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BJ2020
轻型
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BJ2020轻型越野车制动器设计,BJ2020,轻型,越野车,制动器,设计
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国内图书分类号：工学学士学位论文BJ2020轻型越野车制动器设计本 科 生： 导 师：申请学位级别：工学学士工程领域：机械工程所在单位：机械工程学院答辩日期：2015年6月授予学位单位：XXX大学工学学士学位论文摘要汽车是现代人们生活中重要的交通工具其是由多个系统组成的，制动系统就是其中一个重要的组成部分。它既要使行驶中的汽车减速，又要保证车辆能稳定的停驻在原地不动。因此，汽车制动系对于汽车的安全行驶起着举足轻重的作用。国内汽车市场迅速发展，随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。在本次设计中，根据已有的BJ2020轻型越野车车辆的数据对其制动器进行设计。其中对鼓式制动器结构参数的设计、制动器主要零件的结构设计等方面进行了设计分析。设计所附的多张图纸对设计的思想、制动器的布置设计表达的非常清晰。希望在翻阅说明书的过程中能够结合图纸，这样就可以更加有效的理解设计的思想和意图。关键词:汽车；鼓式制动器；制动轮缸AbstractAutomobile is the important transportation tools in the modern life. It is compositive by many systems. The most important parts are the brake system. The system made the autocar slowdown; whats more, the automobile is stopped steadily. There by the brake system play an important part in security steer.The rapid development of the domestic vehicle market, However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.In the design, which based on the data of brake s used in BJ2020. Decompose of the brake is designed. The the parameters of drum brakes configuration are included in this design also. The drawings are very detail to explain the ideas of design and the disposition for the brake system . When you thumb the annotation text, you can combine the drawings, which made you understand the ideas and meaning in this design effectively.Keywords: Automobile；Drum type brake；Synchronous Coefficient目录摘要IIAbstractIII第1章 绪论11.1 汽车制动系概述11.2 汽车制动器的工作原理21.3 设计的目的和意义3第2章 制动器的结构形式及选择52.1 制动器的结构形式的选择62.2 鼓式制动器的结构形式即选择7第3章 制动器主要参数的确定103.1 同步附着系数103.2 制动强度和附着系数利用率123.3 制动器最大制动力矩143.4 制动器因数163.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数193.5.1 鼓式制动器的结构参数193.5.2 摩擦片摩擦系数223.6 本章小结23第4章 制动器的设计计算244.1 制动蹄摩擦片的压力分布规律244.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算264.3 制动蹄片上的制动力矩294.4 摩擦衬片的磨损特性计算354.5 制动器的热容量和温升的核算374.6 驻车制动计算384.7 本章小结40第5章 制动器主要零件的结构设计415.1 制动鼓415.2 制动蹄425.3 制动底板435.4 制动蹄的支承435.5 制动轮缸445.6 摩擦材料445.7 制动器间隙的调整方法及相应机构455.8 本章小结46结论47致谢48参考文献49附录150附录270千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行- 70 -佳木斯大学工学学士学位论文第1章 绪论1.1 汽车制动系概述汽车制动系功用是使汽车以适当的减速度降速行驶至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性良好、制动系工作可靠性的汽车，才能充分发挥其动力性能。汽车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。中兴汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车还应有自动制动装置。行车制动装置用于使行驶的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作的可靠。驻车制动装置用语汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在斜坡上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动结构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可利用其机械力源（如强力压缩弹簧）实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，他可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备的，因为普通的手力驻车制动器也可以起到应急制动的作用。辅助制动装置用在山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等的辅助制动装置，可使汽车下坡长时间而持续地减低或保持稳定车速，并减轻或解除行车制动器的负荷。通常，在总质量5t的客车上和总质量大于12t的载货汽车上装备这种辅助制动-减速装置。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动操纵，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动两个后轮。行车制动和驻车制动这两套装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸、制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有压缩机、气路管路、储气筒、控制阀和制动气室等。以前，大多数汽车的驻车制动和应急制动都采用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器的第二轴或传动轴，所需的制动力距较小，容易适应手操纵力小的特点。但在用作应急制动时，则往往会是传动轴超载。现代汽车由于车速的提高，对应急制动的可靠性要求更严格，因此，在中、高级轿车和部分总质量在l5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。1.2 汽车制动器的工作原理制动系不工作时，制动鼓的内圆面与制动蹄摩擦片的外圆面之间保持有一定的间隙，使车轮和制动鼓可以自由旋转。要使行驶中的汽车减速，驾驶员应跺下制动踏板，通过推杆和主缸活塞，使主缸内的油液在一定压力下流人轮缸，并通过两个轮缸活塞推使两制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动卸就对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩M，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周绕力F，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力F。