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轻型载货汽车制动器设计,轻型,载货,汽车,制动器,设计
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本科学生毕业设计轻型载货汽车制动器设计 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 07-7 班 学生姓名： 李正彬 指导教师： 田 芳 职 称： 实验师 黑黑 龙龙 江江 工工 程程 学学 院院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Light Bills Automobile Brake Candidate：Li Zhengbin Specialty：VehicleEngineering Class：07-7 Supervisor：Tianfang Title：EngineerHeilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业设计I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，故本次轻型载货汽车采用前盘后鼓式制动器。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。设计的主要内容包括：制动器的研究现状及意义、制动器方案的选择与分析、盘式制动器结构的设计、鼓式制动器结构的设计。关键词：轻型载货汽车，盘式制动器，鼓式制动器，制动蹄，设计黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTThe brake has played a significant role in vehicular security since the car was born. In current, most of the brake is frictional, which concludes disc brake and drum brake. The chief advantages of disc brake are that it can apply the brake quickly in high-speed trig, that it has a better cooling function than drum trig, and that the application of the brake can have a long affection. While the chief advantages of drum brake are that trig hoof can have less abrasion and cost, and that it can be easily mended .As the drum brake has a higher drag force than disc brake, it use in rear wheel drive truck widely, due to these factions, We use before the disc brakes followed by the drum brake in this light shipment car.The front axle of this design use before the floating disc brakes, and the rear axle use brought from the hoof type drum brake.The first chapter of the design instruction chiefly introduces the current state and the purport of brake, the second chapter tells the choice and the analysis of the brake project mostly, the following chapter describes the calculation and check of the disc brake structural design, and the last chapter introduces the calculation and check of the drum brake structural design.Keywords: Light bills car,Disc brake ,drum brakes, Brake shoes, design.黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录摘要.IABSTRACT.II第 1 章 绪论.11.1 制动器的目的意义.11.2 制动器的研究现状 .11.3 制动器的研究内容及方法 .31.4 本章小结.4第 2 章 制动器方案论证分析与选择.52.1 制动器结构方案的确定.52.1.1 鼓式制动器结构方案的确定.52.1.2 盘式制动器结构方案的确定.82.2 制动器主要参数及其选择.92.2.1 制动器设计相关主要技术参数.92.2.2 同步附着系数.102.2.3 前后轴制动力矩分配系数 b .102.2.4 制动器最大制动力矩.112.3 本章小结 .11第 3 章 盘式制动器结构设计.123.1 盘式制动器的主要参数确定 .123.1.1 制动盘直径 D.123.1.2 制动盘厚度 h.123.1.3 摩擦衬片内半径 R1 与外半径 R 摩擦衬片工作面积 A.123.2 盘式制动器的主要零部件设计 .123.2.1 制动盘 .123.2.2 制动钳 .133.2.3 制动块 .133.2.4 摩擦材料 .14黑龙江工程学院本科生毕业设计3.2.5 制动轮缸 .143.2.6 制动器间隙的调整方法.153.3 盘式制动器强度校核.153.3.1 摩擦衬片的磨损特性的计算.153.3.2 盘式制动器最大制动力矩的计算 .163.3.3 盘式制动器最大制动力矩的计算 .183.4 本章小结 .20第 4 章 鼓式制动器结构设计.214.1 鼓式制动器的主要参数确定 .214.1.1 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 .214.2 鼓式制动器的主要零部件设计 .224.2.1 制动鼓 .224.2.2 制动蹄 .224.2.3 制动底板 .224.2.4 制动蹄的支承 .234.2.5 制动蹄片上的制动力矩与张开力 .234.2.6 制动器因数与制动蹄因数的分析计算 .274.2.7 驻车制动计算 .304.2.8 制动轮缸的选择 .314.3 鼓式制动器强度校核 .324.3.1 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算.324.3.2 制动蹄支承销剪切应力计算.324.3.3 回位弹簧强度校核 .334.4 本章小结 .34结 论.35参考文献.36致 谢.37附录 A .38附录 B .40黑龙江工程学院本科生毕业设计1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 制动器的研究现状在汽车技术飞速发展的今天，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。