机械毕业设计（论文）-18马力轮式拖拉机的半轴与制动器设计【全套图纸】

18马力轮式拖拉机的半轴与制动器设计摘 要本次设计是在理论的探讨研究下，充分吸收已有成熟产品优点的基础上进一步加以改进。本次设计最大的创新点：对制动器结构进一步改善，采用一种加箍制动鼓改善了制动鼓本体的结构强度、受力和散热条件，延长了制动鼓使用寿命，提高了行车的安全性。拖拉机制动器的布置方式分为半轴制动和轮边制动，此设计结合小型拖拉机的结构、传动形式等采用轮边制动，后轮制动。通过对各种制动器方案和鼓式制动器的结构形式进行综合的对比和性能分析，最终采取领从蹄式鼓式制动器。由给出的主要技术数据求出最大制动力矩；通过对制动器及主要部件的受力分析、性能分析比较来优化结构尺寸。加箍制动器是为在制动器外部加一个外筒。并对制动器内主要部件进行验算。操纵机构为机械式，驻车制动与行车制动装置一体，行车制动装置用作强制行驶中的拖拉机减速或停车，使拖拉机在下坡时保持适当的稳定车速。并通过理论推导和计算对制动距离进行分析，计算出踏板行程。半轴选取全浮式，长度由轮距和主减速器确定，再计算出半轴强度。关键词：行车制动，驻车制动，制动力矩，制动鼓，摩擦衬片，领从蹄式制动器18 HORSEPOWER WHEELED TRACTOR REAR AXLES AND BRAKE DESIGNABSTRACTThis 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 tractors 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符号说明L 轴距，mmB 轮距，mm ms 总质量，Kgh 质心高度坐标，mm H 离地间隙，mm Mr 制动力矩，N m rdq 轮胎滚动半径，mm 地面附着系数， D 制动鼓直径 ，mm 摩擦衬片包角， A 摩擦衬片的摩擦面积F 制动蹄的张开力，N b 摩擦衬片的宽度 BF 制动器因数 V 拖拉机行驶速度 g 重力加速度 目 录第一章 前言1第二章 制动系的设计22.1概述22.1.1制动器的工作情32.1.2制动系的设计要求32.2 制动器的结构形式及选择5 2.2.1结构方案分析5 2.2.2鼓式制动器的结构型式及选择62.3 制动系的主要参数及其选择102.3.1拖拉机部分整机参数的确定102.3.2制动力矩的确定112.3.3制动器的制动因数及其敏感度132.3.4鼓式制动器的机构参数14第三章 制动器的设计计算183.1制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律183.2 具有一个自由度的增势蹄摩擦片的压力分布 规律及径向变形规律183.3固定支点蹄式制动器的受力分析与计算203.4制动器的制动因数及其敏感度的计算233.5单个制动蹄片上的受力分析与计算233.6制动蹄因数计算253.7摩擦衬片的摩损特性计算283.8 弹簧结构的计算303.9制动器主要零件的强度计算与制动距离分析30 3.9.1圆锥磙子轴承的验算30 3.9.2驱动凸轮校核32 3.9.3制动距离的分析32第四章 制动驱动机构的结构形式选择与设计计算354.1制动驱动机构的结构形式的选择354.2踏板力的计算35第五章 半轴的设计与计算37 5.1半轴的结构形式分析375.2全浮式半轴的计算37第六章 结论39参考文献40致谢41第一章 前 言长期以来小型拖拉机在拖拉机行业中一直发挥着重要的作用，但随着农业生产结构的调整和农机化水平的逐年提高，小型拖拉机的市场发展将受到一定制约，这可以从近年来小拖产品产量呈下滑趋势中看出。但是小四轮拖拉机是一个具有较好性价比和广大农民买得起、用得起的产品，可以作为大型农机具的补充，因此依然有广阔的市场空间我国通常将功率小于18.4kW的拖拉机称为小型拖拉机，这种拖拉机技术含量不高，在我国广大农村有着广泛的适用性，同时也符合我国广大农民的使用水平。小四轮拖拉机的发展，一方面是功能完善和局部的改进创新，如加装齿轮泵分离机构、差速锁等，满足不同档次、不同地区用户的需求。另一方面除在运输型、水田型的功能差异化变型外，目前由小型拖拉机变型的小装载机、小挖掘机以及农用起重机械的发展势头强劲，由于成本低廉，特别适合农村小城镇建设和各种小型工程使用。产品技术性能逐步完善，可靠性日益提高，技术水平已经逐渐由低端向中端发展。拖拉机制动系是拖拉机其中一个重要组成部分，用于强制使运动着的拖拉机减速或停止，使汽车下坡时保持稳定，以及使已停驶的汽车驻车不动。由此可见拖拉机制动系对于拖拉机的行驶的安全性和停车的可靠性起着重要的保证作用。所以制动系的工作可靠性要求日益重要。本次设计全面的介绍了拖拉机制动系和半轴的结构形式与设计计算方法，叙述了制动器的各种结构形式及选择，制动器的主要参数及其选择，制动器的设计计算，主要领部件的强度计算。