516 18馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設計（有cad圖）,516,18馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設計（有cad圖）,18,馬力,輪式拖拉機,制動器,設計,cad 18馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設計 摘 要 本次設計是在理論的探討研究下，充分吸收已有成熟產品優(yōu)點的基礎上進一步加以改進。本次設計最大的創(chuàng)新點：對制動器結構進一步改善，采用一種加箍制動鼓改善了制動鼓本體的結構強度、受力和散熱條件，延長了制動鼓使用壽命，提高了行車的安全性。 拖拉機制動器的布置方式分為半軸制動和輪邊制動，此設計結合小型拖拉機的結構、傳動形式等采用輪邊制動，后輪制動。通過對各種制動器方案和鼓式制動器的結構形式進行綜合的對比和性能分析，最終采取領從蹄式鼓式制動器。由給出的主要技術數據求出最大制動力矩；通過對制動器及主要部件的受力分析、性能分析比較來優(yōu)化結構尺寸。加箍制動器是為在制動器外部加一個外筒。并對制動器內主要部件進行驗算。操縱機構為機械式，駐車制動與行車制動裝置一體，行車制動裝置用作強制行駛中的拖拉機減速或停車，使拖拉機在下坡時保持適當的穩(wěn)定車速。并通過理論推導和計算對制動距離進行分析，計算出踏板行程。半軸選取全浮式，長度由輪距和主減速器確定，再計算出半軸強度。 關鍵詞：行車制動，駐車制動，制動力矩，制動鼓，摩擦襯片， 領從蹄式制動器 18 HORSEPOWER WHEELED TRACTOR REAR AXLES AND BRAKE DESIGN ABSTRACT This design is based on the theory of studies. It has been fully assimilated the advantages of mature products and then was further improved. The greatest innovations of the design are: Firstly, the brake structure was further improved. Secondly, a hoop Brake Drum improved the ontology of the structural strength, force and heat conditions. Therefore, it extended the service life of the brake drums, and it improved the traffic safety. The layout of tractor brake I made up by Semiaxle brake and wheel braking. The design combines the structure of small tractor, Transmission format, etc, using wheel brakes, rear-wheel brake. Through the analysis and comparison of various brake programs and drum brake structure, eventually, I take the leadership shoe drum brake. Given by the main technical data, I can obtain the maximum braking torque. Through the Analysis of the brake, the major components and the performance Analysis, I optimize the structure size. A Hoop brake is to add an external foreign extinguishers around the brake and check the major components. Manipulation of the mechanical bodies is mechanical style. Car braking is in line with the braking device. And the vehicular braking device is used for the mandatory moving tractor′s deceleration or stops, consequently, when the tractor downhill ,it can maintain the appropriate speed stability. And through the conclusion and calculation of theory and the analysis of braking distance, then the pedal trip can be calculated. The semiaxle is full-floated, and its length depends on the distance of tires and the main reducer, then the axis intensity can also be calculated. KEY WORD： The driving applies the brake，applies the brake in thevehicle，brake drum, braking moment，axles，series-connected double cavity pump 符號說明 L 軸距，mm B 輪距，mm ms 總質量，Kg h 質心高度坐標，mm H 離地間隙，mm