客车制动系统设计【制动器】【4张图/13500字】【优秀机械毕业设计论文】

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关键词：: 客车制动系统设计制动器优秀优良机械毕业设计论文

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文档包括:
说明书一份,41页,13500字左右.
英文翻译一份.

图纸共4张:
A0-制动器装配图.dwg
A1-制动管路.dwg
A1-制动气室.dwg
A1-制动蹄.dwg

摘要

随着大型客车市场的竞争加剧，提高设计效率、提高制动性能，使制动系工作可靠发挥汽车高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性，降低成本等，已经成为主要的竞争手段。因此，对客车制动器的设计是非常重要的。
本设计是针对CA6120D116大型客车后轮的鼓式制动器及相应驱动机构的设计。设计中采用的是S型凸轮鼓式制动器，驱动机构采用气压驱动。
本文介绍了论文研究的目的和意义、鼓式制动器的各种结构型式及选择、并对相关参数及结构进行选择及设计计算，然后对制动气室进行设计计算，最后对数据强度校核。
关键词：客车，制动系统，鼓式制动器，气压驱动

Abstract
With the large bus market competition, improve the design efficiency, improve braking performance, the braking system to play a reliable high-speed dynamic performance of vehicle and to ensure driving safety, reduce costs and so on, has become a major means of competition. Therefore, the design of bus brakes is very important.
This design is for CA6120D116 large bus rear drum brake and the corresponding drive mechanism design.It is used S-cam drum brakes and pneumatic-driven drive mechanism.
This article describes the purpose and significance of the research, various structural types of drum brakes, and choice, and select the relevant parameters and structure and design calculations, and then the brake chamber design calculations, the final strength check of data.
Keywords：Bus, Brake System，Drum brake，Pressure-driven

目录
摘要 Ⅰ
Abstract Ⅱ

第1章绪论 1
1.1 论文研究的目的及意义 1
1.2 论文研究的方向 1
1.3 制动系的功用及应满足的要求 2
第2章鼓式制动器的结构型式及选择 4
2.1 领从蹄式制动器 6
2.2 双领蹄式制动器 8
2.3 双向双领蹄式制动器 9
2.4 单向增力式制动器 9
2.5 双向增力式制动器 10
2.6 鼓式制动器方案的确定 10
2.6.1 制动效能因数 10
2.6.2 本设计中鼓式制动器的优选 11
第3章制动器的主要参数及选择 13
3.1 制动力与制动力分配系数 13
3.2 同步附着系数 16
3.3 制动强度和附着系数利用率 18
3.4 制动器最大制动力矩 19
3.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 19
3.5.1 鼓式制动器的结构参数 19
3.5.2 摩擦片摩擦系数 21
第4章鼓式制动器的设计计算 22
4.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律 22
4.2 制动蹄片上的制动力矩 22
4.3 S型凸轮气制动器因数的分析计算 27
4.4 摩擦衬片的磨损特性计算 28
4.5 制动器热容量和温升的核算 29
第5章制动器主要零部件的结构设计与强度计算 31
5.1 鼓式制动器主要零部件的结构设计 31
5.1.1 制动鼓 31
5.1.2 制动蹄 32
5.1.3 制动底板 32
5.1.4 制动蹄的支承 32
5.1.5 凸轮式张开机构 32
5.1.6 摩擦材料 33
5.1.7 制动器间隙的调整方法及相应机构 33
5.2 鼓式制动器主要零件的强度计算 33
5.2.1 制动凸轮轴的计算 33
5.2.2 制动蹄支承销的剪切应力计算 34
5.2.3 紧固摩擦片铆钉的剪切应力计算 36
第6章气压制动驱动机构的制动气室设计计算 37
结论 39
致谢 40
参考文献 41
附录1 译文 42
附录2 英文参考资料 44

客车制动系统设计[鼓式]

