课程设计--龚志阳

1、华东交通大学课程设计第1章绪论1.1制动器设计的意义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就是汽车。 汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。而制动 器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安 全件。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，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器。本次毕业设计题目为捷达轿车 后轮鼓式制动器设计。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定该轿车后轮鼓 式制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构

2、设计。使其达到以下要求： 具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；采用合理的设计方案使制造简单经 济；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。1.2制动器研究现状汽车在行驶过程中需要频繁的进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关 系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制 动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆 受到与行驶方向相反的外力，从而使汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车 辆受力情况的分析有助于制动器的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是 车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简 化模型分析，通

3、常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价：1制动效能：即制动距离与制动减速度；2、制动效能的恒定性：即抗热衰退性；3、制动时汽车的方向稳定性；目前,对于整车制动器的研究主要通过路试或台架进行 ，由于在汽车道路试 验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系、制动系的试验均通过间接测量 得到的。当汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据 在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车 制动器性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。1.3本次设计鼓式制动器应达到的目标1、具有良好的制动效能2、具有良好的制动效能的稳定性3、制动时汽车操纵稳定性好4、制动

4、效能的热稳定性好1.4本次鼓式制动器的设计要求汽车制动器的设计是一项综合性、系统性的设计，它涉及到制动系统的整 体设计和零件设计，设计要求中体现了既有对整体的要求，又有对各零件各自 性能的要求。对制动系整体性能，除了上面所说的以外，还有使用性能良好， 故障少等要求。对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来的配合能力，协作能力良好，因此，在制动器设计前, 应先提出制动系统综合设计方案。根据对制动器的要求，并配合制动器的结构 形式的特点，参考近年来制动器设计趋势，综合设计题目要求等。汽车制动器 几乎都是机械摩擦式，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

5、。为更好的实现制动，现代轿车大多采用了前盘后 鼓的设计方案。第2章 鼓式制动器的主要参数及其选择2.1鼓式制动器主要零部件的结构设计2.1.1制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm。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。本次设计的制动蹄采用的材料为 HT20Q在此我们取制动蹄腹板和翼缘的厚度为4mm图4.2铸铁制动蹄2.1.2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

6、起伏的形状。重型汽车则采 用可联铸铁KTH3712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 45号钢。2.1.3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。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

7、制动底板上附加一个压紧装置，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。2.1.4制动轮缸制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其钢筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢 制的开槽顶块，以支承插人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。本次设计采用的是HT250。轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积：（3.16）式中 一一一个轮缸活塞的直径； n轮缸的活塞数目； 一个轮缸活塞在完全制动时的行程：在初步设

8、计时，对鼓式制动器取=4.5 5.5mm消除制动蹄（制动块）与制动鼓（制动盘）间的间隙所需的轮缸活塞行 程，对鼓式制动器约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；因摩擦衬片（衬块）变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片 （衬块） 的厚度、材料弹性模量及单位压力计算；,鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。 可得：一个轮缸的工作容积：33=mm =1423.87 mm全部轮缸的总工作容积（3.17）式中m轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积 V =4 X 1423.87 mm3=6534.48 mm2.1.5 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。

9、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，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HT2O0。鼓式制动器整体方案分析1制动底板 2销轴 3、4、11、12拉簧 5压杆 6制动杆 7 带杠杆装置的制动蹄 8支架 9 止挡板 10铆钉 13检测孔 14 压簧 15 夹紧销16 弹簧座 17 带斜楔支承的制动蹄18摩擦衬片 19楔支承 20 楔形块21制动轮缸鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄，制动时制图2-5轿车后轮鼓式制动器制动器的组成有以

10、下几个部分:1、旋转部分：制动鼓2、固定部分：制动底板制动蹄3、张开机构：轮缸4、定位调整：调整凸轮 偏心支承销制动蹄在促动装置的作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内 圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。凡对制动蹄端加力并使制动蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄 促动装置有轮缸、凸轮和楔等。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮 作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔 式制动器。2.2鼓式制动器装配注意事项1、装配后总成应在8820Kpa液压下工作持续3分钟的强度和密封试验,在次时间内任何部位均不得渗漏，压力降不得大雨294K

