车辆毕业设计轻型载货汽车制动器设计（全套CAD图纸） .pdf

摘要 从汽车诞生时起 车辆制动器在车辆的安全方面就起着决定性作用 目前 汽车所用制动器几乎都是摩擦式的 可分为鼓式和盘式两大类 盘式制动 器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动 散热效果优于鼓式刹车 制动效 能的恒定性好 鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少 成本较低 便 于维修 由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器 所以普遍用于 后轮驱动的卡车上 但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统 使其造价较高 故轻型车一般还是使用前盘后鼓式 本设计前轴采用浮动钳盘式制动器 后轴采用制动器为领从蹄式鼓式制 动器 主要设计内容包括制动器结方案分析与选择 制动器主要参数的确 定与计算 盘式与鼓式制动器具体结构参数设计与强度校核 关键词 轻型载货汽车 盘式制动器 鼓式制动器 制动蹄 设计 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 billscar disc brake drum brakes brake shoes design 目录 摘要 i abstract ii 第 1 章 绪论 1 1 1 制动器的目的意义 1 1 2 制动器的研究现状 1 1 3 制动器的研究方法 2 1 4 本章小结 2 第 2 章 制动器方案论证分析与选择 3 2 1 制动器结构方案的确定 3 2 1 1 鼓式制动器结构方案的确定 3 2 1 2 盘式制动器结构方案的确定 6 2 2 制动器主要参数及其选择 7 2 2 1 制动器设计相关主要技术参数 8 2 2 2 同步附着系数 8 2 2 3 前后轴制动力矩分配系数 b 8 2 2 4 制动器最大制动力矩 9 2 3 本章小结 9 第 3 章 盘式制动器结构设计计算与校核 10 3 1 盘式制动器的主要参数确定 10 3 1 1 制动盘直径 d 10 3 1 2 制动盘厚度 h 10 3 1 3 摩擦衬片内半径 1 r与外半径 2 r 10 3 1 4 摩擦衬片工作面积 a 10 3 2 盘式制动器的主要零部件设计与计算 11 3 2 1 制动盘 11 3 2 2 制动钳 11 3 2 3 制动块 11 3 2 4 摩擦材料 12 3 2 5 制动轮缸 12 3 2 6 制动器间隙的调整方法 13 3 3 盘式制动器强度校核 13 3 3 1 摩擦衬片的磨损特性的计算 13 3 3 2 盘式制动器最大制动力矩的计算 14 3 3 3 盘式制动器最大制动力矩的计算 16 3 4 本章小结 18 第 4 章 鼓式制动器结构设计计算与校核 19 4 1 鼓式制动器的主要参数确定 19 4 1 1 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 19 4 2 鼓式制动器的主要零部件设计与计算 20 4 2 1 制动鼓 20 4 2 2 制动蹄 21 4 2 3 制动底板 21 4 2 4 制动蹄的支承 21 4 2 5 制动蹄片上的制动力矩与张开力 21 4 2 6 制动器因数与制动蹄因数的分析计算 26 4 2 7 驻车制动计算 28 4 2 8 制动轮缸的选择 29 4 3 鼓式制动器强度校核 31 4 3 1 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 31 4 3 2 制动蹄支承销剪切应力计算 32 4 3 3 回位弹簧强度校核 32 4 4 本章小结 33 结论 34 参考文献 35 致谢 36 附录 1 37 附录 2 39 第第 1 1 章章 绪论 1 1 制动器的目的意义 汽车是现代交通工具中用得最多 最普遍 也是最方便的交通运输工具 汽 车制动系是汽车底盘上的一个重要系统 而制动器是直接制约制动系统的机构 它是制约汽车运动的装置 汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性 随着公 路业的迅速发展和车流密度的日益增大 交通事故也不断增加 人们对安全性 可靠性要求越来越高 为保证人身和车辆的安全 必须为汽车配备十分可靠的制 动系统 据有关资料介绍 在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中 制动器 故障引起的事故为总数的 45 可见 制动器是保证行车安全的极为重要的一个 机构 此外 制动器的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率 也就 是保证运输经济效益的重要因素 本次设计是通过查阅相关资料 掌握制动器设计的基本步骤和要求 及制动器总 成的相关设计方法 运用汽车设计和汽车构造的基础知识 学习和利用 cad 绘图 软件对金杯牌 sy1030by2s 型轻型载货汽车的制动器进行设计使其具有足够的制 动效能以保证汽车的安全性 同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料 1 2 制动器的研究现状 作为制动系重要组成部分之一的制动器的发展对汽车的安全性 可靠性有着 极大的意义 国内目前乘用车主要采用前盘后鼓式和全盘式制动器 20 的乘用车采用前 盘后鼓式制动器 全鼓式制动器已在乘用车领域淘汰 商用车主要采用全鼓式制 动器 只有高档客车和有特殊需求的车辆才采用前盘后鼓式制动器和全盘式制动 器 随着对汽车制动性能的提高 越来越多的先进电子制动技术得到采用 盘式制动器相比鼓式制动器 盘式制动器的优势已经得到广泛认可 鼓式制动器 的制动力稳定性差 在不同路面上制动力变化很大 不易于掌控 而盘式制动器 在液力助力下制动力大 舒适性更强 性能稳定 在各种路面都有较鼓式制动器 更好的制动表现 