購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載就能得到。。。【注】：dwg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢Q:1304139763
本科學生畢業(yè)設計 輕型載貨汽車制動器設計 系部名稱 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級 車輛工程 07 7 班 學生姓名 李正彬 指導教師 田 芳 職 稱 實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二 一一年六月 The Graduation Design for Bachelor s Degree Light Bills of Automobile Brake Design Candidate Li Zhengbin Specialty Vehicle Engineering Class 07 7 Supervisor Tianfang Heilongjiang Institute of Technology 2011 06 Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 從汽車誕生時起 車輛制動器在車輛的安全方面就起著決定性作用 目 前 汽 車 所 用 制 動 器 幾 乎 都 是 摩 擦 式 的 可 分 為 鼓 式 和 盤 式 兩 大 類 盤 式 制 動 器 的 主 要 優(yōu) 點 是 在 高 速 剎 車 時 能 迅 速 制 動 散 熱 效 果 優(yōu) 于 鼓 式 剎 車 制 動 效 能 的 恒 定 性 好 鼓 式 制 動 器 的 主 要 優(yōu) 點 是 剎 車 蹄 片 磨 損 較 少 成 本 較 低 便 于 維 修 由 于 鼓 式 制 動 器 的 絕 對 制 動 力 遠 遠 高 于 盤 式 制 動 器 所 以 普 遍 用 于 后 輪 驅(qū) 動 的 卡 車 上 但 由 于 為 了 提 高 其 制 動 效 能 而 必 須 加 制 動 增 力 系 統(tǒng) 使 其 造 價 較 高 故 輕 型 車 一 般 還 是 使 用 前 盤 后 鼓 式 本 設 計 前 軸 采 用 浮 動 鉗 盤 式 制 動 器 后 軸 采 用 制 動 器 為 領 從 蹄 式 鼓 式 制 動 器 主 要 設 計 內(nèi) 容 包 括 制 動 器 結(jié) 方 案 分 析 與 選 擇 制 動 器 主 要 參 數(shù) 的 確 定 與 計 算 盤 式 與 鼓 式 制 動 器 具 體 結(jié) 構(gòu) 參 數(shù) 設 計 與 強 度 校 核 關(guān)鍵詞 輕型載貨汽車 盤式制動器 鼓式制動器 制動蹄 設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I ABSTRACT Born on from cars in the vehicle s safety vehicle brake plays a decisive role in at present the car is almost always used brake friction type can be divided into two categories drum and disc The main advantage of the disc brake at high speed braking can quickly brake cooling effect is better than that of drum brake braking performance of constant qualitative good The main advantages of drum brake is brake shoe pieces wear less low cost convenient in maintenance because of drum brake absolute braking force far outclass disc brakes so commonly used to rear wheel drive the truck on but because in order to improve its braking performance and must add braking force system make its increased cost is higher so small QianPan HouGu type or use commonly This design by floating p s n caliper disc brake brakes is brought by axle from hoof type drum brake Main design content including brakes plan analysis and choose to determine the brake main parameters and calculation disc and drum brake specific structure parameter design and strength check Keywords Light bills car Disc brake drum brakes Brake shoes design 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1 1 制動器的目的意義 1 1 2 制動器的研究現(xiàn)狀 1 1 3 制動器的研究方法 2 1 4 本章小結(jié) 2 第 2 章 制動器方案論證分析與選擇 3 2 1 制動器結(jié)構(gòu)方案的確定 3 2 1 1 鼓式制動器結(jié)構(gòu)方案的確定 3 2 1 2 盤式制動器結(jié)構(gòu)方案的確定 6 2 2 制動器主要參數(shù)及其選擇 7 2 2 1 制動器設計相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 8 2 2 2 同步附著系數(shù) 8 2 2 3 前后軸制動力矩分配系數(shù) b 8 2 2 4 制動器最大制動力矩 9 2 3 本章小結(jié) 9 第 3 章 盤式制動器結(jié)構(gòu)設計計算與校核 10 3 1 盤式制動器的主要參數(shù)確定 10 3 1 1 制動盤直徑 D 10 3 1 2 制動盤厚度 h 10 3 1 3 摩擦襯片內(nèi)半徑 與外半徑 101R2 3 1 4 摩擦襯片工作面積 A 10 3 2 盤式制動器的主要零部件設計與計算 11 3 2 1 制動盤 11 3 2 2 制動鉗 11 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 2 3 制動塊 11 3 2 4 摩擦材料 12 3 2 5 制動輪缸 12 3 2 6 制動器間隙的調(diào)整方法 13 3 3 盤式制動器強度校核 13 3 3 1 摩擦襯片的磨損特性的計算 13 3 3 2 盤式制動器最大制動力矩的計算 14 3 3 3 盤式制動器最大制動力矩的計算 16 3 4 本章小結(jié) 18 第 4 章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)設計計算與校核 19 4 1 鼓式制動器的主要參數(shù)確定 19 4 1 1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 19 4 2 鼓式制動器的主要零部件設計與計算 20 4 2 1 制動鼓 20 4 2 2 制動蹄 21 4 2 3 制動底板 21 4 2 4 制動蹄的支承 21 4 2 5 制動蹄片上的制動力矩與張開力 21 4 2 6 制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)的分析計算 26 