制动力F由车轮经车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车减速。制动力愈大，汽车减速度也愈大。当故开制动踏板时回位弹簧即将制动蹄拉回原位，摩擦力矩M和制动力F消失，制动作用即行终止。显然，阻碍汽车运动的制动力F不仅取决于制动力矩M，还取决于轮胎与路面间的附着条件。如果完全丧失附着，则这种制动系事实上不可能产生制动汽车的效果。不过，在讨论制动系的结构问题时，一般都假定具备良好的附着条件。1.3 设计的目的和意义毕业设计是大学生培养方案中的重要环节。学生通过设计，综合性地运用所学知识去分析、解决一个问题，在作设计的过程中，所学知识得到疏理和运用，它既是一次检阅，又是一次锻炼。不少学生在作完设计后，感到自己的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，去创造的自信心。通过大学的学习，从理论与实践上均有了一定程度的积累。设计就是对我们以往所学的知识的综合运用与进一步的巩固加深，并对解决实际问题的能力的训练与检验。其目的在于：1、培养正确的设计思想与工作作风。2、进一步培养制图、绘图的能力。3、学会分析与评价汽车及其各总成的结构与性能，合理选择结构方案及其有关参数。4、学会汽车一些主要零部件的设计与计算方法以及总体设计的一般方法，以毕业后从事汽车技术工作打下良好的基础。5、培养独立分析、解决问题的能力。第2章 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他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，即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。汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处后者则安装在传动系的某轴上，例如变速器第二轴的后端或传动轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状又可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动。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变速器壳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变速器第二轴后端的制动鼓，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，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作某些汽车的中央制动器，现代汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很少采用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是指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，也可用作各种汽车的中央制动器。车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车制动之用；而中央制动器则,仅用于驻车制动，当然也可起应急制动的作用。2.1 制动器的结构形式的选择车轮制动器主要用于行车制动系统，有时也兼作驻车制动之用。制动器主要有摩擦式、液力式、和电磁式等三种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构不同，可以分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用于中央制动器；鼓式和盘式应用最为广泛。鼓式制动器广泛应用于商用车，轻重型载货汽车；同时鼓式制动器结构简单、制造成本低。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形式。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凸缘上(对车轮制动器)或变速器壳或与其相固定的支架上(对中央制动器)；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，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，故又称为带式制动器。但是现在汽车以很少采用。由于外束型鼓式制动器通产建成为带式制动器，而且在现代汽车商已经很少采用，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1。我选择的参考车型为BJ2020轻型越野车。BJ2020作为一款轻型越野车，出于制造成本及维修成本方面考虑，采用鼓式制动器。2.2 鼓式制动器的结构形式即选择鼓式制动器一般可按其制动蹄的受力情况进行分类，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态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与制动鼓的旋转方向是否一致而分为领蹄和从蹄俩种类型。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄称为领蹄，俩者不一致的则称从蹄1。不同形式的鼓式制动器的主要区别有：(1)蹄片鼓动支点的数量和位置不同；(2)张开装置的数量不同；(3)制动时两片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、从蹄的数量有差别，并使制动效能不一样。制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因次指标。制动效能因数的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。制动效能的稳定性是指其效能因数对摩擦因数的敏感性。使用中随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对变化敏感性要小。鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类如图2-1它们的制动效能、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。图2-1 鼓式制动器简图（a）领从蹄式（凸轮张开）；（b）领从蹄式（制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非向平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。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。中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于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，采用这种结构作为前轮制动器并与领从蹄后轮制动器相匹配，则可较容易的获得所希望的前、后轮制动力分配（）并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它所以不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。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；易于调整蹄片之间的间隙。因此得到广泛的应用，特别是用于乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器1。BJ2020作为轻型越野车前轮采用（c）双领蹄式制动器，后轮采用（a）领从蹄式制动器。第3章 制动器主要参数的确定BJ2020的主要技术参数汽车的质量参数：整车质量（空载），满载=；汽车满载轴荷分配：满载：前轴745kg,后轴770kg；最高车速：；轴距L=2300mm：轮距:L=1500mm；质心距前轴距离=1071mm质心距后轴距离=1107mm质心高度=690mm制动器直径车轮滚动半径375.2mm轮胎规格：6.50R16-6PR3.1 同步附着系数 (3-1)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，可能有以下三种情况3。