ff = TF /再保險成為阻力和FB相平衡車輪旋轉圓周力極限值。當制動ω= 0時,地面制動力FB粘附fφ值不再增加,由于踏板力和空氣制動器制動力FF FP增長大使摩擦力矩TF增加繼續(xù)上升（見圖3.1） 圖3.1 制動器制動力 根據汽車制動時車輛受力分析,考慮到制動軸荷載傳遞,可以獲得在面對前面和后輪方法來法向反力Z1,Z2： Z1= Z2= （3.5） 式中：G —汽車所受重力，N； L —汽車軸距，mm； L1 —汽車前軸中心的距離，mm； L2 —汽車質心離后軸距離，mm； hg —汽車質心高度，mm； φ —附著系數。 取一定值附著系數φ=0.8；所以在空載、滿載時式（3.5）可得前后制動反力Z為以下數值。 在本設計中，解放牌貨車在滿載時的數據如下： 軸距L=5300 mm，質心距前軸的距離L1=L×40%= 2120mm，L2=L-L1=3180mm,汽車所受的重力G=mg=16000×9.8=15680N，同步附著系數φ=0.6，汽車滿載時的質心高度hg=2650×40%=1060 mm。 故滿載時：Z1==11289.6N Z2==4390.4 N 在本設計中，解放牌貨車在空載時的數據如下： 軸距L=5300 mm，質心距前軸的距離L1=L×35%=1855mm，L2=L-L1=3445 mm,汽車所受的重力G=mg=5880×9.8=5762.4N，同步附著系數φ=0.6，汽車滿載時的質心高度hg=2650×35%=927.5mm。 故空載時：Z1==4350.612 N Z2==1411.788 N 圖3.2 制動時的汽車受力圖 汽車總的地面制動力為： FB=FB1+FB2==Gq （3.6） 式中：q(q=)—制動強度，亦稱比例減少速度或比制動力； FB1，FB2—前后車軸車輪的制動力。 由以上兩式可求得前、后車輪附著力為： Fφ1= Fφ2= （3.7） 有已知條件及式（3.7）可得前、后車輪附著力即地面最大制動力為： 故滿載時：Fφ1=×0.6= 6773.76N Fφ2=×0.6=2634.24N 空載時：Fφ1=×0.6=2610.3672N Fφ2=×0.6=847.0728 N 類型顯示,汽車粘附系數φ為確定路面制動,每個軸附著力,限制權力不是常數,但總制動力制動強度q或FB功能,當每個車輪制動器的制動力不夠,根據汽車前后和分布、前后車輪制動力分配和道路附著系數和坡等,制動過程可能出現三種類型,即 （1） 前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2） 后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （3） 前、后輪同時抱死拖滑[6]。 從上面的三個案例,顯然是最后的使用條件最好的附加條件。 由式（3.6），（3.7）在任何附著系數的路面上可以很好的求出，前、后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 Ff1+=FB1+FB2=G Ff1/Ff2=FB1/FB2= （3.8） 式中 Ff1—前軸車輪的制動器制動力，Ff1=FB1=； Ff2—后軸車輪的制動器制動力，Ff2=FB2=； FB1—前軸車輪的地面制動力； FB2—后軸車輪的地面制動力； ，—地面對前，后軸車輪的法向反力； G —汽車重力； ，—汽車質心離前，后軸距離； —汽車質心高度。 由式（3.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數。 由式（3.8）中消去，得 （3.9） 式中：L —汽車的軸距。 將上式坐標曲線繪成是最理想的,后剎車力分布曲線,稱為I曲線,如圖3.3所示。如果汽車前后制動器制動力，,根據I的曲線分布,可以確保剎車的汽車在任何道路附著系數,并鎖定前輪和后輪。然而,目前大多數的兩軸汽車卡車的剎車力比是一個定值,在制動和剎車力比表明分配比,稱為汽車制動力分配系數； == （3.10） 結合式（3.8）和式（3.10）可得 = 帶入數據得滿載時： ==0.72 空載時： ==0.76 由于附加條件有限的范圍和地面制動力數值上等于相應的制動圓周力,因此可以稱為制動力分配系數。因為理想的負載和無載分布曲線非常接近,它應該被用于非感應比例閥的結構，同時整個制動系應加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)，見圖3.3。 圖 3.3 某載貨汽車的I曲線與線 3.2同步附著系數的計算 由式（3.7）可得表達式 （3.11） 上式在圖3.3是通過坐標原點和斜坡的（1 -β)/β線,這是與之前的制動力分配系數β的車,剎車力分布,稱為β射線。