Mr 制動力矩，N m rdq 輪胎滾動半徑，mm 地面附著系數， D 制動鼓直徑 ，mm β 摩擦襯片包角， A 摩擦襯片的摩擦面積 F 制動蹄的張開力，N b 摩擦襯片的寬度 BF 制動器因數 V 拖拉機行駛速度 g 重力加速度 目 錄 第一章 前言 1 第二章 制動系的設計 2 §2.1概述 2 §2.1.1制動器的工作情 3 §2.1.2制動系的設計要求 3 §2.2 制動器的結構形式及選擇 5 §2.2.1結構方案分析 5 §2.2.2鼓式制動器的結構型式及選擇 6 §2.3 制動系的主要參數及其選擇 10 §2.3.1拖拉機部分整機參數的確定 10 §2.3.2制動力矩的確定 11 §2.3.3制動器的制動因數及其敏感度 13 §2.3.4鼓式制動器的機構參數 14 第三章 制動器的設計計算 18 §3.1制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律 18 §3.2 具有一個自由度的增勢蹄摩擦片的壓力分布 規(guī)律及徑向變形規(guī)律 18 §3.3固定支點蹄式制動器的受力分析與計算 20 §3.4制動器的制動因數及其敏感度的計算 23 §3.5單個制動蹄片上的受力分析與計算 23 §3.6制動蹄因數計算 25 §3.7摩擦襯片的摩損特性計算 28 §3.8 彈簧結構的計算 30 §3.9制動器主要零件的強度計算與制動距離分析 30 §3.9.1圓錐磙子軸承的驗算 30 §3.9.2驅動凸輪校核 32 §3.9.3制動距離的分析 32 第四章 制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算 35 §4.1制動驅動機構的結構形式的選擇 35 §4.2踏板力的計算 35 第五章 半軸的設計與計算 37 §5.1半軸的結構形式分析 37 §5.2全浮式半軸的計算 37 第六章 結論 39 參考文獻 40 致謝 41 第一章 前 言 長期以來小型拖拉機在拖拉機行業(yè)中一直發(fā)揮著重要的作用，但隨著農業(yè)生產結構的調整和農機化水平的逐年提高，小型拖拉機的市場發(fā)展將受到一定制約，這可以從近年來小拖產品產量呈下滑趨勢中看出。但是小四輪拖拉機是一個具有較好性價比和廣大農民買得起、用得起的產品，可以作為大型農機具的補充，因此依然有廣闊的市場空間 我國通常將功率小于18.4kW的拖拉機稱為小型拖拉機，這種拖拉機技術含量不高，在我國廣大農村有著廣泛的適用性，同時也符合我國廣大農民的使用水平。小四輪拖拉機的發(fā)展，一方面是功能完善和局部的改進創(chuàng)新，如加裝齒輪泵分離機構、差速鎖等，滿足不同檔次、不同地區(qū)用戶的需求。另一方面除在運輸型、水田型的功能差異化變型外，目前由小型拖拉機變型的小裝載機、小挖掘機以及農用起重機械的發(fā)展勢頭強勁，由于成本低廉，特別適合農村小城鎮(zhèn)建設和各種小型工程使用。產品技術性能逐步完善，可靠性日益提高，技術水平已經逐漸由低端向中端發(fā)展。 拖拉機制動系是拖拉機其中一個重要組成部分，用于強制使運動著的拖拉機減速或停止，使汽車下坡時保持穩(wěn)定，以及使已停駛的汽車駐車不動。由此可見拖拉機制動系對于拖拉機的行駛的安全性和停車的可靠性起著重要的保證作用。所以制動系的工作可靠性要求日益重要。 本次設計全面的介紹了拖拉機制動系和半軸的結構形式與設計計算方法，敘述了制動器的各種結構形式及選擇，制動器的主要參數及其選擇，制動器的設計計算，主要領部件的強度計算。簡單介紹了制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算，半軸的設計計算等。 本設計內容全面、簡捷、準確，以滿足拖拉機產品設計的實用需要作為內容取舍的出發(fā)點；論點、論據、公式、圖表及資料正確可靠依據充分。 本設計以章為單位，各章自成系統(tǒng)相互獨立，而全文又構成完整體系，便于查閱。由于知識、經驗不足，水平所限，特別是對新內容的理解和掌握有限，文中錯誤和疏漏請老師批評指正。 第二章 制動系設計 §2.1概述 拖拉機制動系是以：使拖拉機在行駛中減速或迅速停車；幫助急劇減速；使拖拉機能在斜坡上保持停車狀態(tài)的機構。農村工作環(huán)境比較惡劣，農村道路相對復雜，車流密度的日益增大，為了保證行車安全，制動系的工作可靠性顯得日益重要，也只有制動性能良好，制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 根據上述功用，制動系有行車制動和停車制動之分。前者主要保證第一項，兼有第二項功用；后者主要保證第三項功用。此外，為了使拖拉機在行車制動系發(fā)生故障時仍能實現緊急制動，有的大型拖拉機還設有獨立于其它制動系的第二制動系，亦稱緊急制動系。它也可在人力控制下兼作停車制動系。 任何制動系均由制動器和制動操縱系統(tǒng)兩部分組成。輪式拖拉機普遍采用蹄式和盤式制動器，也有采用帶式的。而制動操縱系統(tǒng)有機械式、液壓式和氣壓式之分，其中以機械式應用較多。 簡單的制動系只有一套制動裝置，既作為行車制動系，又作為停車制動系。為此，制動操縱系統(tǒng)應能保證左、右兩邊的制動器同時制動，單邊制動，以及在制動狀態(tài)下使制動器鎖定。當采用機械式操縱系統(tǒng)時，行車制動系可兼作停車制動系，只需在操縱系統(tǒng)中增加一套鎖定機構就可滿足停車制動的要求。而當采用液壓式或氣壓式操縱系統(tǒng)時，由于液體或壓縮空氣總有泄漏，無法使制動器長期保持停車狀態(tài)，因此需要專門設置一套機械操縱的停車制動系，或在行車制動器上加裝一套獨立的機械式操縱系統(tǒng)，以滿足長期停車制動的需求。 制動器大都布置在最終傳動主動軸上。與直接布置在驅動軸上相比，這種布置形式可以減小制動器所受轉矩。和布置在轉速更高的中央傳動主動軸上，可使制動器所受力矩進一步減小，但是這樣布置的制動器不能用來幫助轉向。由于拖拉機速度較低，所以前輪上一般不安裝制動器。 §2.1.1 制動器的工作情況 輪式拖拉機制動器最經常的工作就是在行駛中減速乃至停車，為使制動器能在最短的距離中將拖拉機制動住，要求地面對車輪有較大的制動力。制動過程中，制動器的摩擦表面相互緊貼并相互滑磨再變?yōu)闊崃?。隨著踏板往下運動，踏板力增大，制動力矩和制動力也增大。但當制動力增大到等于車輪的附著力以后，不論踏板力如何增大，也只能將制動器抱死而不能使制動力再有所增加。制動力的最大值受限于附著力。在應路上行駛時，附著力就是車輪與地面的摩擦力。 由于在使用中往往采用將制動器抱死，觀察輪胎在地面上托印的辦法來判斷制動器工作是否正常，有些人就誤以為將制動器抱死可以產生最大的制動力。實際上，當制動器抱死時，輪胎在地面上滑移，地面的附著系數將由靜摩擦系數變?yōu)閯幽Σ料禂担瑪抵涤兴鶞p小，制動力將比不滑移時減小5% -- 25%，并會造成輪胎嚴重磨損，這顯然是不利的，因此為了獲得最大制動力，不應將制動器抱死，制動器的合理最少力矩應該使制動力略小于開始滑移的極限附著力，以便使動能消耗在制動器中而不是消耗在輪胎表面上。 §2.1.2制動系的設計要求 設計制動系時，應考慮下列主要要求： 1、應有足夠的制動力矩保證必要的制動效能 行車制動系的制動效能可用制動減速度或制動距離來表示。NJ80-85《拖拉機基本技術要求》規(guī)定了輪式拖拉機的制動距離應符合下列規(guī)定： 制動器冷態(tài) S1≤0.1v0 + v02/90 制動器熱態(tài) S2≤ 1.25S1 式中 S1 ， S2 -----分別為冷態(tài)、熱態(tài)制動距離（m）； v0 -----制動初速度（km/h）. GB7258-87《機動車運行安全技術條件》規(guī)定了輪式拖拉機帶掛車在平坦、硬實、干燥和清潔的水泥或瀝青路面（附著系數為0.7）上的制動距離和制動穩(wěn)定減速度： 拖拉機在20km/h下，掛車空載檢驗時分別為≤5.4m和≥5.4m/h; 拖拉機在20km/h下，掛車滿載檢驗時分別為≤6.4m和≥4.0km/h; 停車制動系應能使拖拉機制動后，在駕駛員不操作的情況下沿上坡及下坡方向可靠保持在規(guī)定的干硬坡道上。NJ80-85《拖拉機基本技術條件》規(guī)定：農業(yè)拖拉機停車的坡度為20°，集材拖拉機停車的坡度為25°.該標準比國外標準要求偏高。國外標準均以坡度表示，大部分規(guī)定為18%--25%。 2、行車制動器在連續(xù)頻繁工作條件下應有較穩(wěn)定的制動效能 由于下長坡時連續(xù)制動或短時間多次重復制動后，都有可能導致制動器溫度過高，摩擦系數降低，從而使制動效能衰減，這種現象稱為熱衰退。制動器發(fā)生熱衰退后，經過充分冷卻,由于溫度下降和摩擦材料表面得到磨合，其制動效能可能重新增高，這種現象稱為熱恢復。要求制動效能的穩(wěn)定性好，也就是要求不易衰退，且能較好恢復。國外一般規(guī)定在同樣控制力下熱態(tài)制動試驗的平均減速度應不低于冷態(tài)制動試驗的60%，或制動力矩不小于冷態(tài)制動試驗的60%--65％。為此，應考慮一下三項具體要求：制動鼓或盤具有良好的吸、散熱能力；摩擦材料具有良好的抗熱衰退性和恢復性；制動器的結構型式對摩擦系數變化的敏感度較低。 3、拖拉機方向穩(wěn)定性較好 為此，左、右兩側車輪的制動力及其增長速度率應力求相等；采用四輪制動時，前、后制動器的制動力矩還應有比較合適的比例關系。GB7258-87規(guī)定了輪式拖拉機掛車以20km/h的速度行駛在水平的水泥或瀝青路面（附著系數為0.7）上的緊急制動跑偏量應不大于80mm. 4、操縱輕便 NJ/Z5-85《農業(yè)拖拉機操縱裝置最大操縱力》規(guī)定，對于行車制動和停車制動器，允許的最大制動腳踏板操縱力為600N,允許的最大制動器操縱桿操縱力為400N。設計時可根據所需的制動力矩和制動器類型分別規(guī)定合適的控制力，通常以200N～400N的踏板力較適應人體體力。為使踏板控制力在上述范圍內，應調整制動操縱系統(tǒng)的傳動比。如該傳動比取得過大，踏板行程將增大，不僅布置困難，而且延長了機構反映時間。因此，最大踏板行程應限制在250m以內，最大操縱桿行程應限制在400m以內。設計時應留有余地，一般可在60～100mm內選取。當控制力和行程不能同時滿足時，原則上應提高制動器本身的制動力矩，或在制動系中安裝助力器，或改用動力制動。但也不應使控制力過小，過小的控制力將使駕駛員失去踏板感而難以控制制動強度。 5、制動平順，制動力應隨控制力的增長速度而平穩(wěn)地增大；放松踏板或操縱桿時，制動作用應迅速消除，無自剎現象。 6、 工作可靠 制動系的零部件應有足夠的強度和耐疲勞性能，要求防水防塵性好，摩擦表面不易被玷污，以免降低制動效能。這點對需要在水田作業(yè)的拖拉機尤為重要。摩擦元件具有必要的壽命。 7、維修調整方便，必要時應采用可靠的自動調整表面間隙的機構。 §2.2 制動器的結構形式及選擇 除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機排氣或其它緩速措施對下長坡的拖拉機進行減緩或穩(wěn)定車速外，拖拉機制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉元件工作表面間的摩擦而產生制動力矩使汽車減速或停車的。 §2.2.1結構方案分析 摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀有可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器又分為內張式鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上或與其相固定的支架上；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或半軸上的的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱帶式制動器。在拖拉機制動器中，中央制動器幾乎沒有使用。