1、当时线在曲线下方，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、当时线位于曲线上方，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、当时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。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。这表明只有在的路面上，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（或称附着力利用率）来表示，可定义为 （3-2）式中：汽车总的地面制动力；汽车所受重力；汽车制动强度。当时，利用率最高。直到20世纪50年代，当时的道路条件还不是很好，汽车的行驶速度也不是很高，后轮抱死侧滑的后果也并不显得像前轮抱死而丧失转向能力的后果那样严重，因此，往往将值定的较低，即处于常遇附着系数范围中间较低区域。而现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜2。现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后轮制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配线。为保证汽车制动时的方向稳定性和足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会的制动法规规定，在各种在和情况下，轿车在0.15q0.8，其他汽车在0.15q0.3的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.20.8的范围内，必须满足q0.1+0.85（0.2）。我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及牵引车与挂车之间制动协调性要求也等采用了其内容。参考与BJ2020同类车型的值，取。3.2 制动强度和附着系数利用率根据所选的同步附着系数，可求得： （3-3）式中：汽车轴距，；制动力分配系数；汽车质心高度。进而求得 （3-4）（3-5）式中：制动强度；汽车总的地面制动力；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力。当时，故，；。此时，符合GB126761999的要求。当时，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。此时求得： （3-6）（3-7） （3-8）表3-1 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.10.20.30.40.50.60.73050.45238.08344.611862.315878.622716.337000.80.0620.13150.20950.29780.39870.51490.55740.66930.70320.74070.78240.82910.88180.9416GB126761999符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得： （3-9） （3-10） （3-11）表3-2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果GB1267619990.832069.80.80601.0075符合国家标准3.3 制动器最大制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在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成正比。所以，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4（3-12）式中：汽车质心离前、后轴的距离；同步附着系数；汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为1.31.6；货车约为0.50.7；本次计算取上式的比值为1.4。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即（3-13）（3-14）式中：前轴制动器的制动力，；后轴制动器的制动力，；作用于前轴车轮上的地面法向反力；作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮的有效半径对于选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动力矩为 （3-15） （3-16）式中：该车所能遇到的最大附着系数；制动强度；车轮有效半径。Nm其中则单个后轮制动器产生的制动力矩为 单个前轮制动器产生的制动力矩为 单个车轮制动器应有的最大制动力矩为的一半，为1540.805Nm。3.4 制动器因数制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于比较不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比3，即 （3-17）式中：制动器的摩擦力矩；制动鼓或制动盘的作用半径；输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。对于鼓式制动器，若作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： （3-18）（3-19）整个鼓式制动器的制动因数则为 （3-20）当时，则（3-21） 蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为为摩擦系数。a，b，c，h，R 及为结构尺寸，图3-1所示。图3-1 鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即（3-22）由上式得领蹄的制动蹄因数为 （3-23）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图3-1所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即（3-24）由式可知：当趋近于占时，对于某一有限张开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。由上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35范围内，当张开力时，相差达3倍之多。图3-2给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象称为自行减势作用4。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数对摩擦系数 的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。图3-2 制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系1领蹄；2从蹄由图3-2图3-2图3-2图3-2图3-2可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，因此其效能稳定性最好5。给出了不同结构类型制动器的制动因数BF或制动器外部因数，其中凸轮的制动器外部因数等于制动器输出力矩除以凸轮轴输入力矩；BJ2020轻型越野车前轮为双领蹄式制动器所以BF=4.3后轮为领从蹄式制动器BF=2.63.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数3.5.1 鼓式制动器的结构参数1.制动鼓直径D或半径R当输入力一定时，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。但直径的尺寸受到轮辋内径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不小于20mm30mm，以利于散热通风，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的尺寸。