4 2 7 駐車制動計算 28 4 2 8 制動輪缸的選擇 29 4 3 鼓式制動器強度校核 31 4 3 1 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈?31 4 3 2 制動蹄支承銷剪切應力計算 32 4 3 3 回位彈簧強度校核 32 4 4 本章小結(jié) 33 結(jié) 論 34 參考文獻 35 致 謝 36 附錄 1 37 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 附錄 2 39 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 1 章 緒 論 1 1 制動器的目的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多 最普遍 也是最方便的交通運輸工具 汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng) 而制動器是直接制約制動系統(tǒng)的機構(gòu) 它是制約汽車運動的裝置 汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性 隨著 公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大 交通事故也不斷增加 人們對安全性 可靠性要求越來越高 為保證人身和車輛的安全 必須為汽車配備十分可靠的 制動系統(tǒng) 據(jù)有關(guān)資料介紹 在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中 制 動器故障引起的事故為總數(shù)的 45 可見 制動器是保證行車安全的極為重要 的一個機構(gòu) 此外 制動器的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效 率 也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素 本次設計是通過查閱相關(guān)資料 掌握制動器設計的基本步驟和要求 及制動器 總成的相關(guān)設計方法 運用汽車設計和汽車構(gòu)造的基礎知識 學習和利用 CAD 繪圖軟件對金杯牌 SY1030BY2S 型輕型載貨汽車的制動器進行設計使其具有足夠 的制動效能以保證汽車的安全性 同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的 材料 1 2 制動器的研究現(xiàn)狀 作為制動系重要組成部分之一的制動器的發(fā)展對汽車的安全性 可靠性有 著極大的意義 國內(nèi)目前乘用車主要采用前盤后鼓式和全盤式制動器 20 的乘用車采用前 盤后鼓式制動器 全鼓式制動器已在乘用車領域淘汰 商用車主要采用全鼓式 制動器 只有高檔客車和有特殊需求的車輛才采用前盤后鼓式制動器和全盤式 制動器 隨著對汽車制動性能的提高 越來越多的先進電子制動技術(shù)得到采用 盤式制動器相比鼓式制動器 盤式制動器的優(yōu)勢已經(jīng)得到廣泛認可 鼓式制動 器的制動力穩(wěn)定性差 在不同路面上制動力變化很大 不易于掌控 而盤式制 動器在液力助力下制動力大 舒適性更強 性能穩(wěn)定 在各種路面都有較鼓式 制動器更好的制動表現(xiàn) 尤其在長下坡等需要長時間制動的路段 雖然盤式制 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 動器性能優(yōu)于鼓式制動器 但是由于技術(shù)和成本原因想要普及前盤后盤的形式 還需一個長期過程 目前國內(nèi)只有中高檔城際大客車普遍使用盤式制動器 鼓 式制動器造價便宜 而且符合傳統(tǒng)設計 由于慣性的作用 前輪的負荷通常占 汽車全部負荷的 70 80 前輪制動力要比后輪大 后輪起輔助制動作用 因 此生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本 大多數(shù)貨車采用前盤后鼓的形式選擇制動器類型 1 3 制動器的研究方法 根據(jù)課題內(nèi)容 任務要求深入了解汽車制動系統(tǒng)的構(gòu)造及工作原理 并收 集相關(guān)緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計資料 參考現(xiàn)有研究成果 并進行深入的學習 和分析 借鑒經(jīng)驗 同時學習有關(guān)汽車零部件設計準則 充分學習和利用畫圖 軟件 并再次學習機械制圖 畫出符合標準的設計圖紙 通過自己的研究分析 發(fā)揮自己的設計能力并通過試驗最終確定制動系統(tǒng)設計方案 1 4 本章小結(jié) 本章介紹了制動器的目的 意義及研究現(xiàn)狀 并闡述了制動器主要的研究 方法 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 第 2 章 制動器方案論證分析與選擇 2 1 制動器結(jié)構(gòu)方案的確定 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式 即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面 間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使汽車減速或停車 一般摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件 的形狀分為鼓式和盤式兩大類 2 1 1 鼓式制動器結(jié)構(gòu)方案的確定 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器 當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前 它已 經(jīng)廣泛用干各類汽車上 鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制 動器兩種結(jié)構(gòu)型式 內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片 的制動蹄 后者則安裝在制動底板上 而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋 橋殼半袖套管的凸緣上 其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件為制動鼓 車輪制動器的制動鼓均 固定在輪鼓上 制動時 利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦路片的外表面 作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)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(zhuǎn)摩擦元件 為制動鼓 并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩 擦表面 產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓 故又稱為帶式制動器 在汽車制動系中 帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器 但現(xiàn)代汽車已很少采用 所以內(nèi) 張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器 通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi) 張型鼓式結(jié)構(gòu) 鼓式制動器按蹄的類型分為 1 領從蹄式制動器 如 2 1 圖所示 