圖中β曲線和i曲線可以移交到B點,求出附著系數＝交點處則為同步附著系數,這是一個汽車的制動性能的重要參數,是由汽車的結構參數決定。 同步附著系數的計算公式是： = （3.12） 由已知條件可得： 滿載時：= ==0.6 空載時：φ'0= ==0.62 根據設計經驗，空滿載的同步附著系數φ'0和應在下列范圍內：轎車：0.65~0.8；輕型客車、輕型貨車：0.55~0.70；大型客車及中重型貨車：0.45~0.65。 故所得同步附著系數滿足要求。 3.3制動器最大制動力矩 合理確定前輪和后輪的制動轉矩可以保證車輛具有良好的制動性能和穩(wěn)定性。獲得的最大制動力條件下,汽車附件的質量是完全利用,和制動力的法向力成正比地作用于輪. .從公式(3.8)眾所周知,雙重軸在車的前面,后車輪力也會充分利用或之前,鎖時制動力的比例： （3.13） 式中：L1 ，L2—汽車前，后軸中心的距離； φ0—同步附著系數； hg—汽車質心高度。 通常，上式的比值約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3.14） （3.15） 式中：Ff1—前軸車輪的制動氣制動力，Ff1=φZ1; Ff2—后軸車輪的制動氣制動力，Ff2=φZ2; Z1—作用于前軸車輪上的地面法向反力； Z2—作用于后軸車輪上的地面法向反力； re—車輪有效半徑。 根據市場上的大多數中型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB9744-2007：選取的輪胎胎型175/70R 16。由GB2978可得有效半徑re=403.2 mm。 通常遇到道路條件差,低速度從而選擇較小的同步附著系數φ0車的價值,以確保制動后輪,前輪鎖滑,前,后軸車輪制動器可以產生最大制動力矩為： （3.16） （3.17） 式中：φ—該車所能遇到的最大附著系數； re—車輪有效半徑。 在本設計中，中型貨車在滿載時的數據如前所述，代入式（3.16）(3.17)中，得： ＝1977.93792 N·m ＝3288.284532 N·m 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。 3.4制動器的結構參數與摩擦系數 確定汽車總體布局的類型的結構參數和制動,可以引用類型相同,同一個類相同的剎車,汽車制動器的結構參數主要[7]。 圖3.6 鼓式制動器的主要幾何參數 3.4.1制動鼓直徑或半徑 當輸入力F是肯定的,制動鼓的直徑較大,然后制動轉矩也大,冷卻效果更好。然而,直徑D的內徑是有限的輪子,和D的增加也使制動鼓的質量增加,車輛懸掛質量的增加,但汽車的行駛舒適不利于汽車. .應該有相當大的制動鼓和輪轂之間的差距,這種差距不應小于20 ~ 30毫米,為了熱通風,還可以避免由于輪過熱和損壞的輪胎。制動鼓直徑D的大小可以從間隙獲得需求和輪轂的大小. .此外,制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比一般范圍: 轎車：＝0.64~0.74 貨車：＝0.70~0.83 汽車的制動鼓的內部直徑一般小于輪輞直徑的邊緣,125毫米~ 150毫米。 制動鼓內徑的卡車和轎車通常是80毫米~ 100毫米。 本次設計后輪胎型號：175/70R16 由表3.1《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》可得制動鼓最大內徑為320mm，本次設計去D=300mm。 表3.1 （QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動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 制動鼓最大直徑/mm 轎車 180 200 240 260 - - 貨車 220 240 260 300 320 420 3.4.2制動蹄摩擦襯片的包角和寬度 摩擦片重可以在包角β= 90度至120度范圍內選擇。實驗結果表明,摩擦襯片表包角β= 90度到100度,損失最小，制動鼓溫度也是最低的,制動效率是最高的。雖然β有利于散熱,但由于過度壓力會加快磨損。β一般不宜超過120度,由于太大不僅不利于散熱,而且容易使制動效果并不順利,甚至可能發(fā)生。選擇β= 120度。 據統(tǒng)計數據顯示,單滾筒車輪制動器襯摩擦總面積增加,汽車的總質量的增加,如表3.2所示。然而,一個摩擦襯片的摩擦面積Ap是由制動鼓半徑R襯片寬度b及包角β，即： Ap=Rbβ （3.15） 式中β是以弧度為單位，當Ap,R, β確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。