内容简介：: 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题目客车制动系统设计专业车辆工程学号 1069330118 学生赵丹丹指导教师邹玉凤答辩日期哈工大华德学院哈工大华德学院毕业设计（论文）评语姓名：赵丹丹学号： 1069330118 专业：车辆工程毕业设计（论文）题目：客车制动系统设计工作起止日期： 2010 年 10 月 10 日起 2010 年 12 月 28 日止指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见： _ 指导教师签字：指导教师职称：评阅人评阅意见： _ _ _ _ 评阅教师签字： _ 评阅教师职称： _ 答辩委员会评语： _ 根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生毕业设计（论文）答辩成绩评定为：对毕业设计（论文）的特殊评语： _ 答辩委员会主任（签字）：职称： _ 答辩委员会副主任（签字）：答辩委员会委员（签字）： _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ 年月日哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书姓名：赵丹丹院（系）：汽车工程系专业：车辆工程班号： 0793111 任务起至日期： 2010 年 10 月 10 日至 2010 年 12 月 28 日毕业设计（论文）题目：客车制动系统设计立题的目的和意义：制动系的功用是强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密集度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。本设计可选用 12m 长大型客车为参照，选择气压制动，与之相配合的应是凸轮式制动器。因为是 12m 大型客车的后轮制动，所以选择内张型鼓式制动器。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和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。由于结合以上特点，此设计后轮选用从蹄式制动器。技术要求与主要内容：设计内容包括汽车制动器的功用与设计要求，结构方案的分析，制动器主要零件的选择及主要参数的选取，制动器各种参数的计算，气压驱动机构中制动气室的设计及计算，并对以上计算进行校核。方案论证及结构形式的选择，是本设计的一项主要内容，它包括鼓式制动器和制动气室，并详细对它们的各种型式进行结构及优缺点分析。进度安排： 2010 年 10 月 10 日至 22 日组织资料，撰写开题报告； 2010 年 10 月 22 日开题答辩； 2010 年 10 月 23 日至 11 月 19 日完成各零部件的参数计算及校核； 2010 年 11 月 19 日至 26 日接受中期检查； 2010 年 11 月 27 日至 12 月 10 日完成各零件图及装配图的绘制和论文的初稿； 2010 年 12 月 10 日至 24 日对图纸及论文进行修改； 2010 年 12 月 28 日至 28 日接受终期答辩同组设计者及分工：该设计由本人一人独立完成指导教师签字 _ 年月日系（教研室）主任意见：系（教研室）主任签字 _ 年月日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）要随着大型客车市场的竞争加剧，提高设计效率、提高制动性能，使制动系工作可靠发挥汽车高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性，降低成本等，已经成为主要的竞争手段。因此，对客车制动器的设计是非常重要的。本设计是针对相应驱动机构的设计。设计中采用的是 S 型凸轮鼓式制动器，驱动机构采用气压驱动。本文介绍了论文研究的目的和意义、鼓式制动器的各种结构型式及选择、并对相关参数及结构进行选择及设计计算，然后对制动气室进行设计计算，最后对数据强度校核。关键词：客车，制动系统，鼓式制动器，气压驱动哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） to a of to so a of of is is is of of of 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）录摘要 . . 第 1 章绪论 . 1 文研究的目的及意义 . 1 文研究的方向 . 1 动系的功用及应满足的要求 . 2 第 2 章鼓式制动器的结构型式及选择 . 4 从蹄式制动器 . 6 领蹄式制动器 . 8 向双领蹄式制动器 . 9 向增力式制动器 . 9 向增力式制动器 . 10 式制动器方案的确定 . 10 动效能因数 . 10 设计中鼓式制动器的优选 . 11 第 3 章制动器的主要参数及选择 . 13 动力与制动力分配系数 . 错误 !未定义书签。步附着系数 . 16 动强度和附着系数利用率 . 18 动器最大制动力矩 . 19 式制动器的结构参数与摩擦系数 . 19 式制动器的结构参数 . 19 擦片摩擦系数 . 21 第 4 章鼓式制动器的设计计算 . 22 动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律 . 错误 !未定义书签。动蹄片上的制动力矩 . 错误 !未定义书签。型凸轮气制动器因数的分析计算 . 错误 !未定义书签。擦衬片的磨损特性计算 . 错误 !未定义书签。动器热容量和温升的核算 . 29 第 5 章制动器主要零部件的结构设计与强度计算 . 31 式制动器主要零部件的结构设计 . 31 动鼓 . 31 动蹄 . 32 动底板 . 32 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）制动蹄的支承 . 32 轮式张开机构 . 32 擦材料 . 33 动器间隙的调整方法及相应机构 . 33 式制动器主要零件的强度计算 . 33 动凸轮轴的计算 . 33 动蹄支承销的剪切应力计算 . 错误 !未定义书签。固摩擦片铆钉的剪切应力计算 . 错误 !未定义书签。第 6 章气压制动驱动机构的制动气室设计计算 . 错误 !未定义书签。结论 . 错误 !未定义书签。致谢 . 40 参考文献 . 41 附录 1 译文 . 42 附录 2 英文参考资料 . 44 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 1 - 第 1 章绪论文研究的目的及意义 21 世纪是汽车工业飞速发展的时代，汽车工业逐步成为许多国家的支柱产业。我国随着国民经济的快速发展，汽车的年产量和社会保有量也都在迅速增长。汽车质量的优劣关系到我国汽车产业能否大步迈向世界。因此，对汽车以及相关产品的改进也是相当重要的。随着生活水平的提高和科技的迅猛发展，人们的生活节奏越来越快，高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密集度的日益增大，因此人们对交通工具的快捷性要求也越来越高。为了应对高车速对人们的安全构成的威胁，许多法规对汽车的安全性提出了更高的要求，而汽车制动系的工作可靠性成为其中至关重要的一个方面。