尤其在长下坡等需要长时间制动的路段 虽然盘式制动器性能 优于鼓式制动器 但是由于技术和成本原因想要普及前盘后盘的形式还需一个长 期过程 目前国内只有中高档城际大客车普遍使用盘式制动器 鼓式制动器造价 便宜 而且符合传统设计 由于惯性的作用 前轮的负荷通常占汽车全部负荷的 70 80 前轮制动力要比后轮大 后轮起辅助制动作用 因此生产厂家为了节 省成本 大多数货车采用前盘后鼓的形式选择制动器类型 1 3 制动器的研究方法 根据课题内容 任务要求深入了解汽车制动系统的构造及工作原理 并收集 相关紧凑型轿车制动系统设计资料 参考现有研究成果 并进行深入的学习和分 析 借鉴经验 同时学习有关汽车零部件设计准则 充分学习和利用画图软件 并再次学习机械制图 画出符合标准的设计图纸 通过自己的研究分析 发挥自 己的设计能力并通过试验最终确定制动系统设计方案 1 4 本章小结 本章介绍了制动器的目的 意义及研究现状 并阐述了制动器主要的研究方 法 第 2 章 制动器方案论证分析与选择 2 1 制动器结构方案的确定 汽车制动器几乎均为机械摩擦式 即利用旋转元件与固定元件两工作表面间 的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车 一般摩擦式制动器按其旋转元件的形 状分为鼓式和盘式两大类 2 1 1 鼓式制动器结构方案的确定 鼓式制动器是最早形式的汽车制动器 当盘式制动器还没有出现前 它已经 广泛用干各类汽车上 鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器 两种结构型式 内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动 蹄 后者则安装在制动底板上 而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖 套管的凸缘上 其旋转的摩擦元件为制动鼓 车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓 上 制动时 利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路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 制动鼓的外因柱表面与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 故又称为带式制动器 在汽车制动系中 带式制动器曾仅用作 一些汽车的中央制动器 但现代汽车已很少采用 所以内张型鼓式制动器通常简 称为鼓式制动器 通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构 鼓式制动 器按蹄的类型分为 1 领从蹄式制动器 如 2 1 图所示 若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向 制 动鼓正向旋转 则蹄 1 为领蹄 蹄 2 为从蹄 汽车倒车时制动鼓的旋转方向变 为反向旋转 则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了 这种当制动鼓正 反方向 旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器 领 蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧 即摩擦力矩具有 增势 作用 故又称为增势蹄 而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势 即摩擦力矩具有 减势 作用 故又称为减势蹄 增势 作用使领蹄所受的法向反力增大 而 减势 作用使 从蹄所受的法向反力减小 领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平 但由于其在汽车前进与倒 车时的制动性能不变 且结构简单 造价较低 也便于附装驻车制动机构 故这 种结构仍广泛用于中 重型载货汽车的前 后轮制动器及轿车的后轮制动器 2 双领蹄式制动器 若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器 则称为双领蹄式制动器 显然 当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式 制动器 如图 2 2 所示 两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动 两套制动蹄 制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的 因此 两蹄对制 动鼓作用的合力恰好相互平衡 故属于平衡式制动器 双领蹄式制动器有高的正向制动效能 但倒车时则变为双从蹄式 使制动效能大 降 这种结构常用于中级轿车的前轮制动器 这是因为这类汽车前进制动 时 前轴的动轴荷及 附着力大于后轴 而倒车时则相反 3 双向双领蹄式制动器 如图 2 3 当制动鼓正向和反向旋转时 两制动助均为领蹄的制动器则称为双 向双领蹄式制动器 它也属于平衡式制动器 由于双向双领蹄式制动器在汽车前 进及倒车时的制动性能不变 因此广泛用于中 轻型载货汽车和部分轿车的前 后车轮 但用作后轮制动器时 则需另设中央制动器用于驻车制动 4 单向增力式制动器 单向增力式制动器如 2 4 图所示两蹄下端以顶杆相连接 第二制动蹄支承 在其上端制动底板上的支承销上 由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡 因 此它居于一种非平衡式制动器 单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能 很高 且高于前述的各种制动器 但在倒车制动时 其制动效能却是最低的 因此 它仅用于少数轻 中型货车和轿车上作为前轮制动器 