見表3.2 表3.2制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量Ga/kN 單個制動器總的襯片摩擦面積∑A/cm2 轎 車 0.9~1.5 1.5~2.5 100~200 200~300 客 車 與 貨 車 1.0~1.5 1.5~2.5 2.5~3.5 3.5~7.0 7.0~12.0 12.0~17.0 120~200 150~250（多為150~200） 250~400 300~650 550~1000 600~1500（多為600~1200） 故摩擦襯片的摩擦面積Ap=150×100×120×3.14/180° mm2= 314cm2 ，單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=628cm2，如表3.1所示，摩擦襯片寬度b的選取合理[8]。 3.4.3摩擦襯片起始角 一般的襯里是安排在制動的邊緣的中心，并令＝90 °－。為了適應單位壓力的分布,襯片是對稱排列的最大壓力點，提高制動效率和磨損均勻。得＝30°。 3.4.4張開力的作用線至制動器中心的距離 在制動輪缸的條件或凸輪可以安排在制動鼓,距離a應盡可能大,以改善其制動效率。初步設計可以初步a = 0.8R左右。取a＝110 mm。 3.4.5制動蹄支承中心的坐標位置 制動蹄支承中心的坐標尺寸k應盡可能地小，以使尺寸c盡可能大，初步 設計可暫定c＝0.8R左右。取c＝110 mm，k＝20 mm。 3.4.6摩擦片摩擦系數 摩擦片要求選擇摩擦系數和熱穩(wěn)定性。希望摩擦系數較高,其熱穩(wěn)定性更好,溫度和壓力的影響很小。不能簡單地追求高摩擦系數的摩擦材料,我們應該提高摩擦系數穩(wěn)定,減少制動器的摩擦系數偏離正常價值需求的敏感性,后者蹄式制動器是非常重要的。各種制動摩擦材料的摩擦系數約為0.3 ~ 0.5,和少數可以達到0.7。在一般情況下,摩擦系數越高,越耐磨。所以,當制動器設計不一定是追求高摩擦系數f = 0.35 ~ 0.40。因此,在理想條件下的假設,計算制動器的制動力矩,f = 0.37可以接近實際結果. .此外,摩擦材料的選擇應該使用盡可能減少污染,對人體無害[9]。設計選取摩擦系數f = 0.30。 4 制動器主要零件的結構設計 4.1制動鼓 中型和重型卡車和中型和大型客車制動鼓使用由灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵,輕型卡車和汽車制動鼓的沖孔板形成了板和鑄鐵鼓筒組合成一部分;在車里已經越來越廣泛的應用程序與灰口鑄鐵鑄造鋁合金制動鼓的鼓筒。鼓鑄鐵和鋁合金制動鼓的身體一起,耐磨性和散熱好,嵌入了一層珠光體組織的灰口鑄鐵表面工作,但也降低了質量。設計使用HT200[10]。 壁厚的選擇主要來自兩個方面:制動鼓的剛度和強度。指出墻上的壁厚從11毫米增加到20 毫米,最大和平均摩擦表面的溫度變化。一般的鑄造鼓壁厚轎車是7 ~ 12毫米。中、重型卡車13 ~ 18毫米。壁厚是14毫米,制動鼓側開孔關閉,用來檢查剎車間隙[11]。 本設計制動鼓壁厚為13mm。 4.2制動蹄 制動蹄采用（可鍛鑄鐵）鑄造制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3~5mm，貨車的約為5~8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5~5mm，貨車多在8mm以上。 可以鉚接制動蹄和摩擦片，也可以粘接。粘接的優(yōu)點與缺點分別是，襯片更換前允許磨損的厚度較大；工藝較復雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。 故選用鉚接。 4.3制動底板 剎車底板的身體除了制動鼓,制動器和備件應保證有足夠的剛度。 因此, 故選用由鋼板沖壓成型的制動底板并且有凹凸起伏的形狀。 4.4支承 兩個剎車片支承的自由程度,結構簡單,能使剎車片相對制動鼓的自我定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。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（QT400-1－18）件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。支持長支承銷可以可靠地保持剎車片安裝到正確的位置,避免橫向偏轉。有時制動底板上添加了一個夾緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板,和輪缸活塞頂塊,或在開放的機制調節(jié)推桿一端槽插入制動蹄腹板開始,為了保持制動蹄的位置。 