也只有制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的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。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。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。对于国外汽车制动器的选择原则，在欧洲，越来越多的货车采用 4 轮盘式制动系统，并大有取代以往的鼓式制动器之势。鼓式制动器虽然常规制动效果好，但如果多次连续制动或下长坡制动，就会引起制动器温度迅速升高，对制动的有效性和制动器本身带来的安全性有较大的影响。而盘式制动器则有效地黑龙江工程学院本科生毕业设计2克服了鼓式制动器的弊端，并且具有良好的热稳定性和水稳定性，能够防止汽车跑偏，并确保汽车稳定的制动效果，从而规避了制动风险。可以说 4 轮盘式制动器是货车行业制动系统的发展方向。由于他们对价格不敏感，他们主要追求性能加上汽车技术比较发达，目前已经基本上形成“前盘后盘”的形式。而在国内我国制动器发展前景广阔，据统计，预计 2009 年汽车产量将达到1273.7 万辆，2010、2011 年将持续保持增长，预计增长率在 19%至 20%之间。2009 年中国将成为世界第一汽车生产大国，同时中国汽车消费量占全球总消费量比例已达 12%，在 2015 年左右国内汽车销售也有望超过美国，成为第一大汽车消费市场。到 2020 年，中国本土汽车产量将达到 2000 万辆左右，其中两成产品将进入国际市场。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。从中国汽车工业协会统计的情况来看，2008 年汽车鼓式制动器总成需求规模达到2046 万台，其中乘用车鼓式制动器总成市场 377 万台，商用车鼓式制动器总成市场 1669 万台，预计 2013 年乘用车鼓式制动器总成市场 928 万台，商用车鼓式制动器总成市场 2937 万台。目前主要生产企业有亚太机电、重庆红宇、万向钱潮、浙江万安等企业。亚太机电一直是我国鼓式制动器产量最大的企业。制动器作为制动系中直接作用制约汽车运动的一个关健装置，它是将汽车的动能以摩擦方式转化为热能并加以吸收的机构，不仅要按产生足够的制动力的条件，还要按能量容量和磨损寿命足够的条件来确定制动器4。为确保制动稳定性可靠，热稳定性好，寿命长，造价低，现今的制动器产品无论从性能、结构方面，还是生产制造方式和操纵控制方面，都在发生着诸多的变化。它们大大地优化了制动器各方面的性能，从某种程度上看,这些变化也反映了汽车制动器的发展方向。制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。盘式制动器和鼓式制动器分别用于前轮和后轮。是汽车上最重要的安全件。目前汽车制动器基本都是摩擦制动器按照摩擦副中旋转元件的不同分为鼓式制动器和盘式制动器两大类。鼓式制动器又有领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式 、双从蹄式、单向自增力式、双向自增力式制动器等结构型式。盘式制动器有固定钳式，浮动钳式，浮动钳式包括滑动钳式和摆动钳盘式两种型式。滑动钳式是目前使用广泛的一种盘式制动器 。由于盘式制动器热和水稳定性以及抗衰减性能较鼓式制动器好，可靠 性和安全性也好，而得到广泛应但是盘式黑龙江工程学院本科生毕业设计3制动器效能低，无法完全防止尘污和锈蚀，兼做驻车制动时需要较为复杂的手驱动机构，因而在后轮上的应用受到限制，很多车是采用前盘后鼓的制动系统组成。电动汽车和混合动力汽车上具有再生制动能力的电机，在回收制动能量时起制动作用，它引入了新型的制动器。作为一种新的制动型式，势必引起制动型式的变革。电制动系统制动器是基于传统的制动器，也分为盘式电制动器和鼓式电制动器，鼓式电制动器由于制动热衰退性等缺点，将来汽车上会以盘式电制动器为主。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，但是自刹作用，鼓式刹车有良好的自刹作用，由于刹车来令片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度(当然不会大到让你很容易看得出来)刹车来令片外张力(刹车制动力)越大，则情形就越明显，因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别可能祗有大型采气动辅助，而小型车采真空辅助来帮助刹车。成本较低：鼓式刹车制造技术层次较低，也是最先用于刹车系统，因此制造成本要比碟式刹车低。同时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，大多数轻型货车采用前盘后鼓的形式选择制动器类型。1.3 制动器的研究内容和方法 制动器主要有摩擦式、液力式、电磁式等几种形式，目前广泛使用的是摩擦式制动器，摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用作中央制动器；鼓式制动器分为领从蹄式制动器、单向双领从蹄式、双向双领从蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式。盘式制动器分为钳盘式、全盘式。本设计采用前盘后鼓式制动器，前盘采用浮动钳盘式制动器，后鼓采用领从蹄式制动器。根据课题内容，任务要求深入了解汽车制动器的构造及工作原理；并收集相关轻型载货汽车制动器设计资料；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最终确定制动器的设计方案。黑龙江工程学院本科生毕业设计41.4 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内容及方法。黑龙江工程学院本科生毕业设计5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。黑龙江工程学院本科生毕业设计6 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黑龙江工程学院本科生毕业设计7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 双领蹄式制动器黑龙江工程学院本科生毕业设计8 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计9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。