若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向 制 動鼓正向旋轉(zhuǎn) 則蹄 1 為領蹄 蹄 2 為從蹄 汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向變 為反向旋轉(zhuǎn) 則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調(diào)了 這種當制動鼓正 反方 向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器 領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊 即摩擦力矩具有 增勢 作用 故又稱為增 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 作用 故又稱為減勢蹄 增勢 作用使領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與 倒車時的制動性能不變 且結(jié)構(gòu)簡單 造價較低 也便于附裝駐車制動機構(gòu) 故這種結(jié)構(gòu)仍廣泛用于中 重型載貨汽車的前 后輪制動器及轎車的后輪制動 器 2 雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器 則稱為雙領蹄式制動器 顯 然 當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領 蹄式制動器 如圖 2 2 所示 兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動 兩套制 動蹄 制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的 因此 兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡 故屬于平衡式制動器 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能 但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式 使制動效能 大降 這種結(jié)構(gòu)常用于中級轎車的前輪制動器 這是因為這類汽車前進制動 時 前軸的動軸荷及 附著力大于后軸 而倒車時則相反 3 雙向雙領蹄式制動器 如圖 2 3 當制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時 兩制動助均為領蹄的制動器則稱為 雙向雙領蹄式制動器 它也屬于平衡式制動器 由于雙向雙領蹄式制動器在汽 車前進及倒車時的制動性能不變 因此廣泛用于中 輕型載貨汽車和部分轎車 的前 后車輪 但用作后輪制動器時 則需另設中央制動器用于駐車制動 4 單向增力式制動器 單向增力式制動器如 2 4 圖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 由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡 因 此它居于一種非平衡式制動器 單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效 能很高 且高于前述的各種制動器 但在倒車制動時 其制動效能卻是最低的 因此 它僅用于少數(shù)輕 中型貨車和轎車上作為前輪制動器 5 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸 其上端 的支承銷也作為兩蹄共用的 則成為雙向增力式制動器如圖 2 5 對雙向增力 式制 動器來說 不論汽車前進制動或倒退制動 該制動器均為增力式制動器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多 而且常常將其作為行車制 動與駐車制動共用的制動器 但行車制動是由液壓經(jīng)制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張 開力進行制動 而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉器也廣泛用作汽車 的中央制動器 因為駐車制動要求制動器正向 反向的制動效能都很高 而且 駐車制動若不用于應急制動時也不會產(chǎn)生高溫 故其熱衰退問題并不突出 但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動過程中散熱和排水性能差 容易導致制動效率 下降 因此 在轎車領域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器 但由于成本比較 低 仍然在一些經(jīng)濟型車中使用 主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動 本次設計最終采用的是領從蹄式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸 其上端 的支承銷也作為兩蹄共用的 則成為雙向增力式制動器如圖 2 5 對雙向增力 式制 動器來說 不論汽車前進制動或倒退制動 該制動器均為增力式制動器 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多 而且常常將其作為行車制動與 駐車制動共用 的制動器 但行車制動是 由液壓經(jīng) 制動輪缸產(chǎn)生 制動蹄的 張開力進行制 動 而駐 車制動則是用 制動操縱 手柄通過鋼索 拉器也廣 泛用作汽車的 中央制動 器 因為駐車制動要求制動器正向 反向的制動效能都很高 而且駐車制動若 不用于應急制動時也不會產(chǎn)生高溫 故其熱衰退問題并不突出 但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動過程中散熱和排水性能差 容易導致制動效率 下降 因此 在轎車領域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器 但由于成本比較 低 仍然在一些經(jīng)濟型車中使用 主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動 本次設計最終采用的是領從蹄式制動器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 圖 2 1 領從蹄式制動器 圖 2 2 雙領蹄式制動器 圖 2 3 雙向雙領蹄式制動器 圖 2 4 單向增力式制動器 圖 2 5 雙向增力式制動器 2 1 2 盤式 制動器結(jié) 構(gòu)方案的確 定 盤式制動器 按摩擦副 中定位原件 的結(jié)構(gòu)不 同可分為鉗 盤式和全 盤式兩大類 1 鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)型式又可分為定鉗盤式制動器 浮鉗盤式制 動器等 定鉗盤式制動器 這種制動器中的制動鉗固定不動 制動盤與車輪相聯(lián)并 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 在制動鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn) 具有下列優(yōu)點 除活塞和制動塊外無其他滑動件 易于保證制動鉗的剛度 結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多 容易實 現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革 能很好地適應多回路制動系的要求 浮動盤式制動器 這種制動器具有以下優(yōu)點 僅在盤的內(nèi)側(cè)有液壓缸 故軸向 尺寸小 制動器能進一步靠近輪轂 沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸 冷卻條件好 所以制動液汽化的可能性小 成本低 浮動鉗的制動塊可兼用于 駐車制動 浮鉗盤式制動器按結(jié)構(gòu)分可分旋轉(zhuǎn)部分 制動盤 固定部分 制動鉗總成 促動裝置 制動輪缸 和摩擦部分 制動塊總成 所以浮鉗盤式制動器的結(jié) 構(gòu)設計主要是包括制動器總成 制動鉗總成和制動塊總成三個部分 2 全盤式 在全盤式制動器中 摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤 制動時各 盤摩擦表面全部接觸 其作用原理與摩擦式離合器相同 由于這種制動器散熱 條件較差 其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛 通過對盤式 鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比 較有如下均一些突出優(yōu)點 制動穩(wěn)定性好 的效能因素與摩擦系數(shù)關(guān)系的 K p 曲線變化平衡 所以對 摩擦系數(shù)的要求可以放寬 因而對制動時摩擦面間為溫度 水的影響敏感度就 低 所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性 盤式制動器制動時 汽車減速度與制動管路壓力是線性關(guān)系 而鼓式制動 器卻是非線性關(guān)系 輸出力矩平衡 而鼓式則平衡性差 制動盤的通風冷卻較好 帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳 故熱穩(wěn)定性 好 制動時所需踏板力也較小 車速對踏板力的影響較小 但盤式制動器制動效能低 兼做駐車制動時需加裝輔助制動裝置因而在后 輪上應用受到限制 a b c 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 a 固定鉗式 b 浮動鉗式 c 擺動鉗式 圖 2 6 鉗盤式制動器示意圖 1 制動盤 2 制動鉗體 3 4 制動塊總成 5 活塞 6 支架 7 導向銷 圖 2 7 浮鉗盤式制動器工作原理示意圖 綜合以上優(yōu)缺點最終確定金杯牌 SY1030BY2S 型輕型載貨汽車采用前盤后鼓 式 并采用浮鉗盤式和領從蹄式制動器 2 2 制動器主要參數(shù)及其選擇 2 2 1 制動器設計相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 整車質(zhì)量 空載 1820kg 滿載 3005kg 質(zhì)心高度 空載 hg 0 23m 滿載 hg 0 22m 軸 距 L 3 34m 最高車速 95km h 車輪工作半徑 357mm 369mm 輪 胎 6 50 16 7 00 16 同步附著系數(shù) 0 6 0 軸荷 1315 1690 2 2 2 同步附著系數(shù) 1 當 時 制動時總是前輪先抱死 這是一種穩(wěn)定工況 但喪失了轉(zhuǎn)向能力 0 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 2 當 時 制動時總是后輪先抱死 這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方0 向穩(wěn)定性 3 當 時 制動時汽車前 后輪同時抱死 是一種穩(wěn)定工況 但也喪失了轉(zhuǎn)0 向能力 分析表明 汽車在同步附著系數(shù)為 的路面上制動 前 后車輪同時抱死 時 其制動減速度為 即 為制動強度 而在其他附著系gqdtu0 0q 數(shù) 的路面上制動時 達到前輪或后輪即將抱死的制動強度 這表明只有 q 在 的路面上 地面的附著條件才可以得到充分利用 0 根據(jù)相關(guān)資料查出輕型載貨汽車同步附著系數(shù) 0 5 取 0 6 0 2 2 3 前后軸制動力矩分配系數(shù) b 根據(jù)所給定的同步附著系數(shù) 0 由公式 2 L hg02 1 滿載時 6 034 287 2 2 4 制動器最大制動力矩 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的后軸最大附著力矩 由公式 2 12gqhLGF 2 2 egerrM 12max2 3 式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù) 0 8 Q 制動強度 車輪有效半徑 er 后軸最大制動力矩 max2M G 汽車滿載質(zhì)量 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 L 汽車軸距 其中 7 02 68 0 47 1 01 ghq mNrqLGrFMee 34534 69 08 1 352max2 2 3 本章小結(jié) 本章介紹了制動器結(jié)構(gòu)方案的確定及盤式 鼓式制動器的主要分類 制動 器主要參數(shù)及選擇 制動力矩分配系數(shù) 同步附著系數(shù)及制動器最大制動力矩 第 3 章 盤式制動器結(jié)構(gòu)設計計算與校核 3 1 盤式制動器的主要參數(shù)確定 3 1 1 制動盤直徑 D 制動盤直徑 D 希望盡量大些 這時制動盤的有效半徑就得以增大 就可以 降低制動鉗的夾緊力 降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度 但制動盤直徑 D 受輪輞直徑的限制 通常 制動盤的直徑 D 選擇為輪輞直徑的 70 79 而總 質(zhì)量大于 2t 的汽車應取其上限 本設計的盤式制動器是輕型載貨汽車盤式制動器設計 因輪輞直徑為 16 英寸 換算后為 406 4mm 則 D 取 406 4 0 79 321mm 3 1 2 制動盤厚度 h 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 制動盤厚度直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升 為使質(zhì)量不致太大 制動盤厚度應取得適當小些 為了降低制動工作時的溫升 制動盤厚度又不宜 過小 制動盤可以制成實心的 而為了通風散熱 又可在制動盤的兩工作面之 間鑄出通風孔道 通常 實心制動盤厚度可取為 10mm 20mm 具有通風孔道的 制動盤的兩工作面之間的尺寸 即制動盤的厚度取為 20mm 50mm 但多采用 20mm 30mm 本設計采用通風制動盤 厚度取 20mm 3 1 3 摩擦襯片內(nèi)半徑 與外半徑1R2 推薦摩擦襯塊的外半徑 與內(nèi)半徑 的比值不大于 1 5 若此比值偏大 21R 工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的周圍速度相差較大 則其磨損就不會均勻 接觸 面積將減小 最終會導致制動力矩變化大 初選外徑略小于制動盤直徑 故選 100mm 150m 1R2 3 1 4 摩擦襯片工作面積 A 推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有汽車質(zhì)量在 1 6kg cm2 3 5kg cm2范 圍內(nèi)選取 因汽車質(zhì)量為 3005kg 則取一個制動器的摩擦襯塊的工作面積為 120 cm2 3 2 盤式制動器的主要零部件設計與計算 3 2 1 制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成 或者添用 Cr N i等的合金鑄鐵制成 其 結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形兩種 后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力 而且承受著熱 負荷 為了改善冷卻效果 鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽 的雙層盤 這樣可以大大的增加散熱面積 降低溫升約 20 