5 双向增力式制动器 将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸 其上端的 支承销也作为两蹄共用的 则成为双向增力式制动器如图 2 5 对双向增力式制 动器来说 不论汽车前进制动或倒退制动 该制动器均为增力式制动器 双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多 而且常常将其作为行车制动 与驻车制动共用的制动器 但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力 进行制动 而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉器也广泛用作汽车的中央 制动器 因为驻车制动要求制动器正向 反向的制动效能都很高 而且驻车制动 若不用于应急制动时也不会产生高温 故其热衰退问题并不突出 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差 容易导致制动效率下 降 因此 在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器 但由于成本比较低 仍然在一些经济型车中使用 主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动 本次 设计最终采用的是领从蹄式制动器 将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸 其上端的 支承销也作为两蹄共用的 则成为双向增力式制动器如图 2 5 对双向增力式制 动器来说 不论汽车前进制动或倒退制动 该制动器均为增力式制动器 双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多 而且常常将其作为行车制动与驻 车制动共用的制动器 但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行 制动 而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉器也广泛用作汽车的中央制动 器 因为驻车制动要求制动器正向 反向的制动效能都很高 而且驻车制动若不 用于应急制动时也不会产生高温 故其热衰退问题并不突出 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差 容易导致制动效率下 降 因此 在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器 但由于成本比较低 仍然在一些经济型车中使用 主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动 本次 设计最终采用的是领从蹄式制动器 图 2 1 领从蹄式制动器图 2 2 双领蹄式制动器 图 2 3 双向双领蹄式制动器图 2 4 单向增力式制动器 图 2 5 双向增力式制动器 2 1 2 盘式制动器结构方案的确定 盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类 1 钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器 浮钳盘式制动 器等 定钳盘式制动器 这种制动器中的制动钳固定不动 制动盘与车轮相联并在 制动钳体开口槽中旋转 具有下列优点 除活塞和制动块外无其他滑动件 易于 保证制动钳的刚度 结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多 容易实现从鼓 式制动器到盘式制动器的改革 能很好地适应多回路制动系的要求 浮动盘式制动器 这种制动器具有以下优点 仅在盘的内侧有液压缸 故轴向尺 寸小 制动器能进一步靠近轮毂 没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却 条件好 所以制动液汽化的可能性小 成本低 浮动钳的制动块可兼用于驻车制 动 浮钳盘式制动器按结构分可分旋转部分 制动盘 固定部分 制动钳总成 促动装置 制动轮缸 和摩擦部分 制动块总成 所以浮钳盘式制动器的结构 设计主要是包括制动器总成 制动钳总成和制动块总成三个部分 2 全盘式 在全盘式制动器中 摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘 制动时各盘 摩擦表面全部接触 其作用原理与摩擦式离合器相同 由于这种制动器散热条件 较差 其应用远没有浮钳盘式制动器广泛 通过对盘式 鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较 有如下均一些突出优点 制动稳定性好 的效能因素与摩擦系数关系的 k p 曲线变化平衡 所以对摩 擦系数的要求可以放宽 因而对制动时摩擦面间为温度 水的影响敏感度就低 所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性 盘式制动器制动时 汽车减速度与制动管路压力是线性关系 而鼓式制动器 却是非线性关系 输出力矩平衡 而鼓式则平衡性差 制动盘的通风冷却较好 带通风孔的制动盘的散热效果尤佳 故热稳定性好 制动时所需踏板力也较小 车速对踏板力的影响较小 但盘式制动器制动效能低 兼做驻车制动时需加装辅助制动装置因而在后轮 上应用受到限制 abc a 固定钳式 b 浮动钳式 c 摆动钳式 图 2 6 钳盘式制动器示意图 1 制动盘 2 制动钳体 3 4 制动块总成 5 活塞 6 支架 7 导向销 图 2 7浮钳盘式制动器工作原理示意图 综合以上优缺点最终确定金杯牌 sy1030by2s 型轻型载货汽车采用前盘后鼓 式 并采用浮钳盘式和领从蹄式制动器 2 2 制动器主要参数及其选择 2 2 1 制动器设计相关主要技术参数 整车质量 空载 