內張型鼓式制動器通常稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是這種內張型鼓式結構。盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器和大中型拖拉機半軸制動，也可用于各種汽車的中央制動器。小型拖拉機且不帶有輪邊制動，制動器則布置在輪邊上。 綜上所述，故選鼓式制動器。 §2.2.2鼓式制動器的結構型式及選擇 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2-1）他們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是一致的，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的旋轉方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄稱為領蹄，兩者不一致的則稱為從蹄。當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。 圖2-1 鼓式制動器示意圖[5] 一、 領從蹄式 領從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端（圖2-1a）。張開裝置有兩種形式，第一種用凸輪或楔塊式張開裝置。其中，平衡凸塊和楔塊式張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的，故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸（液壓傳動），可保證作用在兩蹄上的張開力相等。 領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游：前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；調整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易。但領從蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均勻，壽命不同的特點，其缺點是驅動凸輪的力要大而效率卻相對較底。領從蹄式制動器得到廣泛的應用，特別是轎車和輕型貨車、客車、拖拉機的后輪制動器用得較多。 二、 雙領蹄式 雙領蹄式制動器的兩塊蹄片各有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的不同端，如圖2-1b所示，領蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在上方。每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，而且位于與固定支點相對應的一方。 汽車前進制動時，這種制動器的制動效能相當高。由于有兩個輪缸，故可以用兩個各自獨立的回路分別驅動兩蹄片。除此之外，這種制動器還有調整蹄片和制動鼓之間的間隙工作容易進行和兩蹄片上的單位壓力相等，使之磨損均勻，壽命相同等優(yōu)點。雙領蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性，僅強于增力式制動器。當倒車制動時，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降。與領從蹄制動器比較，由于多了一個輪缸，使結構略顯復雜。 這種制動器適用于前進制動時前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車制動時則相反的汽車上。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難以附加駐車制動驅動機構。 三、 雙向雙領蹄式 雙向雙領蹄式制動器的結構特點是兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的輪缸張開蹄片（圖2-1c）.無論是前進或者是后退制動時，這種制動器的兩塊蹄片始終為領蹄，所以制動效能相當高，而且不變。由于制動器內設有兩個輪缸，所以適用于雙回路驅動機構。當一條管路失效后，制動器轉變?yōu)轭I從蹄式制動器。除此之外，雙向雙領蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損均勻，壽命相同。雙向雙領蹄式制動器因有兩個輪缸，故結構上復雜，且調整蹄片與制動鼓之間的間隙工作困難是它的缺點。這種制動器得到比較廣泛的應用。如用于后輪，則需要另設中央制動器。 四、 雙從蹄式 雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖2-1d）。雙從蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動器效能最低，所以很少采用。 五、 單向增力式 單向增力式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，兩蹄下端經推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產生推力張開蹄片（圖2-1e）。汽車前進制動時，兩蹄片皆為領蹄，次領蹄上不存在輪缸張開力，而且由于領蹄上的摩擦力經推桿作用到次領蹄，使制動器效能很高，居各式制動器之首。與雙向增力式制動器比較，這種制動器的結構比較簡單。因兩塊蹄片都是領蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性相當差。倒車制動時，兩領蹄又皆為從蹄，結果制動效能很低。因兩蹄片上單位壓力不等，造成蹄片磨損不均勻，壽命不一樣。這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅動機構；另外由于兩蹄片下部聯動，使調整蹄片間隙工作變得困難。