30 但盤的整體 厚度較厚 重型貨車制動盤其厚度在 20mm 22 5mm 之間 而一般不帶通風槽的 制動盤 其厚度約在 10mm 13mm 之間 制動盤的工作表面應光潔平整 制造時應嚴格控制表面的跳動量 兩側(cè)表 面的平行度 厚度差 及制動盤的不平衡量 本設計制動盤厚度選為 20mm 3 2 2 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 KTH370 12 或球墨鑄鐵 QT400 18 制造 也有用輕合金 制造的 例如用鋁合金壓鑄 可做成整體的 也可做成兩半并由螺栓連接 其 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 外緣留有開口 以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊 制動鉗應有高的 強度和剛度 一般多在鉗體加工中加工出制動油缸 也有將單獨制造的油缸裝 嵌入鉗體中的 鉗盤式制動器油缸直徑比鼓式制動器中的油缸大的多 轎車鉗 盤式制動油缸的直徑最大可達 68 1mm 單缸 或 45 4mm 雙缸 客車和貨車 可達 82 5mm 單缸 或 79 4mm 雙缸 為了減少傳給制動液的熱量 多將杯 形活塞的開口端頂靠制動塊的背板 有的將活塞開口端部切成階梯狀 形成兩 個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面 活塞由鑄鋁合金制造或由鋼制造 為了提高其耐磨損性能 活塞的工作表面進行鍍鉻處理 當制動鉗體由鋁合金 制造時 減少傳給制動液的熱量則稱為必須解決的問題 為此 應減小活塞與 制動塊背板的接觸面積 有時也可采用非金屬活塞 制動鉗在汽車上的安裝位置可在半軸的前方或后方 制動鉗位于車軸前可 避免輪胎甩出來的泥 水進入制動鉗 位于車軸后則可減少制動時輪轂軸承的 合成載荷 本設計的制動鉗位于車軸前 3 2 3 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成 兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結(jié)在一起 襯塊多為扇形 也有矩形正方形 正方形或長圓形的 活塞應能壓住盡量多的 制動塊的面積 以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲 制動塊背板由鋼板制成 為 了避免制動時產(chǎn)生的熱量傳給制動鉗而引起制動液汽化和減小制動噪聲 可在 摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘 或噴涂 一層隔熱減震墊 膠 由于單位 壓力大和工作溫度高等原因 摩擦襯塊的磨損較快 因此其厚度較大 據(jù)統(tǒng)計 轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在 7 5mm 16mm 之間 中 重型汽車的摩擦襯 塊的厚度在 14mm 22mm 之間 許多盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達到極限時的 報警裝置 以便能及時更換摩擦襯塊 本設計摩擦塊厚度選為 12mm 3 2 4 摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù) 抗熱衰退性能好 不能在溫度 升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降 材料的耐磨性好 吸水率低 有較高 的耐擠壓和耐沖擊性能 制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味 應盡量采用少污染和 對人體無害的摩擦材料 目前在制動器中廣泛采用著模壓材料 它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié) 劑 調(diào)整摩擦性能的填充劑 由無機粉粒及橡膠 聚合樹脂等配成 與噪聲消除 劑 主要成分為石墨 等混合后 在高溫下模壓成型的 模壓材料的撓性較差 故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓 其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料 使 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能 另一種是編織材料 它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布 再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成 其撓性好 剪切后可以直接鉚到任何半 徑的制動蹄或制動帶上 在 100 120 溫度下 它具有較高的摩擦系數(shù) f 0 4 沖擊強度比模壓材料高 4 5 倍 但耐熱性差 在 200 250 以 上即不能承受較 高的單位壓力 磨損加快 因此這種材料僅適用于中型以下汽 車的鼓式制動器 尤其是帶式中央制動器 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 占質(zhì)量的 60 80 加上石墨 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑 用粉末冶金方法制成 其抗熱衰退和抗水衰退性能好 但造價高 適用于高性能轎車和行駛條件惡劣 的貨車等制動器負荷重的汽車 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0 3 0 5 少數(shù)可達 0 7 設計計算 制動器時一般取 0 3 0 35 選用摩擦材料時應注意 一般說來 摩擦系數(shù)愈 高的材料其耐磨性愈差 本設計的摩擦材料的摩擦系數(shù)取 0 3 3 2 5 制動輪缸 制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構(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 需鏜 磨 活塞由鋁合金制造 活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊 以支承插入槽中的制 動蹄腹板端部或端部接頭 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)制動輪缸有兩個等直徑活塞 此盤式制動器 用一個單活塞制動輪缸推動 3 2 6 制動器間隙的調(diào)整方法 制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙 以保證制動盤能 自由轉(zhuǎn)動 一般說來 盤式制動器的設定間隙為 0 1mm 0 3mm 單側(cè)為 0 05mm 0 15mm 此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失 因而間隙量應 盡量小 另外 制動器在工作過程中會由于摩擦襯片或摩擦襯塊的磨損而使間隙加大 因此制動器必須設有間隙調(diào)整機構(gòu) 本設計采用一次調(diào)準式間隙自調(diào)裝置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 3 3 盤式制動器強度校核 3 3 1 摩擦襯片的磨損特性的計算 摩擦襯片的磨損 與摩擦副的材質(zhì) 表面加工情況 溫度 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算磨損性能是困難的 但試 驗表明 摩擦表面的溫度 壓力 摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因 素 汽車的制動過程是將其機械能 動能 勢能 的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程 