另外制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为5轿车D/Dr=0.640.74mm货车D/Dr=0.700.83mmBJ2020为轻型越野车，所以取 2、制动蹄摩擦村片的包角及宽度b摩擦衬片的包角通常在度范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 度时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。在减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于120度，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。表3-3 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列制动鼓直径D制动蹄片宽度B1603035404550601803035404550607520030354045506075220303540455060759024040506075901102604050607590110280405060759011030045607585100120（310）506575859510012014032050657585951001201403405580100120140160180（350）6580100120140160180综合上述设计BJ2020选=由Error! Reference source not found.的规定，选取制动蹄摩擦片宽度b=75mm摩擦衬片宽度较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过的条件来选择衬片宽度的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，如表3-4所示而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度及包角，即：制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损愈小。表3-4 制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量单个制动器总的衬片摩擦面积轿车0.91.51.52.5100200200300客车与货车1.01.51.52.52.53.53.57.07.012.012.017.0120200150250（多为150200）25040030065055010006001500(多为6001200)由表3-4数据可知设计符合要求。3、摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3-3所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。有时为了使用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。图3-3 鼓式制动器的主要几何参数4、张开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图3-3）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取。5、制动蹄支销中心的坐标位置与如图3-3所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取，以使尽可能地大，初步设计可暂取。3.5.2 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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。后者对蹄式制动器是非常重要的各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取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。3.6 本章小结本章计算了制动器有关制动力的分配，制动强度、制动力矩等相关内容的计算。求出了制动器的制动去力矩和相关的分配曲线图。以确定所设计的制动器满足要求；另介绍了制动器的主要零部件，通过相关的要求选取数值进行计算求出制动鼓的结构主要参数。第4章 制动器的设计计算4.1 制动蹄摩擦片的压力分布规律从前面的分析可知，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，因为除了摩擦村片有弹性容易变形外，制动鼓，制动蹄以及支撑也会有弹性变形，但与摩擦片的变形量相比，则相对很小。故在通常的近似计算中只考虑村片径向变形的影响，替他零件的变形的影响较小，可忽略不计，即通常作如下一些假定。（1）制动鼓、制动蹄为绝对刚性体；（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。由于本次设计前轮采用的时双领蹄式制动鼓，后轮采用的是领从蹄式的制动鼓。如图4-1所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为=（4-1）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 (4-2)图4-1 制动摩擦片径向变形分析简图 (4-3)从图4-1中的几何关系可看到 (4-4) = (4-5)因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成（4-6）即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90的径线上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式（4-7）式中：W磨损量；K磨损常数；摩擦系数；单位压力；磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。图4-2 作为磨损函数的压力分布值通过分析计算所得压力分布规律如图4-2所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系：（4-8）式中：磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。结果表示于图4-24.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得：(1)定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向；(2)参见3.6.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令； (3)在张开力P作用下，确定最大压力值。参见图4-3，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得（4-9）据此方程可求出的值。图4-3 制动蹄摩擦力矩分析计算（4）、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 （4-10）（5）、由公式导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领从蹄制动器的制动因数进行分析计算。1.支承销式领-从蹄制动器单个领蹄的制动蹄因数BFTl （4-11）单个从蹄的制动蹄因数BFT2 （4-12）以上两式中： 以上各式中有关结构尺寸参数见图4-4整个制动器因数为2.支承销式双领蹄制动器 (4-13)由-可得 图4-4 支承销式制动蹄4.3 制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图4-4所示。 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： （4-14）而摩擦力产生的制动力矩为 (4-15)在由至区段上积分上式，得 （4-16）当法向压力均匀分布时，则有 （4-17）式（4-6）和式（4-7）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。