1820kg 满载 3005kg 质心高度 空载 hg 0 23m 满载 hg 0 22m 轴距 l 3 34m 最高车速 95km h 车轮工作半径 357mm 369mm 轮胎 6 50 16 7 00 16 同步附着系数 0 0 6 轴荷 1315 1690 2 2 2 同步附着系数 1 当 0 时 制动时总是前轮先抱死 这是一种稳定工况 但丧失了转向能力 2 当 0 时 制动时总是后轮先抱死 这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方 向稳定性 3 当 0 时 制动时汽车前 后轮同时抱死 是一种稳定工况 但也丧失了转 向能力 分析表明 汽车在同步附着系数为 的路面上制动 前 后车轮同时抱死 时 其 制动减速度为gqgdtdu 0 即 0 q q为制动强度 而在其他附着系数 的路面上制动时 达到前轮或后轮即将抱死的制动强度 q 这表明只有在 0 的路面上 地面的附着条件才可以得到充分利用 根据相关资料查出轻型载货汽车同步附着系数 0 0 5 取 0 6 2 2 3 前后轴制动力矩分配系数 b 根据所给定的同步附着系数 0 由公式 l hl g02 2 1 满载时 6 0 34 3 22 0 6 087 1 2 2 4 制动器最大制动力矩 由轮胎与路面附着系数所决定的后轴最大附着力矩 由公式 12g qhl l g f 2 2 ege rqhl l g rfm 12max2 2 3 式中 该车所能遇到的最大附着系数 0 8 q 制动强度 e r 车轮有效半径 max2 m 后轴最大制动力矩 g 汽车满载质量 l 汽车轴距 其中77 0 22 0 6 08 0 47 1 8 047 1 01 1 g hl l q mnrqhl l g rfm ege 345 34 3 369 0 8 0 22 0 77 0 47 1 3005 12max2 2 3 本章小结 本章介绍了制动器结构方案的确定及盘式 鼓式制动器的主要分类 制动器 主要参数及选择 制动力矩分配系数 同步附着系数及制动器最大制动力矩 第 3 章 盘式制动器结构设计计算与校核 3 1 盘式制动器的主要参数确定 3 1 1 制动盘直径 d 制动盘直径 d 希望尽量大些 这时制动盘的有效半径就得以增大 就可以降 低制动钳的夹紧力 降低摩擦衬块的单位压力和工作温度 但制动盘直径 d 受轮 辋直径的限制 通常 制动盘的直径 d 选择为轮辋直径的 70 79 而总质量 大于 2t的汽车应取其上限 本设计的盘式制动器是轻型载货汽车盘式制动器设计 因轮辋直径为 16 英寸 换算后为 406 4mm 则 d 取 406 4 0 79 321mm 3 1 2 制动盘厚度 h 制动盘厚度直接影响着制动盘质量和工作时的温升 为使质量不致太大 制 动盘厚度应取得适当小些 为了降低制动工作时的温升 制动盘厚度又不宜过小 制动盘可以制成实心的 而为了通风散热 又可在制动盘的两工作面之间铸出通 风孔道 通常 实心制动盘厚度可取为 10mm 20mm 具有通风孔道的制动盘的 两工作面之间的尺寸 即制动盘的厚度取为 20mm 50mm 但多采用 20mm 30mm 本设计采用通风制动盘 厚度取 20mm 3 1 3 摩擦衬片内半径 1 r与外半径 2 r 推荐摩擦衬块的外半径 2 r 与内半径 1 r的比值不大于 1 5 若此比值偏大 工作时摩擦衬块外缘与内缘的周围速度相差较大 则其磨损就不会均匀 接触面 积将减小 最终会导致制动力矩变化大 初选外径略小于制动盘直径故选 1 r 100mm 2 r 150m 3 1 4 摩擦衬片工作面积 a 推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有汽车质量在 1 6kg cm 2 3 5kg cm2范 围内选取 因汽车质量为 3005kg 则取一个制动器的摩擦衬块的工作面积为 120 cm 2 3 2 盘式制动器的主要零部件设计与计算 3 2 1 制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成 或者添用 cr ni等的合金铸铁制成 其结 构形状有平板形和礼帽形两种 后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸 制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力 而且承受着热负 荷 为了改善冷却效果 钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双 层盘 这样可以大大的增加散热面积 降低温升约 20 30 但盘的整体厚度 较厚 重型货车制动盘其厚度在 20mm 22 5mm 之间 而一般不带通风槽的制动 盘 其厚度约在 10mm 13mm 之间 制动盘的工作表面应光洁平整 制造时应严格控制表面的跳动量 两侧表面 的平行度 厚度差 及制动盘的不平衡量 本设计制动盘厚度选为 20mm 3 2 2 制动钳 制动钳由可锻铸铁 kth370 12 或球墨铸铁 qt400 18 制造 也有用轻合金 制造的 例如用铝合金压铸 可做成整体的 也可做成两半并由螺栓连接 其外 缘留有开口 以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块 制动钳应有高的强度 和刚度 一般多在钳体加工中加工出制动油缸 也有将单独制造的油缸装嵌入钳 体中的 钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的油缸大的多 轿车钳盘式制动 油缸的直径最大可达 68 1mm 单缸 或 45 4mm 双缸 客车和货车可达 82 5mm 单缸 或 79 4mm 双缸 为了减少传给制动液的热量 多将杯形活塞的开口 端顶靠制动块的背板 有的将活塞开口端部切成阶梯状 形成两个相对且在同一 平面内的小半圆环形端面 活塞由铸铝合金制造或由钢制造 为了提高其耐磨损 性能 活塞的工作表面进行镀鉻处理 