a b ca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黑龙江工程学院本科生毕业设计101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表 2.1 制动器设计相关主要技术参数空载m=1820kg整车质量满载m=3005kg空载hg=0.23m质心高度满载hg=0.22m轴距L=3.34m最高车速Vmax=95km/h车轮工作半径357mm369mm轮胎6.50-167.00-16同步附着系数0.6轴荷1315/16902.2.2 同步附着系数 1、当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转0向能力；2、当时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车0失去方向稳定性；黑龙江工程学院本科生毕业设计113、当时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧0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，即，为制动强度。而在其他附gqgdtdu0/0qq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q只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。0根据相关资料查出轻型载货汽车同步附着系数0.5 取 0.6。02.2.3 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 LhLg02（2.1）满载时 6 . 034. 322. 06 . 087. 12.2.4 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： )(12gqhLLGF（2.2） egerqhLLGrFM)(12max2（2.3）式中 该车所能遇到的最大附着系数=0.8； 制动强度；q 车轮有效半径；er 后轴最大制动力矩；max2M 汽车满载质量；G汽车轴距。L其中77. 022. 0)6 . 08 . 0(47. 18 . 047. 1)(011ghLLqmNrqhLLGrFMege/34534. 3369. 08 . 0)22. 077. 047. 1 (3005)(12max2黑龙江工程学院本科生毕业设计122.3 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计13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 406.40.79=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 10mm20mm；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 20mm50mm，但多采用 20mm30mm。本设计采用通风制动盘，厚度取 20mm。3.1.3 摩擦衬片内半径与外半径1R2R 推荐摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于 1.5。若此比值偏大，2R1R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=100mm， =150m。1R2R3.1.4 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/cm23.5kg/ 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 cm2。3.2 盘式制动器的主要零部件设计3.2.1 制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或者添用，等的合金铸铁制成。其rCiN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 20mm22.5mm 之间。而一般不带通风槽的制动盘，其厚度约在 10mm13mm 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计143.2.2 制动钳 制动钳由可锻铸铁 KTH37012 或球墨铸铁 QT40018 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 7.5mm16mm 之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在 14mm22mm 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 16mm。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黑龙江工程学院本科生毕业设计15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 100120温度下，它具有较高的摩擦系数（） ，冲击强度比模压材料高 45 倍。但耐热性差，在 200250以上4 . 0f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 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。 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 0.1mm0.3mm（单侧为0.05mm0.15mm） 。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。黑龙江工程学院本科生毕业设计163 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，其单位为。2/mmW 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： 1222112)(21tAvvmea（3.1） )1 (2)(21222212tAvvmea（3.2） jvvt21（3.3）式中：汽车回转质量换算系数；汽车总质量；amv1，v2汽车制动初速度与终速度，；计算时轻型载货汽车取sm/；hkmv/951制动减速度，计算时取；t制动时间， ；j2/smgj6 . 0s，前、后制动器衬块的摩擦面积；1A2A制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有：02v1 1211221tAvmea黑龙江工程学院本科生毕业设计17（3.4） )1 (2212212tAvmea（3.5）将，。代02v1kgma3005smv/2 .2212120cmA 6 . 0入式（3.3）可求得；代入式（3.4）则可求得st7 . 3。221/0 . 6/08. 5mmWmmWe轻型货车盘式制动器的比能量耗散率应不大于。比能量耗散率过高，2/0 . 6mmW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。经校核符合要求。21120cmA 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： ghdtdumGLLZ21（3.6）对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为： ghdtdumGLLZ12（3.7）式中：汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；1Z汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；2Z汽车轴距，mm；L汽车质心离前轴距离，mm；1L汽车质心离后轴距离，mm；2L黑龙江工程学院本科生毕业设计18汽车质心高度，mm；gh汽车所受重力，N；m汽车质量，；Gkg汽车制动减速度，。