鼓式制動器設計畢業(yè)論文課程設計.doc

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1、山東交通學院課 程 設 計題 目： 轎車鼓式制動器設計 班級： 車輛114 學 號： 110412403姓名： 俞毅指導教師： 戴汝泉完成日期： 2014年12月5日I 目錄1. 緒論-11.1課題研究的目的及意義-11.2選定整車性能參數-12. 制動器的設計計算-22.1地面對車輪的法向反作用力-22.2汽車前后軸制動力-32.3同步附著系數的確定-42.4制動器最大制動力矩-53. 制動器結構設計與計算-63.1制動鼓內徑D -63.2制動鼓厚度n-63.3摩擦襯片寬度b和包角-63.4摩擦襯片起始角0 -83.5制動器中心到張開力P作用線的距離a-83.6制動體制動蹄支撐點位置坐標k和

2、c-83.7摩擦片摩擦系數-84. 制動器主要零部件的結構設計-94.1制動鼓-94.2制動蹄-94.3制動底板-94.4制動蹄的支承-104.5制動輪缸-104.6制動器間隙-105. 校核-115.1校核制動器的熱容量和溫升的核算-115.2制動器的校核-116. 總結-13參考文獻-14山東交通學院課程設計1緒論1.1課題研究的目的及意義汽車的設計與生產涉及到許多領域，其獨有的安全性、經濟性、舒適性等眾多指標，也對設計提出了更高的要求。汽車制動系統是汽車行駛的一個重要主動安全系統，其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響。隨著汽車的形式速度和路面情況復雜程度的提高，更加需要高性能、長壽命

3、的制動系統。其性能的好壞對汽車的行駛安全有著重要影響，如果此系統不能正常工作，車上的駕駛員和乘客將會受到車禍的傷害。汽車是現代交通工具中用得最多、最普遍、也是運用得最方便的交通工具。汽車制動系統是汽車底盤上的一個重要系統，它是制約汽車運動的裝置，而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。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，人們對安全性、可靠性的要求越來越高，為保證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統。改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務?，F代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實際工作性

4、能是整個制動系中最復雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進制動器機構、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。1.2選定整車性能參數：額定載質量： 1490kg整備質量 2410kg最大功率/轉速 70kw/3400 /r/min最大轉矩/轉速 206Nm/1700r/min變速器傳動比低檔/高檔：5.594/0.794滿載時負荷分配 1480kg（前軸）/2735kg（后軸）最高車速 98km/h輪胎規(guī)格 7.00R15軸距 L=3570mm,L1=1250mm，L2=2316mm車輪滾動半徑： 365mm質心高度 hg1=700m(空載) hg2=800m（滿載）扁平比 0.9225輪胎寬度 2

5、00mm2制動器的設計計算2.1地面對車輪的法向反作用力FB地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；re車輪有效半徑，m。令 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。F與地面制動力FB的方向相反，當車輪角速度0時大小亦相等，且F僅由制動器結構參數所決定。即F取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，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T，F和FB均隨之增大。但地面制動力FB受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力F ， 即 FB F=Z 或 F

6、B max = F= Z 式中 輪胎與地面間的附著系數；Z地面對車輪的法向反力。 圖 2.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系當制動器制動力F 和地面制動力FB達到附著力F 值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩T 即表現為靜摩擦力矩，而F = T / re 即成為與FB 相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力FB 達到附著力F 值后就不再增大，而制動器制動力F 由于踏板力FP 的增大使摩擦力矩T 增大而繼續(xù)上升（見 制動力與踏板力的關系 圖2.1）。 根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2

7、為： （2-1） （2-2）式中 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 hg1汽車質心高度 g重力加速度 du/dt-汽車制動減速度。 圖 2.2 制動時的汽車受力圖2.2 汽車前后軸制動力 汽車總的地面制動力為 （2-3） 式中 q() 制動強度亦稱比減速度或比制動力;FB1 , FB1前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （2-4） （2-5） 上式表明：汽車在附著系數為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數而是制動強度q或總制動力FB 的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時根據汽車前、后軸的軸荷分配前、后

8、車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，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。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（2-4）、式（2-5）不難求得在任何附著系數的路面上，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 (2-6) (2-7)式中 Ff1前軸車輪的制動器制動力， ； Ff2后軸車輪的制動器制動力， ； FB1前軸車輪的地面制動力 FB2后軸車輪的地面制動力 Z1 ，Z2 地面對前、后軸車輪的法向反力 G 汽車重力L1 ，L2汽車