图4-5 张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下： （4-18）式中:单元法向力的合力；摩擦力的作用半径(见图4-5)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： （4-19）式中：轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。解式(4-9)，得 （4-20）对于增势蹄可用下式表示为 （4-21）对于减势蹄可类似地表示为 （4-22）图4-6 力矩计算用图为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将(见图4-6)它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（4-5）有：（4-23）因此 =式中：。根据式(4-8)和式(4-6)，并考虑到 （4-24）则有由于设计和不同，因此和值也同的。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 （4-25）由式（4-15）和式（4-16）知=0.6305=0.1166根据GB 12676-1999中对汽车行车制动性的要求，在规定的车速下，各类车辆试验结果必须达到下表4-1、表4-2规定的最低性能要求。表4-1 制动性能对最大制动距离的规定车辆类型试验车制动初速度，km/h 806060806060制动距离，m表4-2 制动性能对充分发出的平均减速度最大控制力和的规定车辆类型充分发出的平均减速度，m/s25.85最大控制力，N500700由表4-1求知制动距离m，从而求知制动减速度m/s2；结合由表3.5类汽车满载时充分发出的平均减速度的要求，设计取m/s2。由于设计车轮制动器全部采用同一规格的制动器。因此，考虑前后轴的载荷不同，以及制动时的负荷转移系数也不一样。前轴的地面制动力为： 式中：前轴的地面制动力；后轴的地面制动力；满载时前轴负荷；满载时后轴负荷；前轴负荷转移系数，商用车常取（1.21.4）；后轴负荷转移系数，商用车常取（1.11.2）。由于所以取进行计算。后轴的车轮制动器所能产生的制动力矩：式中：车轮的滚动半径。单个车轮制动器的制动力矩为953.383Nm488.766Nm最大附着系数时单个车轮制动器应有的最大制动力矩，符合要求。对于液压驱动的制动器来说，所需的张开力为对于凸轮张开机构，其张开力可由前术作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出：计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： （4-26）式子成立，不会自锁。由式(4-6)和式(4-11)可求出领蹄表面的最大压力为： =47280.769式中：，见图4-5；，见图4-6；摩擦衬片宽度； 摩擦系数。4.4 摩擦衬片的磨损特性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，则衬片的磨损愈严重。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，其单位为W/mm2。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 (4-27) (4-28)式中：汽车回转质量换算系数；汽车总质量；、汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的货车取=18m/s；制动减速度，m/s2，计算时取=0.6；制动时间，s；Al，A2前、后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 (4-29) (4-30)其中鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜，但当制动初速度低于式(4-22)下面所规定的值时，则允许略大于1.8W/mm2。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓的龟裂。因此，符合磨损和热的性能指标要求。磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为 （4-31）式中：单个制动器的制动力矩；R制动鼓半径(或制动盘有效半径)；A单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度j=0.6时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于0.48N/mm2为宜磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功即比滑磨功，来衡量 （4-32）式中：汽车总质量，kg；汽车最高车速，m/s；车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，cm2；许用滑磨功，对轿车取10001500J/cm2；对客车和货车取600800J/cm2。 因此，符合磨损和热的性能指标要求。4.5 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 （4-33）式中：各制动鼓的总质量；与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/（kgK），对铝合金c=880 J/（kgK）；与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；制动鼓(盘)的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15)；L满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 (4-34) (4-35)式中 满载汽车总质量；汽车制动时的初速度；汽车制动器制动力分配系数。由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。4.6 驻车制动计算图4-5为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： （4-36）同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： （4-37）根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由 （4-38）求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 一般要求各类汽车的最大停住坡度不应小于；汽车列车的最大停驻坡度约为左右。图4-7 汽车在坡路上停驻时的受力简图为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值 (因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为4.7 本章小结本章对制动蹄摩擦片进行了压力分布规律及径向变形规律，制动蹄片上的制动力矩，制动器因数及摩擦力矩，驻车制动等进行了计算；进而对制动器材料以及力矩更好的安排。第5章 制动器主要零件的结构设计5.1 制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图5-1(a)；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图5-1(b)；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图5-1(c)在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。图5-1 制动鼓（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1冲压成形辐板；2铸铁鼓筒；3灰铸铁内鼓；4铸铝台金制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图5-1所示，是以直径为的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。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为1520Ncm；对货车为3040Ncm。