dtdu2/sm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于汽车前、后轴车轮的总的附着力21BBBFFF21FFF dtdumGFFB（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： LhLGZg/ )(21（3.9） LhLGZg/ )(22（3.10） GqdtdugGFFFBBB21（3.11）式中：制动强度；，前后轴车轮的地面制动力。q1BF2FB前后轴车轮的附着力为： ggBqhLLGLhFLLGF221（3.12） )()(222ggBqhLLGLhFLLGF（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： GFFff21（3.14） )()(1221ggffhLhLFF（3.15） 黑龙江工程学院本科生毕业设计19式中：前轴车轮的制动器制动力：1fF ； 121ZFFff（3.16）前轴车轮的制动器制动力：2fF ； 222ZFFBf（3.17）前轴车轮的地面制动力；1BF前轴车轮的地面制动力；2BF，地面对前、后轴车轮的法向反力；1Z2Z汽车重力；G，汽车质心离前、后轴的距离；1L2L汽车质心高度。gh本设计为轻型载货汽车，满载质量为 3005，=0.6 ，L=3340，=1470mm，=1870mm，=220mm。根据式（3.9） ， （3.10）可得1L2LghZ1=17652N，Z2=15324N；由式（3.12） ， （3.13）可求得，NFf10691。NFf6662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。通常比值：轿车约为 1.31.6。经校核，符合要求。47. 12121ZZFFff前轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为： egrefrqhLLGZT21max1（3.18）式中车轮有效半径，本设计为轻型载货汽车，轮胎型号为 6.50-16。er则有效半径。根据式（3.13）可得：。mmre357mNTf/350max1一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 为平均半黑龙江工程学院本科生毕业设计20径或有效半径已足够精确。如图 3.2 所示，平均半径为mReR 221RRRm（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，在任一单元面积上的摩擦力对制动盘中心的力矩为RdRd，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dRdfqR2用于制动盘上的制动力矩为： )(32231322121RRfqdRdfqRTRR （3.20）单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为： )(212221RRfqfqRdRdfNRR（3.21）得有效半径为： )221()(1 343222212121223132RRRRRRRRRRfNTRfe（3.22）令 则有：mRR21 meRmmR)1 (1 342（3.23）黑龙江工程学院本科生毕业设计21因，故。当,，。121RRm 41)1 (2mmmeRR 21RR 1mmeRR 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与内半径的比值不大于 1.5，则取1R2R，可得作用半径。150,10021RR125R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： (3.24)fNRTf2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，可得，。fNRTTff2max1NN49.12053mNTf/15.8463.4 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计22第 4 章 鼓式制动器结构设计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、制动鼓直径 D轮胎规格为 7.00-16 Dr=2.5416=406.4mm根据商用车 D/Dr=0.700.83 之间，故取 0.8D=Dr0.8=325.12mm2、制动蹄摩擦衬片的包角和宽度 b黑龙江工程学院本科生毕业设计23摩擦衬片的包角在范围内选取。12090 取100表 4.1 衬片摩擦面积与汽车及汽车质量关系表汽车类型汽车总质量（t）单个制动器总的衬片摩擦面积2/cmA0.91.5100200轿 车1.52.52003001.01.51202001.52.51502502.53.52504003.57.03006507.012.05501000客车与货车12.017.06001500根据单个制动器总的衬片摩擦面积取 250-400A2cm初选 A=3002cm其中为弧度。RAb R=D/2=325.12/2=162.56mmmmb106)180/10056.162(300003、摩擦衬片初始角的选取根据 40)2/100(9004、张开力 P 作用线至制动器中心的距离 a根据 a=0.8R得 a=0.8162.56=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=0.8162.56=130.048mm 取 130mm 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。所以选择黑龙江工程学院本科生毕业设计24摩擦系数 f=0.3。4.2 鼓式制动器的主要零部件设计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 15Ncm20 Ncm；对货车和客车为 30Ncm40 Ncm。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 7mm12mm；中、重型载货汽车为 13mm18mm。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 3mm5mm；货车和客车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为 4.5mm5mm；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 KTH37012 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 KTH37012。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(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)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。