制动系的功用是强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。一般制动器都是通过其中的固定元件施加制动力矩，使车轮的旋转角速度降低，同时通过车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以达到车辆加速的目的。文研究的方向制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动用作强制行驶中汽车减速或停车，其驱动机构选择气压式；驻车制动用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动应采用机械式驱动机构而不用液压或气压的，以免其产生故障。驻车制动通常是阻止后轮运动，而鼓式制动器以内圆柱面为工作表面的内张型适宜用作驻车制动器。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器作为汽车制动系的重要部件，其工作状况的好坏直接影响到制动系统的性能和行车的安全。鼓式制动器除了成本比较低之外，在可靠程度和安全程度上也比较好，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 2 - 一起，凡是后轮为鼓式制动器的乘用车，利用手操纵杆或驻车踏板拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。客车上应用鼓式制动器既满足了安全性要求又满足了经济性的要求。动系的功用及应满足的要求制动系的功用是强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定及使已停驶汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。一般制动器都是通过其中的固定元件施加制动力矩，使车轮的旋转角速度降低，同通过车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以达到车辆加速的目的。制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动用作强制行驶中的汽车减速或停车，其驱动机构选择气压式；驻车制动用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动应采用机械式驱动机构而不用液压或气压的，以免其产生故障。驻车制动通常是阻止后轮运动，而鼓式制动器以内圆柱面为工作表面的内张型适宜用作驻车制动器。制动装置必须具有的功能提出了具体要求。汽车制动系应满足如下要求。（ 1）应能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除适应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和用户要求。（ 2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。（ 3）工作可靠。（ 4）制动效能的热稳定性好。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。（ 5）制动效能的水稳定性好。一般在出水后反复制动 5 15 次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 3 - 外也应防止泥沙、污物等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。（ 6）制动时的汽车操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后制动器制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一车轴上的左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性；（ 7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人操作方便、舒适，能减少疲劳。（ 8）作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间（制动滞后时间）和从放开踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。（ 9）制动时不应产生振动和噪声。（ 10）与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。（ 11）制动系中应有音响或光信号等报警装置，以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置。（ 12）能全天候使用。气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰现象。（ 13）制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。对汽车制动器的性能要求可详见准。本章小结本章介绍了论文研究的目的、意义及研究方向 ,并阐述了制动系的功用以及为保证汽车安全行驶制动系应满足的要求。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 4 - 第 2 章鼓式制动器的结构型式及选择鼓式制动器的结构型式有多种，其主要结构型式如图 2示 1 ，并分述如下。图 2式制动器的结构型式鼓式制动器的简图如图 2示 1 。不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样。鼓式液压驱动气压驱动领从蹄式双领蹄式双从蹄式增力式从蹄无支承从蹄有支承单向双领蹄式双向双领蹄式单向增力式双向增力式凸轮曲柄楔圆弧线凸轮渐开线凸轮阿基米德线凸轮单楔双楔哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 5 - 图 2式制动器简图哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 6 - 从蹄式制动器如图 2a），（ b）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。由图 2a），（ b）可见：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。对于两蹄的张开力 2=P 的领从蹄式制动器结构，如图 2b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。但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。这样，由于两蹄所受的法向反力不相等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂轴承承受。