简单介绍了制动驱动机构的结构形式选择与设计计算，半轴的设计计算等。本设计内容全面、简捷、准确，以满足拖拉机产品设计的实用需要作为内容取舍的出发点；论点、论据、公式、图表及资料正确可靠依据充分。本设计以章为单位，各章自成系统相互独立，而全文又构成完整体系，便于查阅。由于知识、经验不足，水平所限，特别是对新内容的理解和掌握有限，文中错误和疏漏请老师批评指正。第二章 制动系设计2.1概述拖拉机制动系是以：使拖拉机在行驶中减速或迅速停车；帮助急剧减速；使拖拉机能在斜坡上保持停车状态的机构。农村工作环境比较恶劣，农村道路相对复杂，车流密度的日益增大，为了保证行车安全，制动系的工作可靠性显得日益重要，也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 根据上述功用，制动系有行车制动和停车制动之分。前者主要保证第一项，兼有第二项功用；后者主要保证第三项功用。此外，为了使拖拉机在行车制动系发生故障时仍能实现紧急制动，有的大型拖拉机还设有独立于其它制动系的第二制动系，亦称紧急制动系。它也可在人力控制下兼作停车制动系。任何制动系均由制动器和制动操纵系统两部分组成。轮式拖拉机普遍采用蹄式和盘式制动器，也有采用带式的。而制动操纵系统有机械式、液压式和气压式之分，其中以机械式应用较多。简单的制动系只有一套制动装置，既作为行车制动系，又作为停车制动系。为此，制动操纵系统应能保证左、右两边的制动器同时制动，单边制动，以及在制动状态下使制动器锁定。当采用机械式操纵系统时，行车制动系可兼作停车制动系，只需在操纵系统中增加一套锁定机构就可满足停车制动的要求。而当采用液压式或气压式操纵系统时，由于液体或压缩空气总有泄漏，无法使制动器长期保持停车状态，因此需要专门设置一套机械操纵的停车制动系，或在行车制动器上加装一套独立的机械式操纵系统，以满足长期停车制动的需求。制动器大都布置在最终传动主动轴上。与直接布置在驱动轴上相比，这种布置形式可以减小制动器所受转矩。和布置在转速更高的中央传动主动轴上，可使制动器所受力矩进一步减小，但是这样布置的制动器不能用来帮助转向。由于拖拉机速度较低，所以前轮上一般不安装制动器。2.1.1 制动器的工作情况轮式拖拉机制动器最经常的工作就是在行驶中减速乃至停车，为使制动器能在最短的距离中将拖拉机制动住，要求地面对车轮有较大的制动力。制动过程中，制动器的摩擦表面相互紧贴并相互滑磨再变为热量。随着踏板往下运动，踏板力增大，制动力矩和制动力也增大。但当制动力增大到等于车轮的附着力以后，不论踏板力如何增大，也只能将制动器抱死而不能使制动力再有所增加。制动力的最大值受限于附着力。在应路上行驶时，附着力就是车轮与地面的摩擦力。由于在使用中往往采用将制动器抱死，观察轮胎在地面上托印的办法来判断制动器工作是否正常，有些人就误以为将制动器抱死可以产生最大的制动力。实际上，当制动器抱死时，轮胎在地面上滑移，地面的附着系数将由静摩擦系数变为动摩擦系数，数值有所减小，制动力将比不滑移时减小5% - 25%，并会造成轮胎严重磨损，这显然是不利的，因此为了获得最大制动力，不应将制动器抱死，制动器的合理最少力矩应该使制动力略小于开始滑移的极限附着力，以便使动能消耗在制动器中而不是消耗在轮胎表面上。2.1.2制动系的设计要求设计制动系时，应考虑下列主要要求：1、应有足够的制动力矩保证必要的制动效能行车制动系的制动效能可用制动减速度或制动距离来表示。NJ80-85拖拉机基本技术要求规定了轮式拖拉机的制动距离应符合下列规定：制动器冷态 S10.1v0 + v02/90 制动器热态 S2 1.25S1式中 S1 ， S2 -分别为冷态、热态制动距离（m）； v0 -制动初速度（km/h）.GB7258-87机动车运行安全技术条件规定了轮式拖拉机带挂车在平坦、硬实、干燥和清洁的水泥或沥青路面（附着系数为0.7）上的制动距离和制动稳定减速度：拖拉机在20km/h下，挂车空载检验时分别为5.4m和5.4m/h;拖拉机在20km/h下，挂车满载检验时分别为6.4m和4.0km/h;停车制动系应能使拖拉机制动后，在驾驶员不操作的情况下沿上坡及下坡方向可靠保持在规定的干硬坡道上。NJ80-85拖拉机基本技术条件规定：农业拖拉机停车的坡度为20，集材拖拉机停车的坡度为25.该标准比国外标准要求偏高。国外标准均以坡度表示，大部分规定为18%-25%。2、行车制动器在连续频繁工作条件下应有较稳定的制动效能由于下长坡时连续制动或短时间多次重复制动后，都有可能导致制动器温度过高，摩擦系数降低，从而使制动效能衰减，这种现象称为热衰退。制动器发生热衰退后，经过充分冷却,由于温度下降和摩擦材料表面得到磨合，其制动效能可能重新增高，这种现象称为热恢复。要求制动效能的稳定性好，也就是要求不易衰退，且能较好恢复。国外一般规定在同样控制力下热态制动试验的平均减速度应不低于冷态制动试验的60%，或制动力矩不小于冷态制动试验的60%-65。