少數輕、中型貨車用來作前制動器。 六、雙向增力式 雙向增力式制動器的兩蹄片端部各有一個制動時不同時使用的共同支點，支點下方有一個輪缸，內裝兩個活塞用來同時驅動張開兩蹄片，兩蹄片下方經推桿連接成一體（圖2-1f）。與單向增力式不同的是次蹄片上也作用有來自輪缸活塞推壓的張開力，盡管這個張開力的制動力矩能大到主領蹄制動力矩的2—3倍。因此，采用這種制動器后，即使制動驅動機構中不用伺服裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩。這種制動器前進與倒車的制動效果不變。雙向增力式制動器因兩蹄片均為領蹄，所以制動器效能穩(wěn)定性比較差。除此之外，兩蹄片上的單位壓力不等，故磨損不均勻 ，壽命不同。調整間隙工作與單向增力式一樣比較困難。因只有一個輪缸，故制動器不適合用于有的雙回路驅動機構。 上述制動器的特點是用制動器效能、效能的穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。增力式制動器效能最高，雙領蹄次之，領從蹄式更次之，還有一種雙領蹄式制動器的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來考慮，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，增力式最差。摩擦系數的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。 圖2-2 鼓式制動器效能因數與摩擦因數的關系[5] 1-雙向增力式 2-雙領蹄式 3-領從蹄式 4-雙從蹄式 還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構型式、結構參數和摩擦系數有關，也受到其他因素的影響。例如制動器摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩最??；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力矩最大。制動器的效能常以制動效能因數或簡稱制動因數BF（brake factor）來衡量?；境叽绫壤嗤母鞣N內張式制動器的制動因數BF與摩擦系數f之間的關系如上圖所示。BF值越大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數是變化的。因此摩擦系數變化時，BF值變化小的，制動器效能穩(wěn)定性就好。 綜上所述，本設計為小型拖拉機制動器設計，只有后輪制動，發(fā)動機不提供液壓裝置。性能、價格等綜合考慮下選領從蹄式制動器。在行車制動器中裝有駐車制動器。這種制動器在汽車前進與倒車時其制動器的制動性能不變，結構簡單，造價也較底，便于附裝駐車制動機構，故采用此種制動器，在成熟產品的基礎上加以改進和完善。 §2.3 制動系的主要參數及其選擇 §2.3.1拖拉機部分整機參數的確定 1、 發(fā)動機功率（18馬力）=13230 w =13.23kw 2、 拖拉機拉機結構質量=結構比質量*發(fā)動機標定功率=（40 -- 70）13.23=595.35 -- 926.1 kg 。 最小使用質量=結構質量*（1.06 -- 1.11）= 631.1 -- 1027.97 kg。使用質量(m)等于最小使用質量加上配重，大小應滿足附著力的需要，取使用質量=1200kg 3、 拖拉機的輪距(B) 縮小輪距可以避免梨耕時出現的偏牽引現象，并可減小轉向半徑，大會降低橫向穩(wěn)定性。為了適應耕作時的各種行距要求，輪距B應能調節(jié)。小型輪式拖拉機調節(jié)范圍約為1000mm -- 1400mm,中型則為1100 -- 2000mm.前輪輪胎寬度一般小于后輪，為了使梨耕時前輪也貼近犁溝壁，前輪輪距通常略小于后輪輪距。取后輪距B=1000mm. 4、 軸距（L） 縮小輪式拖拉機軸距可減輕重量、縮小轉向半徑，但會降低縱向穩(wěn)定性，并使行駛平順性變差，軸距可根據由下式確定 L =（0.58 -- 0.66） = 1.372 -- 1.561 m 取L = 1.4 m 5、 離地間隙（H） 離地間隙有農藝離地間隙Hn和最小離地間隙Hmin之分。農藝離地間隙Hn是指后橋半軸殼下部或前軸下沿的離地高度。最小離地間隙Hmin一般出現在后橋殼體中段，但在四輪驅動拖拉機也可能出現在前橋中段，減小Hmin 可提高穩(wěn)定性，但會降低通過性.H=275 -- 320 取H=300mm. 6、 質心位置 是指質心的高度坐標、縱向坐標和橫向坐標。 質心縱向坐標 a =L(1-λ0) λ0 = 0.60 -- 0.65 .所以 a = 0.49 -- 0.56 (m) 取a =0.52 m 質心的橫向坐標，對于沒有特殊需要的拖拉機，其主要部件布置基本對稱，數值很小，不必特別加以注意.質心高度坐標h 是質心至地面的距離，在滿足離地間隙的情況下，應盡量降低。取 h=540 mm. §2.3.2制動力矩的確定 一、行車制動器制動力矩的確定 行車制動器的工況包括行駛中制動和單邊制動幫助急劇轉向。由于輪式拖拉機的轉向阻力矩較小，單邊制動所需的制動力矩不大，因此只需考慮行駛中制動的工況。為了使制動器能將拖拉機迅速制動，以提高行駛安全性，希望制動器有足夠的制動力矩，這樣被制動的車輪上才能長生較大的地面制動力。但當制動力增大到該車輪與地面的附著力后，制動器將抱死，車輪停止轉動而發(fā)生嚴重滑移現象，并在路面上產生托印。此時拖拉機所具有的動能都轉化為輪胎和路面間摩擦產生的熱能這將導致胎面局部劇烈發(fā)熱，使橡膠強度降低，造成輪胎嚴重磨損。同時附著系數的值也下降，使制動力比最佳滑移率時的最大制動力減小5% -- 25％，這顯然是不利的。此時，實際制動距離將大于可能達到的最小制動距離，而且還會由于側向附著系數的顯著降低使制動期間拖拉機的方向穩(wěn)定性變壞。