制动时这种两蹄法向反力不能相互平衡的制动器又称为非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承产生附加的径向载荷，而且领蹄的摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。对于如图 2a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等。因此，作用与两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等；而作用于两蹄的张开力不相等；且必然有 20 的车轮，其力矩平衡方程为 0 （ 3 式中：制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， N m；地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反， N；车轮有效半径， m。令（ 3 并称制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。方向相反，当车轮角速度 0 时，大小亦相等，且由制动器的结构参数所决定。即决于制动器的结构型式、结构尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，随之增大。但地面制动力附着条件的限制，其值不可能大于附着力 F ，即（ 3 式中：轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对轮胎的法向反力。当制动器制动力地面制动力到附着力 F 的值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩表现为静摩擦力矩，而即成为与平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到车轮角速度 0 以后，地面制动力到附着力 F 值后就不再增大，而制动器制动力于踏板力增大使摩擦力矩大而继续上升（见图 3 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 14 - 根据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 11 （ 3 对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为 22 （ 3 式中： 1Z 汽车制动时水平地面对前轴车轮的方向反力， N； 2Z 汽车制动时水平地面对后轴车轮的方向反力， N； L 汽车轴距， 1L 汽车质心离前轴距离，汽车质心高度， G 汽车所受重力， N； m 汽车质量，汽车制动减速度， m/s。图 3动力与踏板力关系若在附着系数为的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力 21 等于汽车前后轴车轮的总的附着力 F ，亦等于作用于质心的制动惯性力即有哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 15 - （ 3 取轮胎与地面间的摩擦系数，所以 2m / 汽车总的地面制动力为 1 5 5 0 5 0 0 021 （ 3 式中： q 制动强度； 1 2 前后轴车轮的地面制动力。由式（ 3式（ 3求出前、后轴车轮的附着力为 q h 111 q h 222（ 3 上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力函数。当汽车个车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有 3 种，即（ 1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；（ 2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；（ 3）前、后轮同时抱死拖滑。在上述 3 种情况中，第（ 3）种情况的附着条件利用得最好。在式（ 3式（ 3得在附着系数的路面上，前、后车轮同时抱即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为 1221212121(3式中： 1 前轴车轮的制动器制动力；哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 16 - 2 后轴车轮的制动器制动力； 1 前轴车轮的地面制动力； 2 后轴车轮的地面制动力； 1Z ， 2Z 地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； 1L ， 2L 汽车质心离前、后轴的距离；汽车质心高度。由式（ 3知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力 12 的函数。将上式绘成以 1 2坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 3示。如果汽车前、后轮制动器的制动力 1 2按 I 曲线的规律分配，则可保证汽车在任一附着系数的路面上制动时，均可使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动器制动力 1汽车总的制动器制动力比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数，即 21121 （ 3 代入 0 0 1 1 0 9 32 mm （ 3 及式（ 3得前、后轮制动器制动力分别为 5 0 7 3,7 0 4 2 7 21 步附着系数由式（ 3得 112 F (3 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 17 - 图 3车的 I 曲线与曲线式（ 3图 3为一条通过坐标原点且斜率为 1 的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图中线与 I 曲线交于 B 点，可求出 B ，则称线与 I 曲线交点处的附着系数 0 为同步附着系数。对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数 0 的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下 3 种情况。（ 1）当 0 时：线位于 I 曲线下方，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：线位于 I 曲线上方，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。只有在 0 的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率来表示，可定义为哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 18 - （ 3 当 0 时， 0q ， 1 ，利用率最高。动强度和附着系数利用率前面的式（ 3式（ 3分别给出了制动强度 q 和附着系数利用率的定义式，下面再讨论一下当 0 ， 0 和 0 时的 q 和。