黑龙江工程学院本科生毕业设计25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 adabRqqbRdadNsinmax（4.1）而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为 adafbRqfRdNdTTfsin2max（4.2）从到区段积分上式得到a ) cos(cos2maxfbRqTTf（4.3） 法向压力均匀分布时，有 bRdaqdNp) (2fbRqTTpf（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 计算制动力矩的方法，且更为方便fTT黑龙江工程学院本科生毕业设计26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可表达如下：TfT 11fNTfT（4.6）式中： -摩擦系数f -单元法向的合力1N -摩擦力的的作用半径11fN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 所示为了计算与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方1N1P程式： 0)sin(coscos111101NSPx（4.7） 01111NfcSaPx（4.8）式中: -支承反力在轴上的投影；xS11x轴与的作用线之间的夹角。11x1N cacahcos（4.9）联立（4.6） 、 （4.7）式得到 11111)sin(cosffchPN（4.10）黑龙江工程学院本科生毕业设计27将式（4.10）带入式（4.6）中得到领蹄的制动力矩为 11111111)sin(cosBPffcfhPTf（4.11）对于从蹄可得类此的表达式 22222222)sin(cosBPffcfhPTf（4.12）为了确定及必须求出法向力 N 及其分量。如果将 dN 看作是它投2121影在轴和轴上的分量和的合力，根据公式（4.1）有1X1YxdNydN 4) 2sin2sin2(sinsinmax2maxbRqdabRqdNNx（4.12）式中 4) 2cos2(coscossincosmaxmaxbRqdabRqdNNx（4.13）所以 )2sin2sin22cos2cosarctan()arctan(yxNN（4.14）式中，摩擦衬片起始角，题目取则100 400100a 30001302 . 7)60sin)1302sin(1801002)1302cos()302cos(arctan()arctan(1yxNN根据（4.3）(4.6)得则有yxNNN1221) 2sin2sin2() 2cos2(cos) cos(cos4R那么mm3 .182)60sin260sin745. 12()602cos60(cos)130cos30(cos56.1624221根据和其中11111)sin(cosffcfhB22222)sin(cosffcfhB；3 . 0f黑龙江工程学院本科生毕业设计28；mmac13210cos130cos0；mmcah260130130。2 . 71因此mmffcfhB7 .1753 .1823 . 0)2 . 7sin3 . 02 . 7(cos1323 .1822603 . 0)sin(cos11111 由于领蹄与从蹄对称布置，所以，得出21217 .783 .182. 3 . 0)2 . 7sin3 . 02 . 7(cos1323 .1822603 . 0)sin(cos22222ffcfhB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 221121BPBPTTTTfTff（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 ， 1115 . 0BTPTf2225 . 0BTPTf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（为附着力）根据公式FFmaxFGF 式中：地面附着系数（干水泥混凝土路面） 。8 . 0汽车重力 NG294498 . 93005NGF235597 . 029449根据前后车轮制动器制动力分配系数 5 . 16 . 016 . 0121FF（4.16） 联立（4.16）得 NFF23559NF4 .141351NF6 .94232单个后轮制动器制动力 NNFF8 .471126 .9423222单个后轮制动力矩为 rrFT2（4.17）式中：为车轮滚动半径。rr黑龙江工程学院本科生毕业设计29由于 SY1030BY2S 型选用的轮胎型号是 7.00-16，子午线普通花纹轮胎。滚动半径，即轮胎在额定载荷时滚动半径。mmrr369根据公式（4.17）单个后轮制动力矩mNrFTr17393698 .47112计算张开力得NBTP98981757. 017395 . 05 . 011NBTp11048787. 017395 . 05 . 022计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁现象的可能。由式（4.10）得出自锁条件0)sin(cos11fRfc如果式中不会自锁因为11sin1coscRcf3 . 0f3 . 079. 02 . 7sin1323 .1822 . 7cos132sin1cos11cc所以满足条件不自锁。由（4.3）和（4.10）式可计算出领蹄表面最大压力为1112111max)sin(cos)cos(cosffcbRhPq3 .1823 . 0)2 . 7sin3 . 02 . 7(cos132)130cos30(cos56.1621063 .18226098982 kpammN1556/55. 124.2.6 制动器因数与制动蹄因数的分析计算1.领蹄制动蹄因数 鼓式制动器的简化图，如图 4.3黑龙江工程学院本科生毕业设计30hRbc鼓 式 制 动 器 简 化 受 力 图p图 4.3 鼓式制动器简化受力图根据公式：其中 h/b=260/130=2;通过查制动因数与摩擦)1(1bcffbhBFT系数关系曲线可求因此可计算出85. 01TBF98. 0bc2.从蹄的制动因数根据公式：得出)1(2bcfbhBFT4 . 0)67. 13 . 013 . 0(22BFT1 领蹄；2 从蹄图 4.4 制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系TBFdfdBFT/ 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。黑龙江工程学院本科生毕业设计31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制动摩擦产生的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，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。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 1222112)(21tAvvmea（4.18） )1 (2)(21222212tAvvmea（4.19）式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，；02v1 汽车总质量am ，汽车制动初速度与终速度，；计算时货车取 22.2m/s1v2vsm/ 制动时间，单位 ；按下式计算单位；tssjvvt7 . 