9、質心離前、后軸距離 hg汽車質心高度。 選取=0.7，則： （2-8） （2-9） 則FB1=69436.92N FB2=16532.6N 2.3同步附著系數的確定 同步附著系數的選取原則：1)、路面狀況好，可以取大一點；路面差取小一些。2)、單胎，抗滑性能差取大些；雙胎，抗側滑強取小一些。3)、車速高，取大些；車速低取小些。4)、平原地區(qū)，取大些；山區(qū)取小些。綜上所述，選擇此輕型汽車的=0.8 空載時制動力分配系數 （2-10）2.4制動器最大制動力矩制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即Tf1=Ff1re=13314.6NmTf2=Ff2re=11433.8Nm式中 Ff1前

10、軸制動器的制動力，； Ff2后軸制動器的制動力，；一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算結果的半值。 則后輪制動器應有的最大力矩為 5716.9Nm3 制動器結構設計與計算3.1制動鼓內徑D 輸入力F0一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。 但增大D，受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm 。否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下乘用車： D/Dr=0.640.74 貨車： D/Dr=0 .700 .83制動鼓內徑尺寸應參照專業(yè)標準ZB T24 D0589制動鼓工

11、作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取。依據汽車后輪輪胎型號7.00R15 于是， 得輪輞直徑DrDr=25.4 x 15=381 mm （1 in=25.4mm ）取 D/Dr=0.68則制動鼓內徑直徑 D=0.64x Dr=0.83x381=243.8mm參照中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列,輪輞直徑15英寸的制動鼓最大內徑不超過260mm。取 D=260mm。3.2制動鼓厚度n 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散熱容量，但試驗表明，壁厚由11mm增至20mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造

12、制動鼓的壁厚 ：轎車制動鼓壁厚取為712mm。貨車取為1318mm。本設計取制動鼓厚度為 n=10mm。制動鼓有鑄造的和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有肋，用來加強剛度和增加散熱效果。精確計算制動鼓壁厚既復雜又困難所以常根據經驗選取。3.3摩擦村片寬度b和包角 摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短，若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大不易加工并且增加了成本。制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為 A p = R b （3-1） 式中 以弧度（ra

13、d）為單位。制動器各蹄襯片總的摩擦面積A p 越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。試驗表明摩擦襯片包角=90100時，磨損最小制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120。取 =90 。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動時產生的單位面積越小，從而磨損也越小。根據中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 3091

14、999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列，對于（0.91.5）t的轎車，單個制動器總的摩擦面積A p為（100200）cm2 ，查表3-1 取 ：A p=150cm2。由公式3-1 得 b=36.7mm，取b=40mm。表3-13.4摩擦襯片起始角0 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令0=90-/2。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，以改善磨損均勻性和制動效能。此設計中 令 0=90-/2=90-90/2=453.5制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下。應使距離e盡可能大，以提高制動效能。暫定 a=0.8R=0.8

15、x130=104mm 3.6制動體制動蹄支撐點位置坐標k和c 在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，盡可能加大a，減小c。暫定 c=0.8R=0.8x130=104mm k=25mm 3.7 摩擦片摩擦系數 f 摩擦片摩擦系數對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動

16、器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數f=0.300.40已無大問題。 本設計取f=0.3。 表3-2 制動器參數制動鼓內徑DD=260mm制動鼓外徑D外D外=280mm摩擦片的寬度bB=40mm摩擦襯片的面積A=150mm摩擦襯片的材料碳纖維摩擦材料摩擦襯片的厚度C=5mm4制動器主要零部件的結構設計4.1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料向匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面摩擦均勻。中型，重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制

17、動鼓；輕型貨車和一些轎車則采用鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合制動鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用，鑄鐵內鼓筒與鋁合金也是鑄到一起的，這中內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好而且減少了質量。本設計采用的制動鼓材料：鑄鐵4.2 制動蹄 轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓-焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，單小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因