在制動強度很大的緊急制動過程中 制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任 務 此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中 致使制動器溫度升高 此 即所謂制動器的能量負荷 能量負荷愈大 則襯塊的磨損愈嚴重 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標 比能量耗散率又稱 為單位功負荷或能量負荷 它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量 9 其單位為 W mm 2 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 3 1 21 tAvmea 1 3 2 12 tvea 2 3 jvt21 3 式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) m a 汽車總質(zhì)量 v 1 v 2 汽車制動初速度 與終速度 m s 計算時輕型載貨汽車取 v1 95km h j 制動減速度 m s 2 計算時取 j 0 6g t 制動時間 s A 1 A 2 前 后制動器襯塊的摩擦面積 制動力分配系數(shù) 在緊急制動到 v2 0 時 并可近似地認為 1 則有 3 1 21tAvea 4 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 3 1 2 tAvmea 5 將 v2 0 1 m a 3005kg v1 22 2m s A1 120cm2 0 6 代入式 3 3 可求得 t 3 7s 代入式 3 4 則可求得 e1 5 08 W mm 2 6 0W mm 2 輕型貨車盤式制動器的比能量耗散率應不大于 6 0W mm 2 比能量耗散率過高 不僅會加速制動襯片 襯塊 的磨損 而且可能引起制動盤的龜裂 經(jīng)校核 A1 120cm2符合要求 3 3 2 盤式制動器最大制動力矩的計算 如圖 3 1 所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況 圖 3 1 制動時的汽車受力圖 根據(jù)圖 3 1 給出的汽車制動時的整車受力情況 并對后軸車輪的接地點取力矩 得平衡式為 3 ghdtumGLZ 21 6 對前軸車輪的接地點取力矩 得平衡式為 3 ghdtuLZ 12 7 式中 Z 1 汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力 N Z 2 汽車制動時水 平地面對后軸車輪的法向反力 N L 汽車軸距 mm L 1 汽車質(zhì)心離前軸距 離 mm L 2 汽車質(zhì)心離后軸距離 mm 汽車質(zhì)心高度 mm G gh 汽車所受重力 N m 汽車質(zhì)量 汽車制動減速度 m s 2 dtu 若在附著系數(shù)為 的路面上制動 前 后輪均抱死 此時汽車總的地面制動力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 于汽車前 后軸車輪的總的附著力 21BBF 21 F 3 dtumGFB 8 可得水平地面作用于前 后軸車輪的法向反作用力的另一表達式 3 LhZg 21 9 3 Gg 2 10 3 qdtugFBB 21 11 式中 q 制動強度 FB1 FB2 前后軸車輪的地面制動力 前后軸車輪的附著力為 3 ggBqhLGhL 221 12 3 222 ggBqhhFG 13 由式 4 12 式 4 13 可求得在任何附著系數(shù) 的路面上 前 后輪同 時抱死即前 后軸車輪附著力同時被充分利用的條件為 3 14 GFff 21 3 15 12gfhL 式中 Ff1 前軸車輪的制動器制動力 Ff1 FB1 Z 1 3 16 Ff2 前軸車輪的制動器制動力 Ff2 FB2 Z 2 3 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 17 FB1 前軸車輪的地面制動力 F B2 前軸車輪的地面制動力 Z1 Z 2 地面對前 后軸車輪的法向反力 G 汽車重力 L 1 L 2 汽車質(zhì)心離前 后軸的距離 h g 汽車質(zhì)心高度 本設計為輕型載貨汽車 滿載質(zhì)量為 3005 0 6 L 3340 L1 1470mm L 2 1870mm h g 220mm 根據(jù)式 3 9 3 10 可得 Z1 17652N Z 2 15324N 由式 3 12 3 13 可求得 F 1 1069N F 2 666N 最大制動力矩是汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的 這時制動力與地面 作用于車輪的法向力 Z1 Z2 成正比 由式 3 14 3 15 可知 雙軸汽車 前 后車輪附著力同時被充分利用或前 后輪同時抱死的制動力之比為 通常 此比值 轎車約為 1 3 1 6 經(jīng)校核 符合要求 47 21 ZFf 前軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 3 egref rqhLGZT 21max 18 式中 re 車輪有效半徑 本設計為輕型載貨汽車 輪胎型號為 6 50 16 則有 效半徑 re 357mm 根據(jù)式 3 13 可得 T f1max 350N m 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上式計算所得結(jié)果的半值 3 3 3 盤式制動器最大制動力矩的計算 對于常見的扇形摩擦襯塊 如果其徑向尺寸不大 取作用半徑 R 為平均半 徑 Rm 或有效半徑 Re 已足夠精確 如圖 3 2 所示 平均半徑為 3 19 1Rm 式中 R 1 R 2 扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 圖 3 2 鉗盤式制動器的作用半徑計算用簡圖 根據(jù)圖 3 2 在任一單元面積 上的摩擦力對制動盤中心的力矩為 Rd 式中 q 為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力 則單側(cè)制動塊作 dRfq 用于制動盤上的制動力矩為 3 32231211 RfqdRfqT 20 單側(cè)襯塊給予制動盤的總摩擦力為 3 2121fqfdfNR 21 得有效半徑為 3 22 21 1 342223 RRfNTRe 令 則有 m21 3 meRR 1 342 23 因 故 當 但當12 Rm 41 2 me 21 1meR m 過小 即扇形的徑向?qū)挾冗^大 襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差 太大 磨損將不均勻 因而單位壓力分布將不均勻 則上述計算方法失效 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 根據(jù)摩擦襯塊的外半徑 R1 與內(nèi)半徑 R2 的比值不大于 1 5 則取 R1 100R2 150 可得作用半徑 R 125 盤式制動器的計算用簡圖如圖 3 3 所示 圖 3 3 盤式制動器的計算用簡圖 今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好 且各處的單位壓力分布均勻 則盤 式制動器的制動力矩為 3 24 fNRTf2 式中 f 摩擦系數(shù) N 單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力 見圖 3 3 R 作用 半徑 取 f 0 3 由 可得 N 12053 49N Tf 846 15 N m fTff2max1 3 4 本章小結(jié) 本章主要是盤式制動器主要參數(shù)的確定及設計盤式制動器的主要原件 1 制動鉗 2 制動塊 3 摩擦材料 4 制動輪缸 5 制動器間隙調(diào)整方法 