为此，应考虑一下三项具体要求：制动鼓或盘具有良好的吸、散热能力；摩擦材料具有良好的抗热衰退性和恢复性；制动器的结构型式对摩擦系数变化的敏感度较低。3、拖拉机方向稳定性较好为此，左、右两侧车轮的制动力及其增长速度率应力求相等；采用四轮制动时，前、后制动器的制动力矩还应有比较合适的比例关系。GB7258-87规定了轮式拖拉机挂车以20km/h的速度行驶在水平的水泥或沥青路面（附着系数为0.7）上的紧急制动跑偏量应不大于80mm.4、操纵轻便NJ/Z5-85农业拖拉机操纵装置最大操纵力规定，对于行车制动和停车制动器，允许的最大制动脚踏板操纵力为600N,允许的最大制动器操纵杆操纵力为400N。设计时可根据所需的制动力矩和制动器类型分别规定合适的控制力，通常以200N400N的踏板力较适应人体体力。为使踏板控制力在上述范围内，应调整制动操纵系统的传动比。如该传动比取得过大，踏板行程将增大，不仅布置困难，而且延长了机构反映时间。因此，最大踏板行程应限制在250m以内，最大操纵杆行程应限制在400m以内。设计时应留有余地，一般可在60100mm内选取。当控制力和行程不能同时满足时，原则上应提高制动器本身的制动力矩，或在制动系中安装助力器，或改用动力制动。但也不应使控制力过小，过小的控制力将使驾驶员失去踏板感而难以控制制动强度。5、制动平顺，制动力应随控制力的增长速度而平稳地增大；放松踏板或操纵杆时，制动作用应迅速消除，无自刹现象。6、 工作可靠制动系的零部件应有足够的强度和耐疲劳性能，要求防水防尘性好，摩擦表面不易被玷污，以免降低制动效能。这点对需要在水田作业的拖拉机尤为重要。摩擦元件具有必要的寿命。7、维修调整方便，必要时应采用可靠的自动调整表面间隙的机构。2.2 制动器的结构形式及选择除了辅助制动装置是利用发动机排气或其它缓速措施对下长坡的拖拉机进行减缓或稳定车速外，拖拉机制动器几乎都是机械摩擦式的，既是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。2.2.1结构方案分析摩擦式制动器按其旋转元件的形状有可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张式鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上或与其相固定的支架上；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或半轴上的的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称带式制动器。在拖拉机制动器中，中央制动器几乎没有使用。内张型鼓式制动器通常称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是这种内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器和大中型拖拉机半轴制动，也可用于各种汽车的中央制动器。小型拖拉机且不带有轮边制动，制动器则布置在轮边上。综上所述，故选鼓式制动器。2.2.2鼓式制动器的结构型式及选择鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2-1）他们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是一致的，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的旋转方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄称为领蹄，两者不一致的则称为从蹄。当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。 图2-1 鼓式制动器示意图5一、 领从蹄式领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定点，而且两固定支点位于两蹄的同一端（图2-1a）。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，故能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸（液压传动），可保证作用在两蹄上的张开力相等。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游：前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同的特点，其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较底。