当制动钳体由铝合金制造时 减少传给制 动液的热量则称为必须解决的问题 为此 应减小活塞与制动块背板的接触面积 有时也可采用非金属活塞 制动钳在汽车上的安装位置可在半轴的前方或后方 制动钳位于车轴前可避 免轮胎甩出来的泥 水进入制动钳 位于车轴后则可减少制动时轮毂轴承的合成 载荷 本设计的制动钳位于车轴前 3 2 3 制动块 制动块由背板和摩擦衬块构成 两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起 衬块多为扇形 也有矩形正方形 正方形或长圆形的 活塞应能压住尽量多的制 动块的面积 以免衬块发生卷角而引起尖叫声 制动块背板由钢板制成 为了避 免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液汽化和减小制动噪声 可在摩擦衬 块与背板之间或在背板后粘 或喷涂 一层隔热减震垫 胶 由于单位压力大 和工作温度高等原因 摩擦衬块的磨损较快 因此其厚度较大 据统计 轿车和 轻型汽车摩擦衬块的厚度在 7 5mm 16mm 之间 中 重型汽车的摩擦衬块的厚度 在 14mm 22mm 之间 许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置 以便能及时更换摩擦衬块 本设计摩擦块厚度选为 12mm 3 2 4 摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数 抗热衰退性能好 不能在温度升 到某一数值后摩擦系数突然急剧下降 材料的耐磨性好 吸水率低 有较高的耐 挤压和耐冲击性能 制动时不产生噪声和不良气味 应尽量采用少污染和对人体 无害的摩擦材料 目前在制动器中广泛采用着模压材料 它是以石棉纤维为主并与树脂粘结 剂 调整摩擦性能的填充剂 由无机粉粒及橡胶 聚合树脂等配成 与噪声消除剂 主要成分为石墨 等混合后 在高温下模压成型的 模压材料的挠性较差 故应 按衬片或衬块规格模压 其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料 使衬片或 衬块具有不同的摩擦性能和其他性能 另一种是编织材料 它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布 再 浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成 其挠性好 剪切后可以直接铆到任何半径的 制动蹄或制动带上 在 100 120 温度下 它具有较高的摩擦系数 f 0 4 冲击强度比模压材料高 4 5 倍 但耐热性差 在 200 250 以上即不能承受 较 高的单位压力 磨损加快 因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动 器 尤其是带式中央制动器 粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分 占质量的 60 80 加 上石墨 陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂 用粉末冶金方法制成 其抗 热衰退和抗水衰退性能好 但造价高 适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车 等制动器负荷重的汽车 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 0 3 0 5 少数可达 0 7 设计计算制 动器时一般取 0 3 0 35 选用摩擦材料时应注意 一般说来 摩擦系数愈高的 材料其耐磨性愈差 本设计的摩擦材料的摩擦系数取 0 3 3 2 5 制动轮缸 制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构 其结构简单 在车轮 制动器中布置方便 轮缸的缸体由灰铸铁 ht250 制成 其缸筒为通孔 需镗磨 活塞由铝合金制造 活塞外端压有钢制的开槽顶块 以支承插入槽中的制动蹄腹 板端部或端部接头 轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面 处的橡胶皮碗密封 多数制动轮缸有两个等直径活塞 此盘式制动器用一个单活 塞制动轮缸推动 3 2 6 制动器间隙的调整方法 制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙 以保证制动盘能自 由转动 一般说来 盘式制动器的设定间隙为 0 1mm 0 3mm 单侧为 0 05mm 0 15mm 此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失 因而间隙量应尽量小 另外 制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或摩擦衬块的磨损而使间隙加大 因 此制动器必须设有间隙调整机构 本设计采用一次调准式间隙自调装置 3 3 3 盘式制动器强度校核 3 3 1 摩擦衬片的磨损特性的计算 摩擦衬片的磨损 与摩擦副的材质 表面加工情况 温度 压力以及相对滑 磨速度等多种因素有关 因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的 但试验表 明 摩擦表面的温度 压力 摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素 汽车的制动过程是将其机械能 动能 势能 的一部分转变为热量而耗散的过程 在制动强度很大的紧急制动过程中 制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任 务 此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中 致使制动器温度升高 此即 所谓制动器的能量负荷 能量负荷愈大 则衬块的磨损愈严重 