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为712mm，中、重型货车为1318mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。BJ2020属于轻型越野车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取10mm。5.2 制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为35mm；货车的约为58mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.55mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。因此，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压焊接制成，翼缘的厚度取5mm5.3 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。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH 37012的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。制动地板的厚度一般为2.65.8mm因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。5.4 制动蹄的支承二自由度制动蹄的支承，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(KTH 37012)或球墨铸铁(QT 40018)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。具有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。本设计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，采用偏心支承销。5.5 制动轮缸是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，需搪磨。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；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。领从蹄式的制动器，采用两个活塞推动。BJ2020前轮为双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动，后轮为领从蹄式的制动器，采用两个活塞推动。5.6 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100120温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在200250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粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的6080)，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0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。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4.5.7 制动器间隙的调整方法及相应机构制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm；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。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试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图5.2所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环1装在轮缸活塞2内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是一个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打400。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程6。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图5.2所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环内端面之间。图5-2 制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置1限位摩擦环；2活塞；3制动轮缸制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触（即间隙消失）时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到0.8，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移，补偿了制动器的过量间隙。5.8 本章小结本章对制动鼓、制动蹄，制动地板进行尺寸选择和材料选择。对摩擦材料的选择和制动蹄的支承与制动间隙调整机构的方法。结论汽车制动系统是汽车重要的组成部分，它直接影响到汽车的安全性。在本次设计中我主要做了以下工作，根据设计的要求，对汽车的制动力分配系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩制动力矩进行了计算分析。根据现有资料对制动器的结构进行了设计并进行了相关的校核。本设计对制动系统的组成以及各部件的组成进行了详细的设计说明，对工程设计的方法进行了摸索与实践，实现了设计任务的要求。致谢本次设计是在邹乃威导师精心指导下完成的。邹乃威的精心指导使我受益非浅，在此表示真诚的谢意。最后，感谢所有曾经关心、支持、帮助过我的老师和同学们！由于时间仓促，加上设计经验的不足，设计中还难免存在缺点和错误，恳切地希望老师们在答辩中提出批评和指正，以便我理论知识水平加以提高。参考文献1 刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算M.北京：清华大学出版社，2004：2050.2 王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2006：257285.3 余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2006：89.4 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001：450461.5 刘延俊,关浩,周德繁.汽车液压与气压传动技术M.北京：高等教育出版社，2005：6970.6 陈家瑞.汽车构造M，机械工业出版社：2008，293294.7 刘品,李哲.机械精度设计与检测基础M.哈尔滨：哈尔滨工业出版社，2005：5155.8 陈家瑞.汽车构造M.上下册.北京:机械工业出版社，20099 汽车与配件 期刊 2012-2910 李俊玲，罗永革.Automotive Engineering EnglishM.北京：机械工业出版社，200511 程国华.汽车制动系统发展漫谈J.汽车运用,2003(6)12 张元才.制动系统发展现状及趋势J.汽车研究与开发,2005(9)13 何宇平.汽车制动性能的研究J.北京理工大学学报,1995(4)14 Abo, K., et al., K., 2003, Development of new-generation belt CVTs with high torque capacity for front-drive cars, SAE paper 2003-01-0593 15. Mozer, H., et al.P 2001, The technology of the ZFCVT - GFT 23, SAE paper 2001-01-087316 Pelders, R., et al., 1997, High torque CVT P930,design and test results, l.Mech.E.