對摩擦 襯片的磨損特性 盤式制動器最大制動力矩 制動力矩進行分析計算 通過對 盤式制動器的設計計算 使我掌握了盤式制動器的主要原件的計算過程以及分 析方法 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 第 4 章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)設計計算與校核 4 1 鼓式制動器的主要參數(shù)確定 4 1 1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 1 結(jié)構(gòu)參數(shù) 1 制動鼓直徑 D 輪胎規(guī)格為 7 00 16 Dr 2 54 16 406 4mm 根據(jù)商用車 D Dr 0 70 0 83 之間 故取 0 8 D Dr 0 8 325 12mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 2 制動蹄摩擦襯片的包角 和寬度 b 摩擦襯片的包角 在 范圍內(nèi)選取 1209 取 10 根據(jù)單個制動器總的襯片摩擦面積 取 250 400A 2cm 初選 A 300 2cm 其中 為弧度 RAb R D 2 325 12 2 162 56mm mb106 8 1056 2 3 3 摩擦襯片初始角 的選取 根據(jù) 40 2 90 4 張開力 P 作用線至制動器中心的距離 a 根據(jù) a 0 8R 得 a 0 8 162 56 130 048mm 取 130mm 制動蹄支撐銷中心的坐標位置 k 與 c 根據(jù) c 0 8R 得 c 0 8 162 56 130 048mm 取 130mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 2 摩擦片的摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時 不僅希望其摩擦系數(shù)要高些 而且還要求其熱穩(wěn)定行好 受溫度和壓力的影響小 不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù) 應提高對摩 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 在假設 的理想條件下計算制動器的制動力矩 取 f 0 3 可使計算結(jié)果接近實際值 另 外 在選擇摩擦材料時 應盡量采用減少污染和對人體無害的材料 所以選擇 摩擦系數(shù) f 0 3 4 2 鼓式制動器的主要零部件設計與計算 4 2 1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量 制動時溫升不應超過極限值 制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配 以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損 均勻 制動鼓相對于輪轂的對中是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 兩者裝配后還需進行動平衡 其許用不平衡度對轎車為 15N cm 20 N cm 對貨車和客車為 30N cm 40 N cm 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮 壁厚取大些也有利于增大 其熱容量 但試驗表明 壁厚由 11 mm 增至 20 mm 時 摩擦表面的平均最高 溫度變化并不大 一般鑄造制動鼓的壁厚 轎車為 7mm 12mm 中 重型載貨 汽車為 13mm 18mm 制動鼓在閉口一側(cè)外緣可開小孔 用于檢查制動器間隙 本次設計采用的材料是灰鑄鐵 HT200 4 2 2 制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度 轎車的約為 3mm 5mm 貨車和客車的約為 5mm 8mm 摩擦襯片的厚度 轎車多為 4 5mm 5mm 貨車和客車多為 8mm 以上 襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上 粘貼的允許其磨損厚度較大 使用壽命增長 但不易更換襯片 鉚接的噪聲較小 本次制動蹄采用的材料為 KTH370 12 4 2 3 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體 應保證各安裝零件相互 間的正確位置 制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩 因此它應有足夠 的剛度 為此 由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀 重型汽車 則采用可聯(lián)鑄鐵 KTH370 12 的制動底板 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 本次設計采用可聯(lián)鑄鐵 KTH370 12 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 4 2 4 制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承 結(jié)構(gòu)簡單 并能使制動蹄相對制動鼓自行定位 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(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 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 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 4 2 5 制動蹄片上的制動力矩與張開力 計算鼓式制動器 必須查明蹄壓緊到制動鼓上的力與產(chǎn)生制動力矩之間的 關(guān)系 為計算有一個自由度的蹄片上的力矩 在摩擦襯片表面取一橫向微元面 積 它位于 a 角內(nèi) 面積為 bRda 其中 b 為摩擦襯片寬度 單元面積 bRda R 為制動鼓半徑 制動鼓作用在微元面積上的法向力為 4 adbRqdaNsinmx 1 而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動力矩為 4 adfbqfdTf sin2max 2 從 到 區(qū)段積分上式得到 a 4 cos 2max fbRqTf 3 法向壓力均勻分布時 有 4 bdaqNp 2 fbqTpf 4 由 4 3 4 4 可求出不均勻系數(shù) 4 cos 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 5 由 4 3 4 4 給出的是由壓力計算制動力矩的方法 在實際計算中也可 以采用由張開力 P 計算制動力矩 的方法 且更為方便fT 圖 4 1 計算制動力矩簡圖 圖 4 2 計算張開力簡圖 增式蹄產(chǎn)生的制動力矩 可表達如下 Tf 4 1 fNfT 6 式中 摩擦系數(shù)f 單元法向的合力1N 摩擦力的 的作用半徑 1f 若已知制動蹄的幾何參數(shù)及法向壓力的大小便可計算出蹄的制動力矩 如圖 4 1 所示為了計算 與張開力 的關(guān)系式 寫出制動蹄上力的平衡方程式 11P 4 0 sin cocos1101 NSx 7 4 8 11faPx 式中 支承反力在 軸上的投影 xS11 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 軸與 的作用線之間的夾角 1x 1N 4 cach os 9 聯(lián)立 4 6 4 7 式得到 4 111 sin co ffhPN 10 將式 4 10 帶入式 4 6 中得到領蹄的制動力矩為 4 11 1111 sin co BPffhTf 