由求得 B 021 (3 B 011 11 (3当 0 时， 11 , 22 ,故， q ， 1 。当 0 时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即 11 3式（ 3式（ 3式（ 3 022 (3 022 (3 022 (3当 0 时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即 22 3式（ 3式（ 3式（ 3 (3 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 19 - 11 (3 11 (3对于值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内不致过低，其 0值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。因此在 0 的路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。动器最大制动力矩由于用的轮胎型号为午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽动直径 d=1143轮胎在额定载荷时滚动直径。滚动半径为 r=572动器所能产生的前、后轮制动力矩，受车轮的计算力矩制约，即 2 5 7 8 25 7 24 5 0 7 3 4 0 2 8 45 7 27 0 4 2 72211 式制动器的结构参数与摩擦系数式制动器的结构参数当输入力 P 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径 D 的尺寸受到轮毂内径的限制，而且 D 的增大也使制动鼓的质量增加，不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不应小于 2030利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径外，制动鼓直径 D 与轮辋直径比的一般范围为货车 D/哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 20 - D=据 309动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，取 D=440 及宽度 b 摩擦衬片的包角通常在 =90120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 =90100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。摩擦衬片宽度 b 较大可以降低单位压力、减少磨损，但 b 的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。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 309取。依据 309动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定， b 的可取值有： 120150180210240270取 b=120 =100 得到每个制动器的摩擦面积 29 2 1 0 73 6 02 0 01 2 04 4 021 摩擦衬片起始角 0 如图 3示。 00000 40210090290 的作用线至制动器中心的距离 a a=22076k 与 c K=30=22076哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 21 - 图 3式制动器的主要几何参数擦片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性好，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材料偏离正常值的敏感性的要求。后者对蹄式制动器是非常重要的。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。在假定的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 f=算结果更接近实际值。因此，取 f=章小结本章介绍了鼓式制动器的主要参数及选择，分别为制动力与制动力分配系数、同步附着系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩、结构参数（包括制动鼓直径、制动蹄摩擦衬片的包角及宽度 b、摩擦衬片起始角 0 、张开力 P 的作用线至制动器中心的距离 a、制动蹄支承销中心的坐标位置 k 与 c）与摩擦系数。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 22 - 第 4 章鼓式制动器的设计计算动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律本设计采用的是具有一个自由度的制动蹄，即蹄片绕支承销转动。如图 4示，制动蹄在张开力 P 作用下绕支承销 O点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点 A 的位移由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为即从图 4的几何关系可看到 s 因为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成即制动器蹄片上压力成正弦分布，其最大压力作用在与连线成 90的径向线上。动蹄片上的制动力矩图 4计算制动力矩简图，图 4计算张开力简图。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，如图 6 所示。它位于角内，面积为，其中 b 为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 23 - 1 m a x s i p b R d p b R d （ 4 同时，摩擦力121 1 m a x s i d F f R p b R f d 从到区段积分上式得到 2 1 m a x c o s c o p b R f （ 4 法向压力均匀分布时，有 212 1 c o s c o p b R dM p b R f（ 4 从式（ 4式（ 4计算出不均匀系数为 ()c o s c o s 图 4计算制动力矩简图图 4计算张开力简图紧蹄产生的制动力矩1下式表达哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 24 - 1 1 1tM （ 4 式中，1图 7)。