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标 比能量耗散率又称为 单位功负荷或能量负荷 它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量 9 其单 位为 w mm 2 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 1 2 2 2 1 1 2 2 1 ta vvm e a 3 1 1 2 2 1 2 2 2 2 1 2 ta vvm e a 3 2 j vv t 21 3 3 式中 汽车回转质量换算系数 ma 汽车总质量 v1 v2 汽车制动初速度 与终速度 m s 计算时轻型载货汽车取 v1 95km h j 制动减速度 m s 2 计 算时取 j 0 6g t 制动时间 s a1 a2 前 后制动器衬块的摩擦面积 制动力分配系数 在紧急制动到v2 0 时 并可近似地认为 1 则有 1 2 1 1 22 1 ta vm e a 3 4 1 22 1 2 2 1 2 ta vm e a 3 5 将 v2 0 1 ma 3005kg v1 22 2m s a1 120cm 2 0 6 代入式 3 3 可求得 t 3 7s 代入式 3 4 则可求得e1 5 08 w mm 2 6 0w mm2 轻型货车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6 0w mm 2 比能量耗散率过高 不仅会加速制动衬片 衬块 的磨损 而且可能引起制动盘的龟裂 经校核 a1 120cm 2符合要求 3 3 2 盘式制动器最大制动力矩的计算 如图 3 1 所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况 图 3 1制动时的汽车受力图 根据图 3 1 给出的汽车制动时的整车受力情况 并对后轴车轮的接地点取力矩 得平衡式为 g h dt du mgllz 21 3 6 对前轴车轮的接地点取力矩 得平衡式为 g h dt du mgllz 12 3 7 式中 z1 汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力 n z2 汽车制动时水 平地面对后轴车轮的法向反力 n l 汽车轴距 mm l1 汽车质心离前轴距离 mm l2 汽车质心离后轴距离 mm g h 汽车质心高度 mm g 汽车 所受重力 n m 汽车质量 dt du 汽车制动减速度 m s 2 若在附着系数为 的路面上制动 前 后轮均抱死 此时汽车总的地面制动力 21bbb fff 于汽车前 后轴车轮的总的附着力 21 fff dt du mgffb 3 8 可得水平地面作用于前 后轴车轮的法向反作用力的另一表达式 lhlgz g 21 3 9 lhlgz g 22 3 10 gq dt du g g fff bbb 21 3 11 式中 q 制动强度 fb1 fb2 前后轴车轮的地面制动力 前后轴车轮的附着力为 g g b qhl l g l h f l l gf 2 2 1 3 12 2 2 2g g b qhl l g l h f l l gf 3 13 由式 4 12 式 4 13 可求得在任何附着系数 的路面上 前 后轮同时 抱死即前 后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为 gff ff 21 3 14 1 2 2 1 g g f f hl hl f f 3 15 式中 ff1 前轴车轮的制动器制动力 ff1 fb1 z1 3 16 ff2 前轴车轮的制动器制动力 ff2 fb2 z2 3 17 fb1 前轴车轮的地面制动力 fb2 前轴车轮的地面制动力 z1 z2 地面对前 后轴车轮的法向反力 g 汽车重力 l1 l2 汽车质心离前 后轴的距离 hg 汽车质心高度 本设计为轻型载货汽车 满载质量为 3005 0 6 l 3340 l1 1470mm l2 1870mm hg 220mm 根据式 3 9 3 10 可得 z1 17652n z2 15324n 由式 3 12 3 13 可求得 f 1 1069n f 2 666n 最大制动力矩是汽车附着质量被完全利用的条件下获得的 这时制动力与地面作 用于车轮的法向力 z1 z2成正比 由式 3 14 3 15 可知 双轴汽车前 后 车 轮附着力同时被充分利用或前 后 轮同时抱死的制动力之比为 47 1 2 1 2 1 z z f f f f 通常 此比值 轿车约为 1 3 1 6 经校核 符合要求 前轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为 egref rqhl l g zt 21max1 3 18 式中 re 车轮有效半径 本设计为轻型载货汽车 轮胎型号为 6 50 16 则有效 半径 re 357mm 根据式 3 13 可得 tf1max 350n m 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上式计算所得结果的半值 3 3 3 盘式制动器最大制动力矩的计算 对于常见的扇形摩擦衬块 如果其径向尺寸不大 取作用半径 r 为平均半 径 rm或有效半径 re已足够精确 如图 3 2 所示 平均半径为 2 21 rr rm 3 19 式中 r1 r2 扇形摩擦衬块的内半径和外半径 图 3 2钳盘式制动器的作用半径计算用简图 根据图 3 2 在任一单元面积 rdrd上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 drdfqr2 式中 q 为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力 则单侧制动块作 用于制动盘上的制动力矩为 3 2 2 3 1 3 2 21 2 1 rrfqdrdfqr t r r 3 20 