本設計中采用偏心支承銷。 4.5制動輪缸 采用活塞式制動蹄張開結構輪缸的缸體是由灰口鑄鐵HT250。油缸是通過孔,需鏜磨活塞鋁合金制成的。槽頂塊的外端壓力提供了活塞與活塞的槽頂塊,支承插入槽中的制動蹄腹板端部.制動輪缸的工作室是由橡膠密封碗的活塞,[13]。 4.6摩擦材料 制動摩擦材料應該有高而穩(wěn)定的摩擦系數,熱衰退性能好,溫度不上升到一個數值突然摩擦系數降低,材料的耐磨性能好,吸水率低,更高的擠壓阻力和抗沖擊性;制動不會產生噪音和臭味應該盡可能的使用更少的污染和對人體無害的摩擦材料。 目前在剎車一般采用成型材料,石棉纖維和樹脂膠,調整填料的摩擦性能和噪聲消除劑混合在高溫成型。模具材料被拒絕很差,所以應該根據襯里或襯塊規(guī)格成型,本實用新型的優(yōu)點是可以使用各種不同的聚合樹脂配方、襯里或襯里與不同摩擦屬性和其他屬性。 另一個是編織材料,它首先是長纖維石棉和銅或鋅線的線織成布,然后浸漬樹脂膠后干燥滾筒。剪切的干擾,可以直接鉚接閘瓦的半徑或帶剎車。在100 ~ 120的溫度,它有一個高的摩擦系數(f = 4.0),和沖擊強度是模制材料的4 ~ 5倍。然而,熱電阻的單位壓力不能高200 ~ 250攝氏度。鼓式制動器,所以材料只適合中型汽車,尤其是帶式中央制動器。 粉末冶金摩擦材料與鐵或銅粉為主要原料,與石墨、陶瓷粉的非金屬粉末為摩擦系數修飾符,用粉末冶金方法。其水熱衰退和反衰退是好,但成本高,高性能汽車和駕駛環(huán)境的高負荷卡車制動負荷[14]。 綜上所述，故選用編織材料。 4.7制動器間隙的調整方法及相應機構 26 制動鼓(制動盤)和摩擦盤(摩擦襯片)有工作制動鼓和制動鼓之間的間隙,以確保制動鼓(制動盤)可以自由旋轉。一般來說,設置盤式制動器制動鼓之間的間隙為0.2 ~ 0.5毫米,0.1 ~ 0.3毫米。這種差距的存在會導致踏板或手柄行程的損失,所以應盡可能小的差距?？紤]到機械變形和熱變形引起的摩擦副在制動過程中,制動應由實驗來確定 .此外,制動工作過程中由于摩擦片(襯塊)磨損和增加,所以制動必須裝備差距調整機制[15 故選用楔塊式自動調整機構。 4.8液壓驅動機構的設計與計算 (1) 制動輪缸直徑d的確定 制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力F0與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關系為： (4.1) 制動管路壓力不超過10~12MPa，取p=12MPa，得d=24.5mm。又因為輪缸直徑d應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，故取d=25mm。 （2）制動主缸的直徑d0的確定 第i個輪缸的工作容積為： (4.2) 式中：di為第i個輪缸活塞的直徑； n為輪缸中活塞的數目； δi為第i個輪 。 在初步設計時，對鼓式制動器可取δi=2~2.5mm。 所有輪缸的總工作容積為： (4.3) Vi=981 mm 式中：m為輪缸的數目。 所以V=4Vi=2943mm 制動主缸應有的工作容積為： (4.4) 式中：為制動軟管的容積變形。 在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為： V0=1.1V （轎車）； V0=1.3V （貨車）。 主缸活塞行程S0和活塞直徑d0可用下確定： (4.5) 一般S0=（0.8~1.2）d0，?。篠0=1.2d0，d0=28.86mm。又因為主缸直徑d0應在標準規(guī)定尺寸系列中選取，故取d0=30mm。 （3）制動踏板力Fp 制動踏板力Fp用下式計算： (4.6) 式中：ip為踏板機構的傳動比； η為踏板機構及液壓主缸的機構效率，可取η=0.82～0.86 其中：制動踏板杠桿比一般為3.5到4.65之間ip=291/(291-217) =4，(說明：由制動踏板設計圖得)。管路壓力不大于10~12Mpa。選裝合適的真空助力裝置可以使踏板力F<700N。 必須滿足以下要求的制動踏板力：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車），故滿足要求[16]。 4.9制動器的校核 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的： T=mg=0.3×2.032×480×9.8=2867.5584 N·m； ——車輪有效半徑； m——后軸質量； ——摩擦系數； =3288.284532 N·m>2867.5584 N·m。 因此后輪最大制動力矩符合要求。 