18、而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm5mm；貨車的約為5mm8mm。摩擦片的厚度，轎車的多為4.5mm5mm。本設計制動蹄選用：T形45號鋼 制動蹄腹板厚度：5mm 制動蹄翼緣厚度：5mm 摩擦襯片厚度：5mm 4.3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。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應該有足夠的剛度。剛度不足會使制動力矩減小踏板行程增大襯片磨損也不均勻。 本設計底板的材料：45號鋼 4.4制動蹄的支承銷 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，

19、應使支承位置可調。 本設計采用支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。 其支座為可鍛鑄鐵（KTH37012）或球墨鑄鐵（QT40018）件。 4.5制動輪缸 制動輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_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的橡膠皮碗密封。 4.6制動器間隙 制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.20.5mm，盤式制動器的為0.10.3mm。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。考慮到

20、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試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 為了保持良好的制動效率，制動蹄與制動鼓之間要有一個最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調整間隙的機構。過去的鼓式制動器間隙需要人工調整，用塞尺調整間隙?，F在轎車鼓式制動器都是采用自動調整方式，摩擦襯片磨損后會自動調整與制動鼓間隙。當間隙增大時，制動蹄推出量超過一定范圍時，調整間隙機構會將調整桿（棘爪）拉到與調整齒下一個齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動蹄位置位移，恢復正常間隙。

21、 鼓式制動器的間隙調整是通過凸輪軸和制動氣室之間的連接桿系 制動臂實現的，在制動臂的內部有一蝸輪和蝸桿副，通過調整蝸桿轉動蝸輪帶動凸輪轉動，消除摩擦副間的多余間隙。 5 校核 5.1校核制動器的熱容量和溫升的核算應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （5-1）式中 md制動鼓的總質量；初選m d=18kg m h與制動鼓相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動鼓等）的總質量；初選m h=30kg c d制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c d=482J/（kg K）， 對鋁合金 c=880J/(kg K)；c d=482J/(kg K) t 制動鼓的溫升。一次由v a=30km/h到完全停車

22、的強烈制動，初選t=14 溫升不應超過15 J/K （5-2）L汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動生成的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 （5-3） （5-4）式中 ma汽車整備質量；ma=2410kg va汽車制動時的初速度，可取va=15m/s 汽車制動器制動力分配系數，=0.59=L=271125 J/K而300768 J/K 271124.99 J/K 符合要求所以制動器的熱容量與升溫符合要求。 5.2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： Nm （5-5）式中 re車輪有效半徑。 m后軸

23、質量 f摩擦系數 因此后輪最大制動力矩符合要求 6.結論本次課程設計是以鼓式制動系統為研究對象，通過對轎車制動系統的結構和形式進行分析后，對制動系統的制動器，制動管路布置進行了設計及計算，并繪制出了制動器裝配圖、零件圖。在理論上，本設計首先根據給定的整車參數和技術、使用要求，確定制動器的結構形式；然后通過對制動力矩、制動效能因數、制動距離、制動溫升、制動磨損等的計算、校核以及在此基礎上進行的零部件結構設計，使設計達到了預期的效果雖然該課題設計的為領從蹄式制動器，但隨著重型汽車和高速公路的發(fā)展，鼓式制動器的缺點表現得尤為突出。主要表現在：制動效能衰退、制動間隙調整困難和制動跑偏。由于這些問題的存

24、在，使得新的解決方案的提出顯得尤為迫切。參考文獻1 王望予. 汽車設計 第四版M. 北京:機械工業(yè)出版社 20042 王豐元. 馬明星. 汽車設計課程設計指導書.北京:中國電力出版社3 機械設計手冊聯合編寫組. 機械設計手冊 上冊 （第二分冊）標準規(guī)范第二版 北京:化學工業(yè)出版社4 濮良貴. 紀名剛. 機械設計（第八版） 北京:高等教育出版社5 機械設計手冊工程材料單行本（第二版）6 龍振宇. 機械設計M. 北京:機械工業(yè)出版社2002. 7 劉惟信. 汽車制動系的結構分析和設計計算.M.北京:清華大學出版社2004.8 余志生. 汽車理論M. 北京:機械工業(yè)出版社2000.9 陳家瑞. 汽車構造.第五版.M.北京:人民交通出版社2005.10 龔微寒. 汽車現代設計制造M.北京:人民交通出版社1995. 11 林世裕. 汽車標準匯編.中國汽車技術研究中心標準研究所2005.12 孫 恒. 機械原理 第七版. 北京: 高等教育出版社2006.13