因此，為了獲得良好的制動效果并減小輪胎磨損，應使制動器不致完全抱死，讓車輪處于略有滑移而尚未開始嚴重滑移的最佳制動狀態(tài)，也就是說在一定的踏板力下，制動器制動力矩的大小應使制動力略小于附著力值。因此，拖拉機的動能將只要消耗在制動器摩擦表面的相對滑磨上，并轉變?yōu)闊崮??？梢?，制動力矩受附著條件限制而不應過大。同時為使制動器的結構緊湊而踏板力又不致增大，制動力矩也不應過大。設計時，考慮到可能發(fā)生制動操縱系統(tǒng)的傳動效率及制動器摩擦材料的摩擦系數的降低，一般仍按制動力等于附著力作為計算依據。對于四輪制動，為了提高制動效能，前、后制動器的制動力分別等于相應車輪與地面的附著力。由輪式拖拉機在行駛過程中制動的受力分析，可得到行車制動器所需的制動力矩。 圖2-3輪式拖拉機制動和在斜坡上制動時的受力分析[6] 對于后輪制動的輪式拖拉機，每個制動器的制動力矩Mr（N mm）為（忽略不計滾動阻力、旋轉部分的慣性力矩和傳動效率） = 式中 ms-----拖拉機使用質量 (kg) g ----重力加速度，取 9.8（m/s2） rdq----- 驅動輪動力半徑（mm） i----- 制動器與驅動輪之間的傳動力 Φ ----- 附著系數，一般取Φ=0.7 L ----- 拖拉機軸距（mm） a ----- 拖拉機質心縱向坐標(mm) h ---- 拉機質心坐標(mm). 對于前后輪都制動的四輪驅動拖拉機，前、后橋上每個制動器的制動力矩Mr‘和Mr“分別為 Mr‘ ＝Φmsg rd1a+Φh)/2Li1 Mr“ =Φmsgrd2L-a-Φh)/2i2L 式中 rd1 rd2 ----- 分別為前、后驅動輪的動力半徑（mm）; i1 i2 ----- 分別為前、后制動器和前、后驅動輪之間的傳動比。 本方案為只有后輪制動 所以 = = 866661.07 N.mm 又因為考慮到制動器有熱衰退現象，保證在熱態(tài)下可靠制動，所以 Mr‘ = Mr/80% = 1083326.339 N.mm 二、停車制動器制動力矩的確定 在規(guī)定坡度角的坡道上安全停車時每個制動器所需的制動力矩Mr（N mm）為 式中 ----- 按標準規(guī)定的坡度角（）;NJ80-85《拖拉機基本技術條件》規(guī)定：農業(yè)拖拉機停車的坡度角為20°。 F------- 滾動阻力系數，一般取f=0.02； N ------ 同時工作的制動器數目。 則： = =808550.24 N.mm 對于行車制動系與停車制動系共用的制動器，只要取上述兩者中的較大值作為該制動器所需的制動力矩，便可同時滿足兩方面的需要。所以有上述計算結果可知，只需滿足行車制動便可滿足制動力矩。 §2.3.3制動器的制動因數及其敏感度 為了評定不同型式和參數的制動器工作特性，常用一個無因次指標，稱為制動器的制動因數。制動因數通常定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上的摩擦力總和與輸入制動蹄或壓盤的驅動力之比。設制動器的制動力矩為Mr，則在制動鼓或制動盤作用半徑R上的摩擦力為Mr/R ，從而制動器的制動因數 Kr = Mr/FR 式中，F 為輸入的驅動力。當施加于兩制動蹄或壓盤，或制動帶兩端的驅動力不相等時，常取其平均值為輸入的驅動力，即 F=（F1+F2）/2. 制動因數越大，表示用一定的驅動力時該制動器可產生的制動力矩越大。在下面各節(jié)所導出的計算公式中，可以看出其大小取決于摩擦副的摩擦系數、制動器的型式、幾何尺寸和單位壓力分布規(guī)律等。對于給定的制動器，制動因數僅為摩擦系數μ的函數， 即 Kr = f(μ) 制動因數對摩擦系數變化的敏感度εr可通過一階導數來確定，即 敏感度εr值越大，表明制動因數或制動力矩對摩擦系數的變化越敏感，即在使用中摩擦系數因溫度升高而發(fā)生變化時，制動力矩的變化越大，制動器的抗熱衰退性差，工作不穩(wěn)定。 從操縱省力的角度出發(fā)，希望選用制動因數較大的制動器。但制動因數過大，不僅影響制動平順性，還會引起過高的敏感度，使制動器的抗熱衰退性變差，工作不穩(wěn)定。設計時應根據車輛的使用質量ms、性能和布置的方便性等決定裝置具有合適特征值的制動器類型。 §2.3.4鼓式制動器的機構參數 在制動鼓結構形式選定以后，先參考同類型拖拉機，初選制動器的主要參數，并進行結構的初步設計。然后進行制動力矩和磨損性能驗算，并與所要求的數據相對比，必要時再對初選參數進行修改，直到基本性能滿足要求為止。最后才進行細致的結構分析。 一、制動鼓直徑D和壁厚 本次設計制動鼓是一個創(chuàng)新點，是一種加箍制動鼓。它帶外圓柱面的制動鼓本體和一個外筒組成；將外筒嵌套入制動鼓本體，制動鼓本體的本體外壁外圓柱面過盈配合外筒內壁的內圓柱面，通過制動鼓本體直接向鼓盤傳遞制動力矩。制動鼓本體外壁的外圓柱面設一肩坎，使外筒裝配時易于定位和減少軸向竄動。本實用新型具有既減少了制動鼓壁厚，又使得制動鼓本體在制動時所受的拉應力與過盈配合所受的壓應力相互疊加，改善了制動鼓本體的受力和散熱條件，延長了制動鼓使用壽命等優(yōu)點。在制動鼓鼓體外圓周表面設置有若干條相對于制動鼓鼓體軸線傾斜的斜筋 ，這種強制散熱汽車制動鼓具有較好的強制散熱能力，能夠有效防止制動鼓和摩擦片溫度過高，可提高制動鼓的結構強度，提高了制動鼓、摩擦片及輪胎的使用壽命，并有效防止由于制動鼓龜裂、輪胎爆胎而引發(fā)的事故，提高了行車的安全性 。 當輸入力P一定時，制動鼓的直徑越大，且制動器的散熱性能越好。但直徑D的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增加，使非懸架質量增加，不利于拖拉機的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不應小于20mm-30mm,以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎.制動鼓一般用鑄鐵制成，為了提高散熱效果和具有較大的剛度，壁厚一般取6-10mm，并可在制動鼓中間開孔及在其外面加筋。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。 