5 結論 致 謝 通過幾個月辛勤的研究，大學生活的唯一的畢業(yè)設計的尾聲已經到來，由于是第一次的的畢業(yè)設計，沒有過多的經驗，所以在平時設計過程中有很多意想不到的問題出現，但是多虧有老師同學們的幫助以及督促和指導，所以讓這個過程過的充滿了快樂和充實的感覺，如果沒有這些幫助完成這個過程應該會非常困難。所以， 在畢業(yè)設計的結尾必須要好好感謝我的導師李未老師。李未老師是一位非常好的老師，非常認真負責，平易近人，任何問題都悉心指導，總是因為我們的設計問題來回奔波，非常辛苦還總是笑顏對待我們每一位同學，畢業(yè)設計的每一個細節(jié)老師都親自認真指導，如果沒有李未老師我的畢業(yè)設計之旅一定會異常艱辛，我的設計是比較復雜的，是李未老師給了我一直堅持設計的力量。老師給我的影響將一直延續(xù)到我工作。 其次要感謝我的同學們，我親愛的同學們在這個過程中真的給與我很大的幫助，讓我感受到了友情的味道，無論什么問題，同學們都無怨言的告知我，真的很感謝。最后，我還要感謝我即將畢業(yè)離開的大學——長春大學，是大學的課堂給我提供了知識，以及如何做人。另外，我還要感謝所有教過我的每一位辛勤可愛的老師，沒有你們的殷勤教育就沒有我的今天的成長。在此畢業(yè)離別之際，我再道一聲感謝！謝謝大家?。?！ 參考文獻 [1] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊（設計篇）[M].北京:人民交通出版社,2001. [2] 清華大學汽車工程系編寫組編著.汽車構造[M].北京:人民郵電出版社,2000. [3] 吉林工業(yè)大學汽車教研室編.汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,1981. [4] 唐宇民編著.汽車轉向制動系設計[M].南京:東南大學出版社,1995. [5] 齊志鵬編著.汽車制動系統(tǒng)的結構原理及檢修[M].北京:人民郵電出版社,2002. [6] 陳家瑞編著.汽車構造（下冊）[M].北京:機械工業(yè)出版社,2001. [7] 劉惟信編著.汽車制動系統(tǒng)的結構分析與設計計算[M].北京:清華大學出版社,2004.9. [8] 劉惟信主編.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001. [9] 劉惟信編著.機械可靠性設計[M].北京:清華大學出版社出版社,1996. [10] 陳家瑞. 汽車構造（下冊）[M]. 北京:人名交通出版社,2008. [11] A. Belhocine , M. Bouchetara Thermal behavior of full and ventilated disc brakes of vehicles [J]. Journal of Mechanical Science and Technology. [12] D. V. Tretyak , V. G. Ivanov Study of hysteresis of disk brake mechanism for heavy-duty vehicles [J]. Belarus National Technical University Journal of Friction and Wear Springer Journal. 畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 附錄1 主 要 符 號 表 Tf 制動器對車輪作用的制動力矩 FB地面作用于車輪上的制動力 re 車輪有效半徑 φ 輪胎與地面間的附著系數 Z 地面對車輪的法向反力 G 汽車所受重力L 汽車軸距 L1 汽車質心離前軸距離 L2 汽車質心離后軸距離 hg 汽車質心高度 φ 附著系數。 L 軸距 q制動強度 L1 質心距前軸的距離 hg 汽車滿載時的質心高度 FB2 后軸車輪的地面制動力 Ff1前軸車輪的制動氣制動力 Ff2 后軸車輪的制動氣制動力 FB1前軸車輪的地面制動力 G 汽車重力 L2 汽車質心離后軸距離； D制動鼓直徑 Dr 輪輞直徑 摩擦襯片起始角 個輪缸活塞的直徑 m輪缸的數目 Fp 制動踏板力 Tf制動器的摩擦力矩 R 制動鼓或制動盤的作用半徑； F輸入力 單元法向的合力 摩擦力的作用半徑 δ 汽車回轉質量換算系數 mα 汽車總質量 汽車制動初速度與終速度 j 制動減速度 t 制動時間 前、后制動器襯片的摩擦面積 β 制動力分配系數 單個制動器的制動力矩 汽車總質量 R 制動鼓半徑 A 單個制動器的襯片摩擦面積 附錄2 三維建模 圖1 制動器總成圖 圖2 輪缸裝配圖 圖3 制動底板 圖4 制動蹄摩擦片總成圖 圖5 制動鼓 圖6 主缸