362 .2221 制动减速度，j2/sm2/6106 . 06 . 0smgj 后制动器衬片的摩擦面积；质量在 2.5-3.5t 货车摩擦衬片面积2A在，故取。2)400250(cm2230000mmA 制动力分配系数。222212/33. 1)6 . 01 (300007 . 3222 .223005)1 (221mmwtAvmea轻型载货汽车鼓式制动器的比能量消耗率不大于故符合要求。2/8 . 1mmw磨损特性也可以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磨损功fL 22maxfaafLAvmL（4.20）式中：汽车总质量；am黑龙江工程学院本科生毕业设计32 汽车最高车速；maxav 车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积；A 许用比摩擦功，对于客车和货车取；fL22/900/600cmJcmJ 满足要求。/4 .846300422630052222maxfaafLcmJAvmL4.2.7 驻车制动计算 汽车在上坡路上停驻的受力如图所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为同样)sincos()sincos(112gagahLLgmhLLGZ可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为。) sincos(12gahLLgmZ图 4.4 汽车在坡路上停驻受力简图根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡和下坡路上停驻时的坡度极限倾角。 sin)sincos(1gmhLLgmaga（4.21）求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡倾角为 ghLL11arctan（4.22）故满载时：黑龙江工程学院本科生毕业设计333 .2022. 08 . 034. 347. 18 . 0arctanarctan1ghLL5 .1822. 08 . 034. 347. 18 . 0arctanarctan1ghLL空载时：4 .2023. 08 . 034. 347. 18 . 0arctanarctan1ghLL4 .3323. 08 . 034. 347. 18 . 0arctanarctan1ghLL一般要求各类汽车的最大驻车坡度不应小于 16%20% 汽车列车的最大停驻坡度约为 12% 左右。由以上计算可知满足法规规定。汽车满载在上坡时后轴的驻车制动力矩接近于有 a 所定的极限值mNigrmTea14.428488. 0/3 .20sin369. 08 . 93005/sin0max驻4.2.8 制动轮缸的选择1、制动轮缸直径 d 的确定制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关系为PFd/20其中：制动轮缸对制动蹄施加的张开力，N；0F P 制动管路压力，Mpa。制动管路液压在制动时一般不超过，对盘式制动器可再取MPa1210aP高些。压力越高，轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。前轮缸直径，根据 HG2865-1997 标准规定尺寸系列取，取直径为6 .401d40mm;将半径带入式中计算得管路压力为：62.17)/(211wdwPP后轮缸直径，取为 40mm，6 .402d将半径带入计算的管路压力为64. 62P黑龙江工程学院本科生毕业设计34压力比为 37. 062.1764. 612入出PPPP制动力分配调节装置选用惯性比例阀 GPF-1，其要求压力比02. 04 . 0入出PP2、制动主缸直径的确定0d第 i 个轮缸的工作容积为 inidV1214其中：第 i 个轮缸活塞的直径，mm；id n轮缸中的活塞数目，mm； 第 i 个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制i动器可取 2.02.5mm。盘式：d = 40mm ，n=2，得321212512402441mmidVn鼓式：d =40mm,n=2, 得321222251224044mmdVin全部轮缸的总工作容积: 3215024)54.1133625.961(2)(2mmVVV所有轮缸的工作容积为，式中 m 为轮缸数目。对于乘用车，miVV1v0=1.1v 在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 653150243 . 13 . 10VV主缸活塞行程和活塞直径为： 0S0d02004SdV一般，本设计取00)2 . 18 . 0(dS00dS 得：，主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：mmd3 .40019，22，26，28，32，35，38, 40, 45。根据 QC/T311-1999 中规定的尺寸系列根据 QC/T311-1999 中规定的尺寸系列，取为 40mm。黑龙江工程学院本科生毕业设计354.3 鼓式制动器强度校核4.3.1 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算由公式 egerqhLLGrFM)(12max2（4.23）可算出制动蹄的最大制动力矩。如果已知铆钉的数目 n，铆钉的直径maxTfd 及材料，即可验算其剪切应力 42maxndTft式中：铆钉材料的许用剪切应力本设计数据为：铆钉数为 6 个，直径为 4mm，材料选用 ML2 钢，需用剪切应力Mpa145mNffcfhPTTf17393 .1823 . 0)2 . 7sin3 . 02 . 7(cos132103 .1822603 . 09898)sin(cos3111111mNffcfhPTTf8703 .1823 . 0)2 . 7sin3 . 02 . 7(cos132103 .1822603 . 011048)sin(cos3222222MpandTf236)104(417394232max1MpandTf55.116)104(48704232max2满足设计要求。4.3.2 制动蹄支承销剪切应力计算在算得制动蹄上的法向力，制动力矩，及张开力，后，1N2N1TfT2TfT1P2P可求得支撑销承受的支撑力,及支撑销的剪切应力,如下：1S2S12 ASAS2211（4.24）式中：A支撑销的截面积。支撑销的直径为 28mm，材料选用 45 号钢，许用剪切应力。 Mpa140其中黑龙江工程学院本科生毕业设计36 222111CfRNPScfRNPS（4.25）一般来说，的值总要大于，故仅计算领蹄的支撑销的剪切应力即可：1S2S其中：NffchPN26.4562382.2273 . 0)2 . 7sin3 . 02 . 7(cos5 .1653268 .14284)sin(cos11111 MPadfRNaPAS3 . 810)1028(42 .2033 . 024.456231638 .1428443232111故强度符合要求。4.3.3 回位弹簧强度校核根据国标 GB/T2088-1997 可知：弹簧 d=4mm D=20mm 初拉力 p=148N. 