领从蹄式制动器得到广泛的应用，特别是轿车和轻型货车、客车、拖拉机的后轮制动器用得较多。二、 双领蹄式双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，如图2-1b所示，领蹄的固定端在下方，从蹄的固定端在上方。每块蹄片有各自独立的张开装置，而且位于与固定支点相对应的一方。汽车前进制动时，这种制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此之外，这种制动器还有调整蹄片和制动鼓之间的间隙工作容易进行和两蹄片上的单位压力相等，使之磨损均匀，寿命相同等优点。双领蹄式制动器的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。这种制动器适用于前进制动时前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。三、 双向双领蹄式双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的轮缸张开蹄片（图2-1c）.无论是前进或者是后退制动时，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一条管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损均匀，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需要另设中央制动器。四、 双从蹄式双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片（图2-1d）。双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采用。五、 单向增力式单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片（图2-1e）。汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两领蹄又皆为从蹄，结果制动效能很低。因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀，寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构；另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙工作变得困难。少数轻、中型货车用来作前制动器。六、双向增力式双向增力式制动器的两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共同支点，支点下方有一个轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体（图2-1f）。与单向增力式不同的是次蹄片上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管这个张开力的制动力矩能大到主领蹄制动力矩的23倍。因此，采用这种制动器后，即使制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上的单位压力不等，故磨损不均匀 ，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。上述制动器的特点是用制动器效能、效能的稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高，双领蹄次之，领从蹄式更次之，还有一种双领蹄式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来考虑，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。 图2-2 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系51-双向增力式 2-双领蹄式 3-领从蹄式 4-双从蹄式还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他因素的影响。例如制动器摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，输出的制动力矩最小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩最大。制动器的效能常以制动效能因数或简称制动因数BF（brake factor）来衡量。