附录1 中文译文无级变速器应用的一种新泵摘要多年来,齿轮和内齿轮油泵在无级变速器（CVT）中已经很常见了。在他们努力提高CVT的功率密度和效率同时,工程师们对其类型的泵进行研究,以便更好地应对不断增加的需求。CVT压力水平的提高,使变速器转矩增加效率更高,这使液压系统有效性和效率等问题变得越来越重要。双重斯托克叶片泵提供了一个答案。他们基本由两个独立的,不相同的部分形成,因此泵能工作在不同的压力水平。他有解决设计成本效益方案的能力，像开关或分居高/低压电路内单级泵单元。为液压CVT的电力需求提供了一个更好的答案。此外,叶片设计紧凑,并在最低速期提供高容量效率，不限制轴的压力补偿。理解无级变速器要求,van doornes transmissie关注于滚筒叶片(RV)泵的发展避免不利的启动性能,典型的磨损行为和相对较高的生产成本伴随传统叶片泵的设计。这导致了几个设计原型CVT变速器厂家表明为RV泵准备市场。CVT泵的要求当前CVT的变速器设计包含几个功能,在变速器附近提供燃油如控制离合器、液力变矩器、润滑和冷却等(图1)。通常改变速器关键要求中的压力和流量。最近在空转/启动条件中得到了重要影响减少引擎空转速度，因此影响发动机驱动泵的流量,加强了这一泵的效果，压力增长到最大,允许泵的位移量效率提高。对于大多数应用程序,严重的禁止从超速转向亚速。如图2所示工作点在发动机转速较低和大油门启动时是相同的。CVT编程方式特性会导致额外的需求。协调动力系统控制概念基于驱动转矩控制在某些情况下导致附加的发动机转速和瞬态比,偶尔部分减轻了这些需求。驱动系统的无级变速传动效率的影响在两个方面:1.无级变速器自身的力量要求是基于变速器和传动组件的需求。2.通过区别最佳和可实现的皮带夹紧力,从而影响变速器效率。液压动力在平静的驱动周期平均可以低至300瓦的相当大的部分是在控制,润滑和效率上损失。然而必须设计驱动系统以满足在20mm/s以50 kN夹紧力的瞬变期间滑轮位移。即使在轮缸之间的力量交换,最大的液压动力需求可以达到值接近1000W大，造成的滑轮之间的力比在快速转变。这个需求会导致解决方案将是合并工程驱动泵发动机此刻是最方便的来源提供这种能力。引擎速度在500到7500 rpm的范围。发动机驱动不断输送泵,大小以满足最关键的情况下,创建流量在所有其他情况下过度和相关的功率损耗。流量控制阀门不能提供一个解决方案,因为还需要泵流量。加压前的盈余被放出，泵的优化系统,液压回路和连续变量的使用,可切换或多个泵在不同工作压力可以实现降低功耗。泵的体积位移直接影响液压系统的功率要求。发动机的最大扭矩和最大选择系统压力的影响这一体积。一个系统基本上类似于图1,方程1可导出。(1)其中=泵的位移量=发动机最大扭矩=扭矩放大系数-=最大次级(系统)的压力=常数依赖变速器参数如二级缸表面,最大的转变速度,轮角度,带轮摩擦,安全锁模力等。-= 泵泄漏定义常数=液压泄漏定义常数 =依赖辅助流常数 在临界状态,对于大多数无级变速确定泵的位移量近似是相等的。常量.因此适用于多个传输。扭矩放大系数是一个重要的参数。大多数无级变速器配有扭矩转换器,可以放大最大发动机扭矩到主轴。为了处理增加转矩,气缸表面或压力水平必须扩大。一个表面增加导致位移量增加。如果选择离合器作为发射装置,没有转矩放大,因此泵选择较小。图3显示了计算结果与实际值之间的关系见文献1/2/3/4。显然,泄漏量影响线性转矩之间的中酸性,压力和位移量,尤其是小排量泵。图3:位移量无级变速泵(cc/rev)。判断的无级变速变矩器(左)或离合器(右)最大发动机转矩和最大压力的函数。减少变速器损失,驱动系统必须能够控制低带夹紧力在频繁发生低发动机扭矩期间3。最小系统压力低和小轮缸表面使这个小缸表面从而导致高最大压力水平，假设最大转矩增加最大扭矩的标准，CVT变速器一般增长如图中1/4 l /5。更高的压力导致额外的液压回路的泄漏。这些损失的部分在一定程度上由最初的机械泵效率逐渐上升压力补偿。减少最小压力水平也增加了补偿的损失减少泄漏，进行优化液体损失与变速器之间损失影响最优最大系统压力水平。液压系统的最优最大系统压力可以通过计算泵转矩估计方程1和2。 (2)其中：=转矩Nm=瞬态次级压力=液压泵效率-图4显示了一个泵预计在瞬时转矩和最大次级压力中压力为250N则引擎运行在1500 rpm。直线表示常数变速器施加的夹紧静态压力。二级圆柱表面和泵位移量变化沿着这些线路,数据分别显示的情况正常,泵和液压泄漏可忽略不计。图4:判断泵转矩依赖于次级和最大次级压力为250Nm的发动机运行在1500rpm，正常泄漏(左),无渗漏(右)夹紧力20%,数据显示最优最大次级压力接近45bar,超过80bar。两个图都显示最优压力下降百分比更高。大多数时候变速器处理有限的发动机扭矩,因此需要有限的夹紧力。允许减少泄漏使最大压力增加水平导致减少功率耗,以防变速器效率受到最佳夹紧力影响。计算这一压力将进一步上升。泵系统必须能够应付不断增加的最大压力,在实践中达到60到80bar。这些价值的已知值大大高于35到45bar。目前大多数无级变速泵都位于轴后的发动装置。相对较大的泵转子使主轴能够通过。但容易导致大型泵外壳变形和泄漏。系统最大压力需要较小的泵的设计,以减少泄漏。小的外壳可以设计成更硬的并提供重量优势。为了防止传动损失,小泵可以定位在主轴的结束。他们随意地放置在发动设备和远程驱动齿轮链传动之后，这在某些情况下有助于减少传播长度。它还可以防止需要泵驱动轴穿过主轴表1总结了一些典型的无级变速泵的要求泵系统规划泵的选择目前,在大多数无级变速齿轮泵或内齿轮油泵类型泵的基础上设计了自动变速器。最近从叶片式泵领域引入无级变速动力转向技术6。通常齿轮和内齿轮油泵类型泵的密封性是基于部件的公差定义关键的径向间隙内的泵7。接近公差意味着更好的效率,也意味着更昂贵的部件,减少由于磨损的风险效率的增加。为了这些类型泵得到更高的压力如无级变速,则成本增加措施为径向压力补偿,另外:密封圈或复杂的转子概要8是必需的。另一个解决方案是泵位移量的增加,接受相应的功率损耗。在叶片泵的设计讨论中泄漏是可以避免的，叶片之间的联系和凸轮密封圈的径向间隙,如图5所示。在此值得注意的是容积效率低的原因可以忽略不计。这时叶片叶轮泵是推动作为无级变速的一个合乎逻辑的选择。从技术层面上说,这是个有争议的选择。叶片的倾斜,转子之间接触面积大、运行面积小，叶片与石油的存在会导致叶片粘连的问题9,这扰乱了微妙的径向力平衡的叶片泵是依靠放电和吸力之间防止发生短路。叶片通常需要某种程度的排放压力,推动它对凸轮和克服粘性剪切与叶片之间的摩擦。这有几大缺点,比如由在叶片和凸轮之间摩擦引起的机械效率降低,最低压力要求不低于泵不能运行和不利启动行为中缺乏排放压力，防止泵自吸。滚筒叶片泵如图6所示,从燃油泵已知技术提供了一个解决这些缺点的方法。它的工作原理是基于一个更积极的由径向力平衡离心力的滚轴上可以有更大的影响力。滚筒不粘由于相对较大运行的和有限的滚筒之间的接触面积和载体。它有一个良好的启动行为,并允许吸入和排出压力成为平等的。进一步的优势跟滚筒的结构。滚筒可以自由旋转，不断变化的接触凸轮和载体几乎经得住磨损。降低机械效率,如叶片泵10,磨损造成的凸轮变化不定的接触。没有弯曲转矩的情况下由切力引进,使其机械地强调倾斜叶片有利地工作。在成本方面滚筒形状和公差要求在叶片泵的设计中提供15%的成本效益比。表2显示了一些泵的类型之间的比较,故用于无级变速。泵系统从系统的角度双叶轮泵提供优势。他们基本上由两个独立的泵聚集在一个轴。这在增加了一个或两个阀门的情况下提供了以下功能。图7显示了一些示例:l 开关,可以有两个或三个流动交付模式(单1,单2、双)l 防止泵级的高速推进与其他导致的空穴现象(混联)l 节能的流量减少或减少压降(吸力控制)。l 分离压力电路(高低压)组合润滑压力可用于被动控制开关阀(图1)。这可以节省一个控制阀。迎风气流不足,润滑压力下降后泵切换到最大排量。在开关阀作为一个流量控制阀的时候如(图8)。可实现的功耗降低液压系统依赖于驱动循环泵系统布局。NEDC循环,比常规系统减少电力消耗约为60%。这减少了1.4%的耗油量。由于减少次生扭矩和增加离心压力滑轮的原因增加车辆速度次级压力下降。在高速度,降低功耗转化为燃料消耗的80%可以达到节省高达3.0%,忽略较高的发动机功率。在车辆快速加速时几千瓦的功率降低对车辆性能有显著的影响。系统与连续变量泵可以提供进一步的效率优势11。然而有以下这些缺点：l 降低容积效率引起凸轮和机盖之间的间隙增加。l 容积效率降低泵的位移量减少。l 泵流量控制可能需要一个最低压力水平高于最低CVT的压力。一个电机泵驱动系统可能是必须的l 流量控制增加变速器控制的复杂性。l 相对较高的成本。