有效圈数 n=25.538dPDK5dDc31. 15615. 0454154615. 04414ccckMPadPDK3 .15414. 36431. 120814883图 4.5 弹簧初应力根据上表可知弹簧剪切应力符合要求。 MPa3 .154黑龙江工程学院本科生毕业设计374.4 本章小结 本章主要是鼓式制动器主要参数的确定及设计鼓式制动器的主要原件：1制动鼓、2 制动蹄、3 制动底板、4 制动蹄的支承等，对制动蹄片上的制动力矩与张开力、制动器因数与制动蹄因数、驻车制动、制动蹄支撑销剪切应力等进行了计算。通过对鼓式制动器的分析与计算，使我掌握了鼓式制动器的主要原件的计算过程以及分析方法。黑龙江工程学院本科生毕业设计38结 论本次毕业设计是以轻型载货汽车制动器为研究对象,根据设计要求，通过查阅相关资料，确定本设计采用了前轮浮动钳盘式制动器、后轮采用领从蹄制动器，运用专业知识和资料对轻型载货汽车制动器的结构形式进行分析，总结出设计方案并进行制动器各部件参数的选择和计算。设计中制动器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力矩、制动分配系数以及制动器各零部件的选择方面均满足要求，同时通过 AutoCAD 绘图软件进行总装以及零部件图形绘制从而达到毕业设计预期要求。黑龙江工程学院本科生毕业设计39参考文献1刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社, 2001.2陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通出版社 ,1999.3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,20044林 宁.汽车设计M. 北京：机械工业出版社,1999.5李景俊.客车制动系统发展趋势J.世界汽车，2003.6中国市场研究报告组.2009-2013 年汽车制动器总成行业市场报告J.中国报告网，2009.7余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社 ,2000.8王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社,2004.9张元才.制动系统的发展现状及趋势J.汽车研究与开发，2005.10马瀚明. 客车盘式制动器普及势在必行J.中国客车网，2011.11程桢.工程力学M.北京：中国计量出版社,2008.12汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册-设计篇M.北京：人民交通出版社,2001.13汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册-基础篇M.北京：人民交通出版社,2001.14汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册-实验篇M.北京：人民交通出版社,2001.15吉林工业大学汽车教研室M.汽车设计.北京：机械工业出版社,1981.16臧杰.汽车构造M.北京：机械工业出版社,2005.17王振军.汽车典型结构图册M.北京：人民交通出版社,2008.18张洪欣.汽车设计M.北京：机械工业出版社,1999.19Marcus Bobrner.Harald Straky,Thomas Weispfenning,etal.Model Based Fault Detection of Vehicle Suspension and Hydraulic Brake SystemsJ.Mechatronics,2002.20Bijwe Jayashree.Composites as friction materials:Recent developme黑龙江工程学院本科生毕业设计40Nts fiber reinforced friction materials-areviewJ.PolymerComposites,1997.致 谢经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。 在这里首先要感谢我的导师田芳。她平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是田老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了敬佩田老师的专业水平外，她的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。 然后还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业设计才会顺利完成。最后感谢黑龙江工程学院四年来对我的大力栽培。黑龙江工程学院本科生毕业设计41附 录 A现代汽车制动器发展浅析 国内汽车制动器应用情况随着我国汽车工业技术的发展 ,特别是轿车工业的发展,合资企业的引进，国外先进技术的进入，汽车上采应用盘式制动器配置才逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性，满足人们不断提高的生活物质需求、改善生活环境等方面都发挥了很大的作用。1、在轿车、微型车、轻卡、 SUV 及皮卡方面：在从经济与实用的角度出发，一般采用了混合的制动形式，即前车轮盘式制动，后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%80%，所以前轮制动力要比后轮大。生产厂家为了节省成本，就采用了前轮盘式制动，后轮鼓式制动的混合匹配方式。采用前盘后鼓式混合制动器，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动性能的要求比较高，这类前制动器主要以液压盘式制动器为主流，采用液压油作传输介质，以液压总泵为动力源，后制动器以液压式双泵双作用缸制动蹄匹配。目前大部分轿车 (中档类如夏利、吉利、神龙富康、上海华普、捷达)、微型车（长安之星、昌河、丰田海狮、天津华利、江铃全顺）、高端轻卡（东风小霸王、江铃、瑞风、南京依维柯）、SUV 及皮卡（湖南长丰、江铃皮卡）等采用前盘后鼓式混合制动器。 2004 年我国共产此类车计 110 万辆以上。但随着高速公路等级的提高，乘车档次的上升，特别上国家安全法规的强制实施，前后轮都用盘式制动器是趋势。2、在大型客车方面：气压盘式制动器产品技术先进性明显，可靠性总体良好，具有创新性和技术标准的集成性。欧美国家自上世纪 90 年代初开始将盘式制动器用于大型公交车。至 2000 年，盘式制动器（前后制动均为盘式）已经成为欧美国家城市公交车的标准配置。我国从 1997 年开始在大客车和载重车上推广盘式制动器及 A BS 防抱死系统，因进口产品价格太高，主要用于高端产品。2004 年 7 月 1 日交通部强制在 7-12 米高型客车上 “必须”黑龙江工程学院本科生毕业设计42配备后，国产盘式制动器得以大行其道。北京公交电车公司、上海公交、武汉公交、长沙公交、深圳公交、广州公交等公司，都在使用为大客车匹配的气压盘式制动器。生产厂家主要有：宇通公司 2004 年产 20000 多辆客车，其中使用盘式制动器的客车已占一半多；宇通公司自制底盘部份是由二汽在 EQ153前后桥基础升级更改的，每年有 10000 多套。