基本尺寸比例相同的各种内张式制动器的制动因数BF与摩擦系数f之间的关系如上图所示。BF值越大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是变化的。因此摩擦系数变化时，BF值变化小的，制动器效能稳定性就好。综上所述，本设计为小型拖拉机制动器设计，只有后轮制动，发动机不提供液压装置。性能、价格等综合考虑下选领从蹄式制动器。在行车制动器中装有驻车制动器。这种制动器在汽车前进与倒车时其制动器的制动性能不变，结构简单，造价也较底，便于附装驻车制动机构，故采用此种制动器，在成熟产品的基础上加以改进和完善。2.3 制动系的主要参数及其选择2.3.1拖拉机部分整机参数的确定1、 发动机功率（18马力）=13230 w =13.23kw2、 拖拉机拉机结构质量=结构比质量*发动机标定功率=（40 - 70）13.23=595.35 - 926.1 kg 。 最小使用质量=结构质量*（1.06 - 1.11）= 631.1 - 1027.97 kg。使用质量(m)等于最小使用质量加上配重，大小应满足附着力的需要，取使用质量=1200kg3、 拖拉机的轮距(B) 缩小轮距可以避免梨耕时出现的偏牵引现象，并可减小转向半径，大会降低横向稳定性。为了适应耕作时的各种行距要求，轮距B应能调节。小型轮式拖拉机调节范围约为1000mm - 1400mm,中型则为1100 - 2000mm.前轮轮胎宽度一般小于后轮，为了使梨耕时前轮也贴近犁沟壁，前轮轮距通常略小于后轮轮距。取后轮距B=1000mm.4、 轴距（L） 缩小轮式拖拉机轴距可减轻重量、缩小转向半径，但会降低纵向稳定性，并使行驶平顺性变差，轴距可根据由下式确定L =（0.58 - 0.66） = 1.372 - 1.561 m 取L = 1.4 m5、 离地间隙（H） 离地间隙有农艺离地间隙Hn和最小离地间隙Hmin之分。农艺离地间隙Hn是指后桥半轴壳下部或前轴下沿的离地高度。最小离地间隙Hmin一般出现在后桥壳体中段，但在四轮驱动拖拉机也可能出现在前桥中段，减小Hmin 可提高稳定性，但会降低通过性.H=275 - 320 取H=300mm.6、 质心位置 是指质心的高度坐标、纵向坐标和横向坐标。 质心纵向坐标 a =L(1-0) 0 = 0.60 - 0.65 .所以 a = 0.49 - 0.56 (m) 取a =0.52 m 质心的横向坐标，对于没有特殊需要的拖拉机，其主要部件布置基本对称，数值很小，不必特别加以注意.质心高度坐标h 是质心至地面的距离，在满足离地间隙的情况下，应尽量降低。取 h=540 mm.2.3.2制动力矩的确定一、行车制动器制动力矩的确定行车制动器的工况包括行驶中制动和单边制动帮助急剧转向。由于轮式拖拉机的转向阻力矩较小，单边制动所需的制动力矩不大，因此只需考虑行驶中制动的工况。为了使制动器能将拖拉机迅速制动，以提高行驶安全性，希望制动器有足够的制动力矩，这样被制动的车轮上才能长生较大的地面制动力。但当制动力增大到该车轮与地面的附着力后，制动器将抱死，车轮停止转动而发生严重滑移现象，并在路面上产生托印。此时拖拉机所具有的动能都转化为轮胎和路面间摩擦产生的热能这将导致胎面局部剧烈发热，使橡胶强度降低，造成轮胎严重磨损。同时附着系数的值也下降，使制动力比最佳滑移率时的最大制动力减小5% - 25，这显然是不利的。此时，实际制动距离将大于可能达到的最小制动距离，而且还会由于侧向附着系数的显著降低使制动期间拖拉机的方向稳定性变坏。因此，为了获得良好的制动效果并减小轮胎磨损，应使制动器不致完全抱死，让车轮处于略有滑移而尚未开始严重滑移的最佳制动状态，也就是说在一定的踏板力下，制动器制动力矩的大小应使制动力略小于附着力值。因此，拖拉机的动能将只要消耗在制动器摩擦表面的相对滑磨上，并转变为热能。可见，制动力矩受附着条件限制而不应过大。同时为使制动器的结构紧凑而踏板力又不致增大，制动力矩也不应过大。设计时，考虑到可能发生制动操纵系统的传动效率及制动器摩擦材料的摩擦系数的降低，一般仍按制动力等于附着力作为计算依据。对于四轮制动，为了提高制动效能，前、后制动器的制动力分别等于相应车轮与地面的附着力。由轮式拖拉机在行驶过程中制动的受力分析，可得到行车制动器所需的制动力矩。 图2-3轮式拖拉机制动和在斜坡上制动时的受力分析6对于后轮制动的轮式拖拉机，每个制动器的制动力矩Mr（N mm）为（忽略不计滚动阻力、旋转部分的惯性力矩和传动效率） = 式中 ms-拖拉机使用质量 (kg) g -重力加速度，取 9.8（m/s2） rdq- 驱动轮动力半径（mm）i- 制动器与驱动轮之间的传动力 - 附着系数，一般取=0.7L - 拖拉机轴距（mm）a - 拖拉机质心纵向坐标(mm) h - 拉机质心坐标(mm).