为计算随张开力01出蹄上的力平衡方程式 0 1 0 1 1 10 1 1 1c o s c o s s i n 00 F fF a F C f R F （ 4 式中，1为1 解联立方程式 (4到 011 1 1 1F ( c o s s i n ) f f R （ 4 对于紧蹄可用下式表示 0 1 11 0 1 11 1 1 ( c o s s i n ) tF f h Dc f f R （ 4 对于松蹄也能用类似的方程式表示，即 0 2 22 0 2 22 2 2 ( c o s s i n ) tF f h Dc f f R （ 4 为计算1、2、1R、2须求出法向力 F 及其分量，沿着相应的轴线作用有们的合力为图 4根据式 (4 2 m a xm a x( 2 s i n 2 s i n 2 )s i n s i n 4xp b RF d F p b R d （ 4 m a xm a x( c o s 2 c o s 2 )c o s s i n c o s 4yp b RF d F p b R d （ 4 所以 ( c o s 2 c o s 2 )a r c t a n ( ) a r c t a n ( 2 s i n 2 s i n 2 ) 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 25 - 式中，由于摩擦衬片起始角0=40，包角 =100，0= 则 = =那么 ( c o s 2 c o s 2 )a r c t a n ( ) a r c t a n ( 2 s i n 2 s i n 2 ) = 根据式（ 4式（ 4并考虑到 221 F 1 2 24 ( c o s c o s )( c o s 2 c o s 2 ) ( 2 s i n 2 s i n 2 ) 那么， 1 2 24 ( c o s c o s )( c o s 2 c o s 2 ) ( 2 s i n 2 s i n 2 ) =根据11 1 1 ( c o s s i n )f h Rc f f R 122 2 2 ( c o s s i n )f h Rc f f R 2 52176176, 那么，11 1 1 ( c o s s i n )f h Rc f f R 1D 于紧蹄与从蹄对称布置，所以2121那么22 2 2 ( c o s s i n )f h Rc f f R 2D=动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 26 - 1 2 0 1 1 0 2 2 M F D F D 用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出，即（ 4 （ 4 现在知道了制动力矩与张开力的关系，下面计算鼓上的制动力矩。在设计汽车时，应满足最大制动力(其中 F为附着力 )。根据公式式中地面附着系数 =水泥混凝土路面），汽车总重量 G=165000N。 =165000N 15500N 由上文知：1F=45073N,2F=70427N。则单个后轮制动器制动力为 114507322F =22537N。单个后轮制动力矩 1 r（ 4 式中，由于用的轮胎型号为午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽动直径 d=1143轮胎在额定载荷时滚动直径。滚动半径为 r=572据式（ 4个前轮制动力矩哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 27 - 1 r =22537 5722891164N 12891在计算凸轮张开力，由上文式（ 4式（ 4得 01 10 . 5 0 . 5 1 2 8 9 1 7 . 5 3M m m =27136N 02 20 . 5 0 . 5 1 2 8 9 1 6 . 4 5M m m =60550N （ 4 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式 (4出自锁条件，当式 (4的分母等于零时，蹄自锁，即 11( c o s s i n ) 0c f f R 如果 111c o ss ,就不会自锁。因， 111c o s 1 7 8 . 5 4 c o s 6 . 9 5 5s i n 2 4 6 . 7 2 1 7 8 . 5 4 s i n 7 . 5 6c c m m m m l=60 取则得 h=475 将以上数据代入式（ 6 56 0 6 0 02 7 1 0 0382 将数据代入式（ 6 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 38 - 22 68864 制动气室的工作容积按下式计算： 32 4 0 8 06068 s 本章小结本章阐述了气压制动传动装置的特点，并针对其中一个重要组成部件进行设计计算。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 39 - 结论根据设计要求，本设计对气压驱动的型客车的后轮制动器采用领从蹄式 S 凸轮型制动器，驱动型式采用带有活塞式制动气室的气压驱动。设计中制动系的每一部分的设计均按照相关要求进行，并且进行了验证和校核，在制动距离，制动减速度，制动器主要零部件的选取等方面都满足要求，达到了设计的预期要求。虽然本设计中在每一个单独的设计部分满足要求，但是汽车是一个相当复杂的整体，在设计过程中对于汽车整个制动性能部分和其他部件的匹配或者影响考虑的不够，所以难免对于汽车的制动性能这一块有一定影响；除此之外，本设计中只是对制动方案的优选并没有对制动方案进行创新，这也由于现今的制动系统日趋成熟的缘故。因此，本设计在深度和广度上仍显不足，还需做进一步的研究。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 40 - 致谢本设计及论文是在我的导师邹玉凤老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。她严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到最终完成，邹老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。还要感谢汽车系李长威主任，两位老师不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀，在此谨向两位老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意！在此，还要感谢同学们对我支持和帮助，谢谢你们！哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） - 41 - 参考文献 1 刘惟信编著北京：清华大学出版社 2004 2 王望予编著 4 版）械工业出版社， 2004 3 郭新华编著 2 版）等教育出版社， 2008 4 余志生编著 5 版）械工业出版社， 2009 5 王丽洁，吴佩年编著哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1998 6 王黎钦，陈铁鸣编著 4 版）尔滨工业大学出版社， 2008 7 张洪欣编著北京：机械工业出版社， 1998 8 张平 P2007 王宣锋硕士学位论文尔滨工业大学， 2006 10 徐永康汽车实用技术 01： 471 制动鼓工作直径与制动蹄片宽度尺寸系列 3092 汽车工程手册编辑委员会北京：

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