二汽东风车桥用 EQ153 前后桥改型匹配气压盘式制动器的前后桥总成约占 6000 套以上，是宇通公司最大的气压盘式制动器桥供应商。宇通公司每年需在一汽采客车底盘 3000 多台，一汽客底 2004 年供了 2000 多台，其中带盘式制动器占一半以上。如一汽客底采用 4E 前转向系统配置气压盘式制动器前桥、 11 吨 420 后桥装在 6100（10米）豪华客车上； 7 吨盘式前桥与 13 吨 435 后桥配装在 6120（12 米）豪华客车上等，都是宇通公司市场前景较好，利润附加值很高的车型。江苏金龙客车的 7-9 米高型客车客车采用湖桥供带盘式制动器的车桥 2004 年在 5500台左右。厦门金龙客车 10-12 米高型客车以上客车、丹东黄海客车 10-12米高型客车、安徽凯斯鲍尔等等国内知名的大型厂家均已在批量生产带盘式制动器的高档客车。3、重型汽车方面：作为重型汽车行业应用型新技术，气压盘式制动器的已经属成熟产品，目前具有广泛应用的前景。 2004 年 3 月红岩公司率先在国内重卡行业中完成了对气压盘式制动器总成的开发。 2005 年元月份中国重汽卡车事业部在提升和改进卡车底盘的过程中，在桥箱事业部配合下，将 22.5英寸气压盘式制动器成功“嫁接”到了重汽斯太尔重卡车前桥上。气压盘式制动器在重汽斯太尔卡车前桥上的成功 “嫁接” ，解决了令整车厂及用户困扰已久的传统鼓式制动器制动啸叫、频繁制动时制动蹄片易磨损、雨天制动效能降低等一系列问题。气压盘式制动器首次在斯太尔卡车前桥上的应用，也为今后开发重汽高速卡车提供了经验和技术储备。与此同时陕西重汽、北汽福田、一汽解放、东风公司、江淮汽车等国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期型试试验及技术贮备工作，盘式制动器在某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势。黑龙江工程学院本科生毕业设计43附 录 BThe development of modern automobile brake baiThe application of the domestic auto disc brake As Chinas automobile industry and technology, especially the car industry, the introduction of the joint venture, the entry of foreign advanced technology, applications automobile disc brake configuration was adopted to gradually scale in China. Particularly in improving vehicle performance, safety, enhance the cars comfort, meet the increasing material needs of life, improve the living environment played a significant role. 1. In car, micro car, light truck, SUV and pickup areas: the economic and practical point of view, the general form of the mixed braking, the former wheel disc brakes, drum brake rear wheels. By car during braking, due to the role of inertia, the load front load typically accounts for 70% of all vehicles -80%, so a large front-wheel braking force than the rear wheels. Manufacturers to save costs, on the use of front wheel disc brakes, rear drum brakes of the mix and match approach. By Qianpanhougu hybrid brake, mainly because of cost considerations, but also because the car in an emergency braking, axle load forward on the front brake performance requirements are relatively high, these front brakes major hydraulic disc brake to the mainstream, the use of hydraulic oil for the transmission medium to the hydraulic master cylinder as the power source, after the brake in order to double-pump double acting hydraulic cylinder brake shoes match. Currently, most cars (mid-range category, such as Xiali, Geely, Citroen, Shanghai Maple, Jetta), mini trucks (Changan Star, Changhe, Toyota Hiace, Tianjin, Beverly, JMC Transit), high light Card (DF Sundance Kid, JMC, Refine, Nanjing Iveco), SUV and pickup (Hunan Changfeng, JMC pickup), and other uses Qianpanhougu hybrid brake. Communist China in 2004 more than 1.1 million dollars of such vehicles. But with the improvement of highway grade, the rise in car quality, especially on national security, enforcement of regulations, front and rear disc brakes are used is the trend. 2. the Bus: the air disc brake products significantly advanced technology, reliability is generally good, innovative and technical standards of integration. Europe and the United States since the early 90s of last century to disc brakes for 黑龙江工
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