对于前后轮都制动的四轮驱动拖拉机，前、后桥上每个制动器的制动力矩Mr和Mr“分别为 Mr msg rd1a+h)/2Li1 Mr“ =msgrd2L-a-h)/2i2L式中 rd1 rd2 - 分别为前、后驱动轮的动力半径（mm）; i1 i2 - 分别为前、后制动器和前、后驱动轮之间的传动比。本方案为只有后轮制动所以 = = 866661.07 N.mm又因为考虑到制动器有热衰退现象，保证在热态下可靠制动，所以 Mr = Mr/80% = 1083326.339 N.mm二、停车制动器制动力矩的确定在规定坡度角的坡道上安全停车时每个制动器所需的制动力矩Mr（N mm）为 式中 - 按标准规定的坡度角（）;NJ80-85拖拉机基本技术条件规定：农业拖拉机停车的坡度角为20。F- 滚动阻力系数，一般取f=0.02； N - 同时工作的制动器数目。 则： = =808550.24 N.mm对于行车制动系与停车制动系共用的制动器，只要取上述两者中的较大值作为该制动器所需的制动力矩，便可同时满足两方面的需要。所以有上述计算结果可知，只需满足行车制动便可满足制动力矩。2.3.3制动器的制动因数及其敏感度为了评定不同型式和参数的制动器工作特性，常用一个无因次指标，称为制动器的制动因数。制动因数通常定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上的摩擦力总和与输入制动蹄或压盘的驱动力之比。设制动器的制动力矩为Mr，则在制动鼓或制动盘作用半径R上的摩擦力为Mr/R ，从而制动器的制动因数 Kr = Mr/FR 式中，F 为输入的驱动力。当施加于两制动蹄或压盘，或制动带两端的驱动力不相等时，常取其平均值为输入的驱动力，即 F=（F1+F2）/2.制动因数越大，表示用一定的驱动力时该制动器可产生的制动力矩越大。在下面各节所导出的计算公式中，可以看出其大小取决于摩擦副的摩擦系数、制动器的型式、几何尺寸和单位压力分布规律等。对于给定的制动器，制动因数仅为摩擦系数的函数， 即 Kr = f()制动因数对摩擦系数变化的敏感度r可通过一阶导数来确定，即 敏感度r值越大，表明制动因数或制动力矩对摩擦系数的变化越敏感，即在使用中摩擦系数因温度升高而发生变化时，制动力矩的变化越大，制动器的抗热衰退性差，工作不稳定。从操纵省力的角度出发，希望选用制动因数较大的制动器。但制动因数过大，不仅影响制动平顺性，还会引起过高的敏感度，使制动器的抗热衰退性变差，工作不稳定。设计时应根据车辆的使用质量ms、性能和布置的方便性等决定装置具有合适特征值的制动器类型。2.3.4鼓式制动器的机构参数在制动鼓结构形式选定以后，先参考同类型拖拉机，初选制动器的主要参数，并进行结构的初步设计。然后进行制动力矩和磨损性能验算，并与所要求的数据相对比，必要时再对初选参数进行修改，直到基本性能满足要求为止。最后才进行细致的结构分析。一、制动鼓直径D和壁厚本次设计制动鼓是一个创新点，是一种加箍制动鼓。它带外圆柱面的制动鼓本体和一个外筒组成；将外筒嵌套入制动鼓本体，制动鼓本体的本体外壁外圆柱面过盈配合外筒内壁的内圆柱面，通过制动鼓本体直接向鼓盘传递制动力矩。制动鼓本体外壁的外圆柱面设一肩坎，使外筒装配时易于定位和减少轴向窜动。本实用新型具有既减少了制动鼓壁厚，又使得制动鼓本体在制动时所受的拉应力与过盈配合所受的压应力相互叠加，改善了制动鼓本体的受力和散热条件，延长了制动鼓使用寿命等优点。在制动鼓鼓体外圆周表面设置有若干条相对于制动鼓鼓体轴线倾斜的斜筋 ，这种强制散热汽车制动鼓具有较好的强制散热能力，能够有效防止制动鼓和摩擦片温度过高，可提高制动鼓的结构强度，提高了制动鼓、摩擦片及轮胎的使用寿命，并有效防止由于制动鼓龟裂、轮胎爆胎而引发的事故，提高了行车的安全性 。当输入力P一定时，制动鼓的直径越大，且制动器的散热性能越好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增加，使非悬架质量增加，不利于拖拉机的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不应小于20mm-30mm,以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎.制动鼓一般用铸铁制成，为了提高散热效果和具有较大的刚度，壁厚一般取6-10mm，并可在制动鼓中间开孔及在其外面加筋。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。 制动鼓内径尺寸应符合QC/T 309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定。查表取得D = 300 mm 壁厚取8mm 外筒壁厚取5mm二、 制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b制动鼓直径确定以后，摩擦片宽度和包角便决定了衬片的摩擦面积。