制動鼓內徑尺寸應符合QC/T 309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定。 查表取得 D = 300 mm 壁厚取8mm 外筒壁厚取5mm 二、 制動蹄摩擦襯片的包角β及寬度b 制動鼓直徑確定以后，摩擦片寬度和包角便決定了襯片的摩擦面積。面積愈大，單位壓力愈小，從而磨損愈小，但寬度過大會使接觸不均勻。根據國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨車的總質量增大而增大. 摩擦襯片的包角β通常在β=90 -- 120°范圍內選取，試驗表明。摩擦襯片包角β=90--100°時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小β雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角β也不宜大于120°，因為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。因本方案著重改進已有產品中的散熱增強熱衰退性所以可選 取 β=120° 摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減小磨損，但b的尺寸過大則不宜保證與制動鼓全面接觸。通常是根據在緊急制動時使單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦片的產品規(guī)格選擇b值，并按QC/T 309—1999選取。由制動鼓內徑可查表得到 b=45 mm 而單個摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角β，即 A = Rbβ 式中，β以弧度（rad）為單位，當b、R、β確定后. 所以 A = Rbβ = = 141.3 〈120--200 符合要求 三、 摩擦片布置 將摩擦片布置在制動蹄的中央 四、 摩擦襯片起始角β0 摩擦襯片起始角β0通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令β0 = 有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置以改善制動效能和磨損的均勻性。 所以 β0 = 90° = 90°= 30° 五、 張開力P的作用線至制動器中心的距離a 在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫取a=0.8R左右。 所以 a=0.8R = 0.8 = 120 mm. 六、 制動蹄支銷中心的坐標位置d與c 如圖2-4所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k應盡可能的小，以使尺寸c盡可能的大，初步設計可暫取c=0.8R左右。 所以 c=0.8R = 0.8 = 120 mm, d可由參考經驗值取 26mm. 圖2-4鼓式制動器的主要幾何參數[5] 制動鼓和制動蹄之間應有一定的間隙，一般為0.2-0.5mm?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過實驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦片（襯塊）的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 第三章 制動器的設計計算 §3.1制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律 制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數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.但用解析方法精確計算沿蹄片長度方向的壓力分布規(guī)律比較困難,因此除了摩擦襯片有彈性容易變形外,制動鼓,制動蹄以及支承也會有彈性變形,但與摩擦襯片的變形量相比,則相對很小.故在通常的近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響,其他零件變形的影響較小,可忽略不計,即通常作以下一些假設, 1、 制動鼓 制動蹄為絕對剛性; 2、在外力作用下,變形僅發(fā)生在摩擦襯片上: 3、壓力與變形符合虎克定律。 經過磨合，制動鼓的內半徑等于制動蹄摩擦片的外半徑，單位壓力沿蹄片的寬度方向均勻分布，則可認為沿蹄片圓周方向的單位壓力分布密度與制動時蹄片外表面上相對應點的徑向變形成正比，如果沒有制動鼓的約束，既與相對應點的徑向位移成正比。如果考慮摩擦片的磨損規(guī)律和制動蹄、制動鼓的彈性，那么單位壓力分布將在蹄片兩端附近出現較高的單位壓力。因此實際的單位壓力分布規(guī)律是相當復雜的。 制動蹄可設計成一個自由度和兩個自由度的形式.其中繞支承銷轉動的蹄片只有一個自由度的運動:而在一般情況下,若浮動蹄的端部支承在斜支承面上,由于蹄的端部將沿支承面滾動或滑動,則這種蹄具有兩個自由度的運動,因此其壓力分布狀況和繞支承銷轉動的蹄的壓力分布狀況有所區(qū)別. §3.2具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律 如圖3-1所示制動蹄在張開力P的作用下繞支承銷中心轉動一個角度△時,則摩擦襯片上某任意點A的位移為 圖3-1制動蹄摩擦片徑向變形分析簡圖[5] = △ 由于剛性制動鼓對制動蹄運動的限制,則其徑向位移風量將受壓縮,徑向壓縮量為 =cosβ=△cosβ 由圖中的幾何關系可知 cosβ= =sin 故得徑向變形量為 =sin△ (3-1) 式(3-1)即為該類制動蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律表達式. 