l 有限的改善可转换泵系统使其不得大于额外成本 表3显示了对照的一些选项。驱动系统正如前面提到的,快速改变变速器对泵的大小有很严格的需求,流量需求受到驱动系统的设计的影响。轮缸的表面及其配置在液压回路中发挥作用。电路的布局,也是变速器夹紧力KpKs比率是很重要的。这个参数,如图9所示,确定主次夹紧力之间的比率,需要保持变速器在静止的条件下。关于主要和次要汽缸压力,三个电路是已知的。a. 一个电路次级压力比主要压力大。b. 电路可以自由选择气缸压力。c. 电路有两个压力级气缸。图10显示了一些示例。第一个电路通常包含一个压力控制阀来控制次级压力并提供了夹紧力。主要的压力是通过换向阀控制传动比的次级压力。这个简单的低成本电路具有以下特性：l 气缸表面比率 设置为所需的最大KpKs保持在超速档变速器时加上一个额外的安全动态情况。快速改变向下传动,在这期间最关键的是次级气缸是满的。次级气缸表面因此在确定泵的大小时是一个重要的参数,l 改变流量不是只有部分气缸之间的转移，泵必须提高最流量的转变。l 压力控制阀位于流量流出的主要位置。次级压力不能减少至低于辅助压力(见图左)。在第二个电路最大的初级和次级缸之间的气缸压力开关。电路包含一个3/3阀每缸的管路压力由压力控制阀门控制1/2。该电路具有以下特性：l 气缸表面比。可以选择以满足最频繁发生的KpKs比。这样初级和次级压力位置大部分时间互相选择,这个电路次级气缸表面是一个重要的参数来确定泵的大小。出于成本的考虑,它也可以决定使用一样缸表面l 泵必须提高所有流量转变,l 两个汽缸压力可以减少外界压力。l 控制管路压力通常略高于初级和次级的最大压力。作为主要的压力可以克服次级压力、泵压力，两者将对液压效率有更大的的负面影响。第三电路达到降低泵的规格通过应用双表面分离功能的气缸夹紧力和比例控制。在移动过程中,夹紧力体积交换流程。该电路具有以下特性：l 优化缸表面对液压系统效率点朝着夹紧面的方向。这使夹紧力没有增加流量，夹紧力和比例控制压力的区别可以充分利用。大型表面与希望控制低夹紧力相矛盾,特别是对于提高最低系统压力的系统。l 泵必须提供流量比率外加一些额外的流动造成的而不是一个一个夹紧表面之间的交换。次级缸表面的比例在确定泵的大小的时候是一个重要的参数。l 夹紧力和比例控制压力从最大电路压力减少。这是由管路压力阀控制,由夹紧压力控制阀可以驳回。l 夹紧力不能减少到非常低的值。讨论了泵流中的剩余电路去掉了辅助功能，机油箱没有改变，这种效率是负面影响。目前泵系统被视为分离单元,位于电路和用于增压流体中从开始环境到所需的系统压力。下面的概念证明了这一原则,可以找到令人关注的可替代选择。第四电路在图10中包含两个独立的电路12伺服电机直供控制压力。虽然好的结果报告功耗系统需要两个独立电机驱动泵单元。最后电路显示在图10中目标与标准组件的低成本的解决方案。它使用一个4/3阀、压力控制阀、压差阀。电路包含两个泵,可以整合成一个双叶轮泵。电路的特性是:l 选择,圆柱体的表面,这样次级和主压力之间的区别。中间泵的基本压力损失,大部分时间是最小的。l 给泵提供最低变速器压力和补偿泄漏与增加压缩流动压力。l 最小的汽缸压力不能减少环境压力。l 压差阀最小压降的压力控制阀。l 泵可以驱动电器之一。减少能源需求的电路是基于自由选择气缸表面,实现减压泵上的压力差。表4对照显示了对驱动系统的讨论。滚筒叶片泵的设计滚筒叶片泵的设计包含了一些关键功能,将在这里讨论l 滚筒运动学和动力学l 凸轮设计l 噪声降低的措施和气穴的速度。滚筒运动学和动力学凸轮轮廓的设计叶片泵的凸轮轮廓的设计是一个重要的特性。凸轮轮廓的连续性影响泵的噪声和流量流动。l 滚筒上的力平衡作用l 上、下燃烧室容积l 泵腔内的压力不连续的两者之中的不变性必须制止。保持较高的连续性是最好的衍生品。凸轮轮廓包含部件固定半径和连接部件。一个泵阶段有一个最小和最大半径 (图11)单级的位移量可以确定方程(3), ,是凸轮。相反大多数叶片泵下泵室也会有助于导出泵流量。（3）连续凸轮轮廓高度连续性可通过应用多项式的部分连接不断的半径,恒角速度” ”,当地的凸轮半径及其衍生物可以描述如下。 （4）在过渡期半径和多项式的不连续是阻止确定多项式衍生品在这时是零,相当于最小二阶导数。通过这种方式,6个已知多项式常量(半径、速度、在开始和有效弯曲的加速度曲线)。能够优化的多项式。另外三个常量被用作引出顺序的多项式。这些常量选择基于函数的极小化 。（5）重量因素w1、W2和W3函数确定以下值的重要性:w1.最大径向速度。确定泵内的瞬时流量是由滚筒位移引起的。w2.最大径向向外加速影响凸轮滚子接触的损失。w3.最大径向加速度。增加滚筒与凸轮之间的影响力。径向向外加速凸轮曲线的负面影响和滚筒与凸轮之间的接触力是主要的优化参数。在早期设计阶段的损失接触是通过比较离心力来判断,乘以一个安全系数“S”,与(虚构的)凸轮加速度的力量。(6)凸轮加速度方程(6)基本上是力量所需遵循的最大凸轮加速度。假设方程不是依赖于滚筒质量“ ”和角速度“ ”。在现实中,影响可能在滚筒的压力差之上,对粘性剪切与运动学点凸轮轮廓和滚筒质点之间的差别有一些影响。这些都是考虑到一个综合的计算,将进一步解决。在需要情况下,凸轮轮廓调整来弥补这些影响。半径优化的一个例子,径向速度和径向加速度数据12、14所示得出多项式 。滚筒直径滚筒直径对其投影表面压力差时中的参数(直径长度)创建致力于滚筒压力。这个表面也影响瞬时流量泵内滚筒径向方向移动。为了避免大的作用力和高流动，滚筒直径应该尽可能小。位移量(公式3)主要是由垂直位置的滚筒分层厚度决定的,其中心线通过载体中心,分层厚度大约仅限在滚筒半径上。限制因素是急剧的接触载体和最大凸轮滚筒半径之间的联系如图15所示。对于一个完全相同的斜槽分层厚度可以用一个小的滚筒制得。为偏态角度在滚筒和标记或载体之间的接触力完全没有变化。较小的滚筒压力载荷作用在较小的滚筒上作为增加接触力在滚筒和标记之间导致的楔效应的补偿。在图15中载体和凸轮加载直径几乎相同。偏态滚筒位置强加了一个在滚筒上的切向加速度，当其在 和 之间移动时。这种加速和切向加速度是包含在滚筒上的力平衡。内部泵压力滚筒的工作压力对其动力学行为的影响。滚筒通过阶段表现在图11和图16所示。1. 吸入,滚轮被吸入泵包围。2. 压力累积,滚筒在吸入和排出压力之间形成密封。3. 放电,滚筒出口被排出压力包围。4. 压力释放,滚筒在放电和吸入压力之间形成密封。在吸入和排出时当缸内容量改变,内部压力室的压力不同于吸入和排出通道。在这些情况下流体流经这些通道的端口连接泵室。端口形成电阻,增加在放电室的压力,减少吸力。通过改变本地端口大小,泵腔内压力可以影响帮助积极影响滚筒和凸轮之间的接触力。这是唯一可能当滚筒半径移动方向在吸力和排出之间。端口在这期间在滚筒动态行为上发挥着重要作用。它的目的是一个实际的滚筒和凸轮之间的接触力。在压力输送期间这意味着较低的泵室首先增压，在压力输送期间较高的泵室首先增压。摩擦力作用在滚筒上的摩擦力：l 在滚筒和凸轮上的摩擦力l 在滚筒和载体上的摩擦力l 滚筒面和壳体之间的粘性剪力主要的摩擦由于滚筒和凸轮之间的接触力导致。每个滚筒的摩擦损失依赖于部分接触力和部分摩擦系数。凸轮加速度(虚构的)强加于滚筒上导出多项式。在半径和出口压力相关力量主导力平衡,几何、负载、材料性能和燃油性能影响摩擦系数在凸轮滚筒的接触和滚轮架的联系。这个复合系统决定了凸轮滚筒轴或凸轮载体。摩擦学的行为超出了本文的范围。当滚筒位移在和吸入和排出期间摩擦力在滚筒和载体之间发生。在这些情况下。滚筒和载体之间的接触力小,摩擦是有限的。在滚筒的前面和周围的外壳之间发生粘性剪力。这些相对较小的损失依赖于泵的速度,油温度和滚筒之间的轴向间隙和外壳。运动学和动力学结果一个全面的计算程序支持设计。重要的计算数据基于给定的几何凸轮载体。滚筒和端口对于一个给定的速度、压力和温度的泵工作。下面为计算步骤：1. 计算质量点,接触点和角度2. 计算滚筒速度和加速度3. 计算燃烧室体积和梯度4. 计算自由端口的表面5. 计算通过上部和下部之间的端口和燃烧室的流动速度6. 计算相关室压力(迭代)7. 计算气穴速度,基本流动速度8. 计算负载和接触部(正常、摩擦)工作滚筒(通过迭代摩擦学的模型)9. 计算机械容积泵和效率损失图17显示了一个图形表示的部分滚筒工作，这个数字就是一个例子，力的值不成比例。图18显示了一些计算结果从RV泵项目，显然滚筒和凸轮显示之间的接触力在不断对滚筒半径导致最大的压差。载体设计载体几何结构影响滚筒的动力学行为。滚筒沟槽形状间隙。在滚筒和槽之间是很重要的。大多数时候,滚筒的传动侧槽接触(图19)。压力积累的压力差在滚筒推进滚筒与传动侧对立。在压力排出期间将压力推向对面。这个运动是燃油阻尼的存在必须挤压滚筒之间的间隙
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