對于從蹄可得類此的表達式 4 2222 sin co ffhPf 12 為了確定 及 必須求出法向力 N 及其分量 如果將 dN 看作是它投影在21 軸和 軸上的分量 和 的合力 根據(jù)公式 4 1 有1XYxdy 4 4 2sin i2 sinsinmax2 ma bRqdbRqdNx 12 式中 4 4 2cos cosincos max max bRqdbRqdx 13 所以 4 2sin i2co arctn arctn yxN 14 式中 摩擦襯片起始角 題目取 則 10 40 10a 3 0 130 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 2 7 60sin 132sin 1802co coartn arctn 1 yxN 根據(jù) 4 3 4 6 得 則有yxN 那么221 sin i cos 2 co 4 R m3 182 60ii745 1 60 35 121 根據(jù) 和 其中111 sin co ffhB 222 sin co ffhB 3 0f ma30 0 ma6013 2 71 因此 ffchB 7 153 82 0 7sin3 027 cos136 sin o 111 由于領蹄與從蹄對稱布置 所以 得出1 7 83 12 0 7sin3 027 cos36 sin co 222 ffh 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 2121BPTfff 15 對凸輪張開機構(gòu) 其張開力可有前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式 求出 15 0BTPf 25 0BTPf 知道了制動力矩與張開力的關(guān)系 計算鼓上的制動力矩 在汽車設計時應滿足 最大制動力 為附著力 根據(jù)公式 Fmax GF 式中 地面附著系數(shù) 干水泥混凝土路面 8 0 汽車重力 NG29435 N23597 0294 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 根據(jù)前后車輪制動器制動力分配系數(shù) 4 16 5 160 12 F 聯(lián)立 4 16 得 NF2359 N4 31 NF6 923 單個后輪制動器制動力 單個后輪制動力矩為 8 72 94 2 4 rFT 17 式中 為車輪滾動半徑r 由于 SY1030BY2S 型選用的輪胎型號是 7 00 16 子午線普通花紋輪胎 滾動半 徑 即輪胎在額定載荷時滾動半徑 mr369 根據(jù)公式 4 17 單個后輪制動力矩 計算張開力得mNFTr 173968 47 2 BP5 0 1 NTp10487 39 2 計算鼓式制動器 必須檢查蹄有無自鎖現(xiàn)象的可能 由式 4 10 得出自鎖條 件 0 sin co 11 fRf 如果式中 不會自鎖因為1i cof 3 0 f 所以滿足條件不自鎖 由 4 79 2 sin3 82sin 1co1 3 和 4 10 式可計算出領蹄表面最大壓力為 1121max sin co s co ffbRhPq 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 3 182 0 7sin3 027 cos13 0cos3 56 120 869 kpamN 4 2 6 制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)的分析計算 1 領蹄制動蹄因數(shù) 鼓式制動器的簡化圖 如圖 4 3 h R b c 鼓 式 制 動 器 簡 化 受 力 圖 p 圖 4 3 鼓式制動器簡化受力圖 根據(jù)公式 其中 h b 260 130 2 通過查制動因數(shù)與摩擦系數(shù) 1 bcfhBFT 關(guān)系曲線可 因此可計算出85 01T 98 0 2 從蹄的制動因數(shù) 根據(jù)公式 得出 1 2bcfhBFT 4 0 67 13 2 BFT 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質(zhì) 表面加工情況 溫度 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算磨損性能是困難的 但試驗 表明 摩擦表面的溫度 壓力 摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素 汽車的制動過程 是將其機械能 動能 勢能 的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌?過程 在制動強度很大的緊急制動過程中 制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動 力的任務 此時由于在短時間內(nèi)制動摩擦產(chǎn)生的熱量來不及逸散到大氣中 致 使制動器溫度升高 此即所謂制動器的能量負荷 能量負荷愈大 則摩擦襯片 襯塊 的磨損亦愈嚴重 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 4 1 21 tAvmea 18 4 2 12 tvea 19 式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) 緊急制動時 02 v1 汽車總質(zhì)量am 汽車制動初速度與終速度 計算時貨車取 22 2m s1v2 sm 制動時間 單位 按下式計算單位 t s sjvt7 3621 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 制動減速度 j 2 sm2 610 6 0smgj 后制動器襯片的摩擦面積 質(zhì)量在 2 5 3 5t 貨車摩擦襯片面積在2A 故取 405 c 223A 制動力分配系數(shù) 22212 3 1 60 37 05 mwtAvmea 輕型載貨汽車鼓式制動器的比能量消耗率不大于 故符合要求 2 8 磨損特性也可以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 片面積的磨損功 fL 4 2maxff LAvL 20 式中 汽車總質(zhì)量 am 汽車最高車速 xv 車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積 A 許用比摩擦功 對于客車和貨車取 600J cm 900 J cm fL 滿足要求 4 863042522max ff LcmJAv 4 2 7 駐車制動計算 汽車在上坡路上停駐的受力如圖所示 由該圖可得出汽車上坡停駐時的后 軸車輪的附著力為 同樣 sinco sinco 112 gaga hLhLGZ 可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為 2mZ 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 圖 4 4 汽車在坡路上停駐受力簡圖 根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡和 下坡路上停駐時的坡度極限傾角 4 sin sico 1gmhLgmaga 21 球得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡傾角為 4 ghL 1arctn 22 故滿載時 3 20 8034 71arctnarctn1ghL 5 rtrt 1g 空載時 4 203 84 3710arctnarctn1ghL rtrt 1g 一般要求各類汽車的最大駐車坡度不應小于 16 20 汽車列車的最大停駐坡度 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 約為 12 左右 由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定 汽車滿