由于△為常量,而單位壓力與變形成正比,故制動蹄摩擦襯片上任一點的壓力可寫成 q=q0 sin (3-2) 式(3-2)表明繞支承銷轉動的制動蹄摩擦襯片的壓力分布規(guī)律呈正弦分布,其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上. 也可以根據圖來分析并簡化計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布規(guī)律.因此摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下,繞支承銷中心轉動dγ角.摩擦襯片表面任意點沿制動蹄轉動的切線方向的變形即為線段,其徑向變形分量是線段在半徑0延長線上的投影,即線段.由于dγ角很小,也可以認為 ∠=90° 則所求的摩擦襯片的徑向變形為 == sinγ=sinγdγ 考慮到,則由等腰三角形可知 代入上式,得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為 §3.3固定支點蹄式制動器的受力分析與計算 假設回位彈簧的拉力以及驅動機構與蹄片端面間的摩擦力忽略不計，則這種制動器的受力簡圖。 如圖3-2示 設VV為摩擦片包角的等分線，WW為軸線VV的垂線，OX，為前蹄1的最大壓力線并與O垂直，而與VV軸線的夾角為角。作用在蹄片上的合成壓緊力（N）為： 圖3-2固定支點蹄式制動器受力簡圖[7] 式中 為合成壓緊力與包角等分線的夾角（）。 值可用下式計算 一般蹄式制動器的WW軸線又是兩蹄片的對稱軸線，此時上式中 = 所以 前蹄摩擦力矩也可以看成是一個合成切向摩擦力對鼓的圓心O點的作用力矩。設其作用半徑，則 = 或 式中 合成壓緊力（徑向力）與合成切向摩擦力力的合力就是鼓對蹄片1的等效作用合力。合力的作用點成為蹄片1的壓力中心。 根據蹄片1上的力矩平衡條件，可導出作用在蹄端上的驅動力（N）為 （ 其中=/2） 所以： =3023.037 N 由公式看出，如果，則0。這意味著此時只要對緊蹄施加一個有限驅動力，摩擦力矩將趨于無窮大。在這種情況下，制動器將自剎。不自剎的條件是 計算：>0.3符合條件 當后蹄（松蹄）的角和包角與前蹄的相等時（即兩蹄片對稱布置時），同樣可導出作用在蹄片2端面上的驅動力（N）為 式中 =/2（后蹄摩擦力矩） （凸輪制動力臂） 所以 =7610.197 N 對不同類型的蹄式制動器，其驅動力與制動力矩之間的關系、最大單位壓力與 動力矩之間的關系是不同的。 本設計采用等位移蹄式制動器，其驅動機構采用固定凸輪，兩蹄片的支承方式均為固定支點式。凸輪轉動時，兩蹄片對應點的位移相等，所以磨合后能保證兩蹄片上對應點的單位壓力相等（即），兩蹄片的摩擦力矩相等。整個制動器的制動力矩為，則=0.5。顯然，這是因為摩擦力對緊蹄有助力作用，而對松蹄卻起相反作用的結果。摩擦片的磨損受溫度、單位壓力、滑磨速度以及材料的特性等因素的影響，而溫度又受制動鼓的吸熱和散熱能力等因素的影響，因此在理論上預測磨損性能相當困難。通常采用最大單位壓力和單位滑磨功率作為度量磨損的指標。 最大單位壓力（Mpa）為 = =0.73（Mpa）<[p]=0.4--0.8 (Mpa) 其中 [p] 為許用單位壓力（查閱《拖拉機設計手冊》表7.3-2） 這種制動器的特點是制動力矩與旋轉方向無關，緊蹄和松蹄上的摩擦力矩、最大單位壓力和磨損相同，但制動凸輪磨損不均勻。 最大單位滑磨功率P（Mpa·m/s）為 P=v[P] (3-3) 其中 V 為制動鼓的圓周速度。 [P]為許用單位滑磨功率。 設車輪軸轉速為n 則有公式： 所以 V= 則可得式3-3 P=Mpa*m/s P〈[P]=1.5 Mpa*m/s 符合條件 §3.4制動器的制動因數及其敏感度的計算 根據制動因數的定義整個制動器的制動因數 并假定 則可得到固定支點等位移蹄式制動器的制動因數Kr及敏感度 §3.5單個制動蹄片上的受力分析與計算 在計算鼓式制動器時,必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系. 以緊蹄為例，分析受力關系： 圖3-3蹄片受力分析簡圖[6] 在圖3-3上建立通過制動襯面中點的V-W直角坐標系，XOV的夾角。B為蹄上任一點，令BOV=，令為襯面所對的圓心角（稱為摩擦襯面包角）。B點處一微小面積bRd上受到法向力d,切向力d. d=bRd d=(d),整個蹄的摩擦力矩為（單位為N.m） = = = 2b 下面以蹄為分離體，分析單位壓力p和凸輪推力的關系。將投影在V-V和W-W軸上得分力和 ，將整個襯面上和積分，得到和 ，是蹄片在V-V，W-W方向所受的總合力；然后再合成 ，= ，由于是蹄片上所有法向力的矢量和，必然通過中心O，其方向可按角決定，=，具體計算如下 = = (3-4) 同樣可得 (3-5) 由3-4,3-5兩式可得 (3-6) 式中 = β= = 所以3-6 =7151.35 N 各點摩擦力 均是的倍，方向則差 ，因此的矢量和是 矢量和 的倍，和垂直，既 (3-7) = =2145.405 在求得的大小和方向以后，還需要確定它的作用線位置，設其距圓心O的距離為，這個力矩顯然應該等于所有產生的制動力矩之和（和都通過圓心，不產生制動力矩）。 = (3-8) 將式3-7所得的代入3-8，得 顯然>R，即相當于作用在蹄外的一個假想的點E上，這是因為制動力矩應是所有的代數和，而是的矢量和,在求的過程中，中有許多分量被相互抵消，因此，不能認為作用在蹄面上，否則R必然小于實際制動力矩 與實際不符。 §3.6制動蹄因數計算 對于鼓式制動器，若作用于兩蹄的張開力分別為P1 ,P2 制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為TTf1和TTf2，則兩蹄的效能因數即制動蹄因數分別為 BF1 = TTf1/P1R BF2 = TTf2/P2R 整個鼓式制動器的制動器因數則為 BF = Tf/PR = （TTf1+ TTf2）/0.5(P1+ P2)R = 2(TTf1+ TTf2)/(P1