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为 2 1 2 2 2 1 rrfqfqrdrdfn r r 3 21 得有效半径为 2 21 1 3 4 3 2 2 2 21 21 2 1 2 2 3 1 3 2 rr rr rr rr rr fn t r f e 3 22 令m r r 2 1 则有 me r m m r 1 1 3 4 2 3 23 因1 2 1 r r m 4 1 1 2 m m 故 me rr 当 21 rr 1 m me rr 但当 m 过小 即扇形的径向宽度过大 衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大 磨损将不均匀 因而单位压力分布将不均匀 则上述计算方法失效 根据摩擦衬块的外半径 r1与内半径 r2的比值不大于 1 5 则取 r1 100r2 150 可得作用半径 r 125 盘式制动器的计算用简图如图 3 3 所示 图 3 3盘式制动器的计算用简图 今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好 且各处的单位压力分布均匀 则盘式 制动器的制动力矩为 fnrtf2 3 24 式中 f 摩擦系数 n 单侧制动块对制动盘的压紧力 见图 3 3 r 作用 半径 取 f 0 3 由fnrtt ff 2 max1 可得n 12053 49n tf 846 15 n m 3 4 本章小结 本章主要是盘式制动器主要参数的确定及设计盘式制动器的主要原件 1 制 动钳 2 制动块 3 摩擦材料 4 制动轮缸 5 制动器间隙调整方法 对摩擦衬片 的磨损特性 盘式制动器最大制动力矩 制动力矩进行分析计算 通过对盘式制 动器的设计计算 使我掌握了盘式制动器的主要原件的计算过程以及分析方法 第 4 章 鼓式制动器结构设计计算与校核 4 1 鼓式制动器的主要参数确定 4 1 1 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 1 结构参数 1 制动鼓直径 d 轮胎规格为 7 00 16 dr 2 54 16 406 4mm 根据商用车 d dr 0 70 0 83 之间 故取 0 8 d dr 0 8 325 12mm 2 制动蹄摩擦衬片的包角 和宽度 b 摩擦衬片的包角 在 12090 范围内选取 取 100 根据单个制动器总的衬片摩擦面积 a 取 250 400 2 cm 初选 a 300 2 cm r a b 其中 为弧度 r d 2 325 12 2 162 56mm mmb106 180 10056 162 30000 3 摩擦衬片初始角 的选取 根据 40 2 100 90 0 4 张开力 p 作用线至制动器中心的距离 a 根据 a 0 8r 得 a 0 8 162 56 130 048mm 取 130mm 制动蹄支撑销中心的坐标位置 k 与 c 根据 c 0 8r 得 c 0 8 162 56 130 048mm 取 130mm 2 摩擦片的摩擦系数 选择摩擦片时 不仅希望其摩擦系数要高些 而且还要求其热稳定行好 受 温度和压力的影响小 不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数 应提高对摩擦系 数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求 在假设的理想 条件下计算制动器的制动力矩 取 f 0 3 可使计算结果接近实际值 另外 在选 择摩擦材料时 应尽量采用减少污染和对人体无害的材料 所以选择摩擦系数 f 0 3 4 2 鼓式制动器的主要零部件设计与计算 4 2 1 制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量 制动时温升不应超过极限值 制 动鼓材料应与摩擦衬片相匹配 以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均 匀 制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位 并在两者装配紧固后精加工 制动鼓内工作表面 以保证两者的轴线重合 两者装配后还需进行动平衡 其许 用不平衡度对轿车为 15n cm 20n cm 对货车和客车为 30n cm 40n cm 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑 壁厚取大些也有利于增大其 热容量 但试验表明 壁厚由 11 mm 增至 20 mm 时 摩擦表面的平均最高温度 变化并不大 一般铸造制动鼓的壁厚 轿车为 7mm 12mm 中 重型载货汽车为 13mm 18mm 制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔 用于检查制动器间隙 本次设计 采用的材料是灰铸铁 ht200 4 2 2 制动蹄 制动蹄腹板和翼缘的厚度 轿车的约为 3mm 5mm 货车和客车的约为 5mm 8mm 摩擦衬片的厚度 轿车多为 4 5mm 5mm 货车和客车多为 8mm 以上 衬片 可铆接或粘贴在制动蹄上 粘贴的允许其磨损厚度较大 使用寿命增长 但不易 更换衬片 铆接的噪声较小 本次制动蹄采用的材料为 kth370 12 4 2 3 制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体 应保证各安装零件相互间 的正确位置 制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩 因此它应有足够的刚 度 为此 由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状 重型汽车则采用 可联铸铁 kth370 12 的制动底板 刚度不足会使制动力矩减小 踏板行程加大 衬片磨损也不均匀 本次设计采用可联铸铁 kth370 