面积愈大，单位压力愈小，从而磨损愈小，但宽度过大会使接触不均匀。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随车的总质量增大而增大.摩擦衬片的包角通常在=90 - 120范围内选取，试验表明。摩擦衬片包角=90-100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于120，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。因本方案着重改进已有产品中的散热增强热衰退性所以可选 取 =120摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减小磨损，但b的尺寸过大则不宜保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值，并按QC/T 3091999选取。由制动鼓内径可查表得到 b=45 mm而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即 A = Rb式中，以弧度（rad）为单位，当b、R、确定后. 所以 A = Rb = = 141.3 120-200 符合要求 三、 摩擦片布置 将摩擦片布置在制动蹄的中央四、 摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角0通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令0 = 有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置以改善制动效能和磨损的均匀性。所以 0 = 90= 90= 30五、 张开力P的作用线至制动器中心的距离a在满足制动轮缸或凸轮能布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取a=0.8R左右。所以 a=0.8R = 0.8 = 120 mm.六、 制动蹄支销中心的坐标位置d与c如图2-4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k应尽可能的小，以使尺寸c尽可能的大，初步设计可暂取c=0.8R左右。 所以 c=0.8R = 0.8 = 120 mm, d可由参考经验值取 26mm. 图2-4鼓式制动器的主要几何参数5制动鼓和制动蹄之间应有一定的间隙，一般为0.2-0.5mm。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过实验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦片（衬块）的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。第三章 制动器的设计计算3.1制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数BF有很大影响.掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律,有助于正确分析制动器因数.但用解析方法精确计算沿蹄片长度方向的压力分布规律比较困难,因此除了摩擦衬片有弹性容易变形外,制动鼓,制动蹄以及支承也会有弹性变形,但与摩擦衬片的变形量相比,则相对很小.故在通常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响,其他零件变形的影响较小,可忽略不计,即通常作以下一些假设, 1、 制动鼓 制动蹄为绝对刚性;2、在外力作用下,变形仅发生在摩擦衬片上:3、压力与变形符合虎克定律。经过磨合，制动鼓的内半径等于制动蹄摩擦片的外半径，单位压力沿蹄片的宽度方向均匀分布，则可认为沿蹄片圆周方向的单位压力分布密度与制动时蹄片外表面上相对应点的径向变形成正比，如果没有制动鼓的约束，既与相对应点的径向位移成正比。如果考虑摩擦片的磨损规律和制动蹄、制动鼓的弹性，那么单位压力分布将在蹄片两端附近出现较高的单位压力。因此实际的单位压力分布规律是相当复杂的。 制动蹄可设计成一个自由度和两个自由度的形式.其中绕支承销转动的蹄片只有一个自由度的运动:而在一般情况下,若浮动蹄的端部支承在斜支承面上,由于蹄的端部将沿支承面滚动或滑动,则这种蹄具有两个自由度的运动,因此其压力分布状况和绕支承销转动的蹄的压力分布状况有所区别.3.2具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的压力分布规律及径向变形规律