12 4 2 4 制动蹄的支承 二自由度制动筛的支承 结构简单 并能使制动蹄相对制动鼓自行定位 为 了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心 应使支承位置可调 例如采用偏心支承销或偏心轮 支承销由 45 号钢制造并高 频淬火 其支座为可锻铸铁 kth370 12 或球墨铸铁 qt400 18 件 青铜偏心 轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损 长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置 避免侧向偏摆 有时在制 动底板上附加一压紧装置 使制动蹄中部靠向制动底板 而在轮缸活塞顶块上或 在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入 以保持制动蹄的正确位 置 4 2 5 制动蹄片上的制动力矩与张开力 计算鼓式制动器 必须查明蹄压紧到制动鼓上的力与产生制动力矩之间的关 系 为计算有一个自由度的蹄片上的力矩 在摩擦衬片表面取一横向微元面积 它位于 a 角内 面积为 brda 其中 b 为摩擦衬片宽度 单元面积 brda r 为制 动鼓半径 制动鼓作用在微元面积上的法向力为 adabrqqbrdadnsin max 4 1 而摩擦力 fdn 产生的制动力矩为 adafbrqfrdndttfsin 2 max 4 2 从 到 a区段积分上式得到 cos cos 2 max fbrqttf 4 3 法向压力均匀分布时 有 brdaqdn p 2 fbrqtt pf 4 4 由 4 3 4 4 可求出不均匀系数 cos cos 4 5 由 4 3 4 4 给出的是由压力计算制动力矩的方法 在实际计算中也可以 采用由张开力 p 计算制动力矩 ft t的方法 且更为方便 图 4 1 计算制动力矩简图图 4 2 计算张开力简图 增式蹄产生的制动力矩 tf t 可表达如下 11 fnt f t 4 6 式中 f 摩擦系数 1 n 单元法向的合力 1 摩擦力的 1 fn 的作用半径 若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小便可计算出蹄的制动力矩 如图 4 1 所示为了计算 1 n 与张开力 1 p 的关系式 写出制动蹄上力的平衡方程式 0 sin coscos 111101 nsp x 4 7 0 1111 nfcsap x 4 8 式中 x s1 支承反力在 1 x 轴上的投影 11 x 轴与 1 n 的作用线之间的夹角 cacah cos 4 9 联立 4 6 4 7 式得到 111 1 1 sin cos ffc hp n 4 10 将式 4 10 带入式 4 6 中得到领蹄的制动力矩为 11 111 11 1 sin cos bp ffc fhp tf 4 11 对于从蹄可得类此的表达式 22 222 22 2 sin cos bp ffc fhp tf 4 12 为了确定 21 及 21 必须求出法向力n及其分量 如果将dn看作是它投影在 1 x 轴和 1 y 轴上的分量 x dn 和 y dn 的合力 根据公式 4 1 有 4 2sin 2sin2 sinsin max2 max brq dabrqdnnx 4 12 式中 4 2cos 2 cos cossincos max max brq dabrqdnnx 4 13 所以 2sin 2sin2 2cos 2cos arctan arctan y x n n 4 14 式 中 100 摩 擦 衬 片 起 始 角 40 0 题 目 取 10 0 a则 30 00 130 2 7 60sin 1302sin 180 100 2 1302cos 302cos arctan arctan 1 y x n n 根据 4 3 4 6 得 yx nnn 1 则有 22 1 2sin 2sin2 2cos 2 cos cos cos4 r 那么 mm 3 182 60sin260sin745 1 2 602cos60 cos 130cos30 cos56 1624 22 1 根据 111 1 1 sin cos ffc fh b 和 222 2 2 sin cos ffc fh b 其中 3 0 fmm a c132 10cos 130 cos 0 mmcah260130130 2 7 1 因此 mm ffc fh b 7 175 3 1823 0 2 7sin3 02 7 cos132 3 1822603 0 sin cos 111 1 1 由于领蹄与从蹄对称布置 所以 21 21 得出 7 78 3 182 3 0 2 7sin3 02 7 cos132 3 1822603 0 sin cos 222 2 2 ffc fh b 对具有两蹄的制动器来说 其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和即 221121 bpbpttt tftff 4 15 对凸轮张开机构 其张开力可有前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求 出 1 1 1 5 0 b t p tf 2 2 2 5 0 b t p tf 知道了制动力矩与张开力的关系 计算鼓上的制动力矩 在汽车设计时应满足最 大制动力 ff max f 为附着力 根据公式 gf 式中 地面附着系数8 0 干水泥混凝土路面 汽车重力ng294498 93005 ngf235597 029449 根据前后车轮制动器制动力分配系数 5 1 6 01 6 0 1 2 1 f f 4 16 nff23559 联立 4 16 得nf 4 14135 1 nf 6 9423 2 单个后轮制动器制动力n n f f 8 4711 2 6 9423 2 2 2 单个后轮制动力矩为 r rft 2 4 17 式中 r r 为车轮滚动半径 由于 sy1030by2s 型选