11、pa。2、放气螺钉总成490-588Kpa气压下总成各部位应保证密封，当松开放气 螺钉时，气体通畅无阻地从气孔冲出。3、总成在制动过程中不得发生渗油现象。4、制动鼓与摩擦片间隙应在 0.2mm-0.5mm范围内。5、总成在正常装配与使用条件下应保证制动灵活轻便不得发生阻碍或卡 死现象。2.3宝马M320114.0L纤维版轿车的主要参数数值整车质量:空载：1900kg满载：2200kg质心位置：质心距前轴距离：Li=1.6566m质心距后轴距离：L2=1.1044m质心咼度：空载时：hgo=O.83m满载时：hg=0.8m轴 距： L=2.761m满载后轴重：m=750kg车轮工作半径：327m

12、m轮胎规格： 245/35R192.4制动力与制动力分配系数2.4.1制动力的计算汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度 0的车轮，其力矩平衡方程为Tf - FbL =0式（2.1）式中：Tf 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 mFb 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N;re 车轮有效半径，m。F Tf式F f 5式re(2.2)并称之为制动器制动力，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。Ff与地面制动力Fb的方向相反，当车轮

13、角速度 0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，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 Tf , Ff和Fb均随之增大。但地面制动力Fb受附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即Fb F =ZBmax=F = Z式(2.3)式(2.4)式中 一轮胎与地面间的附着系数;Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力Ff和地面制动力Fb达到附着力F值时，车轮即被抱死并 在地面上滑移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff =Tf/re即成为与Fb 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0以后

14、，地面制动力 Fb达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于踏板力Fp增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升(见图2.1)图2.1Fp的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前，后轴车轮的法向反力Zi,Z2为：Z1=L L2 hgZ2 = G Li hg式l g（2.5）式中：G 汽车所受重力，N;L 汽车轴距，mmLi 汽车质心离前轴距离，mmL2 汽车质心离后轴距离，mmhg 汽车质心高度，mm附着系数。取一定值附着系数=0.7 ;所以在空，满载时由式(2.5)可得前后制动反力Z为以下数值故 空载时：Z11900 9.8 (1104.4 830 0.7)2

15、761满载时:=11366.22N1900 9 8Z2(1656.6 830 0.7)2761=7253.77NZ12200 9.8 (1104.4800 0.7)2761=12996.91NZ22200 9.8 (1656.6 800 0.7)2761=8563.09N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为车辆工况前轴法向反力乙，N后轴法向反力z2,n汽车空载11366.22N7253.77N汽车满载12996.91N8563.09N表2.111华东交通大学课程设计华东交通程设计9制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为C H11Fb=Fbi + Fb2=Gq式（2.6）g dt式中q （q=

16、 匕）制动强度，亦称比减速度或比制动力; gdtF B1，Fb2 前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前，后车轮附着力为F 1= GFbhgLqhgF2=吟hg=G Liqhg式（2.7）由已知条件及式（2.7 ）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故满载时：F“2200仝弘仙/ 800 0.8) 0.72761=9357.78NF 22200 9.8 (1656.6 800 0.8) 0.72761=6165.42N空载时：f；1900 9.8(ii04.4 830 0.8) 0.72761=8183.68NF21900 9.8 (1656.6 830 0.8) 0.72761=5

17、222.71N故空、满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：车辆工况前轴车轮附着力F 1，N后轴车轮附着力F 2 ,N汽车空载8183.685222.71汽车满载9357.786165.42表2.2汽车总的地面制动力为F BF B1F B2G du g dtGq式（2.8）式中q ( qdugdt制动强度，亦称比减速度或比制动力;FBi , FB2前后轴车轮的地面制动力。见图2-2上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力 即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力Fb的函数。当汽车各车 轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器 制动力

18、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三种, 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。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。Fb =Ff1Ff2 Fb1Fb2G(1)32hg)( 2)图3-3某轿车的I曲线和 线Ff1 /Ff2 Fb1 / Fb2 (L2hg)/(Li式中Ff1前轴车轮的制动器制动力，Ff i FbiZi ；F f 2 后轴车轮的制动器制动力，Ff 2 FB2Z2 ；Fbi前轴车轮的地面制动力；Fb2后轴车轮的地面制动力；乙，Z2地面对前、后轴车轮的法向反力

19、；G汽车重力；Li , L2 汽车质心离前、后轴距离;hg 汽车质心高度。因所设计的捷达轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状况较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取0=0.6，贝满载：Fb = F 匚 F f2 Fb1 Fb20G =0.6 2200 9.8=12936N由式(1)、式(2)不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件由式(2)得：Fbi/ Fb2=(L20hg)/(Li0hg) 1.347(3)由式(1) (2)得 Fb/ Fb2= 2.347则 Fbi=7424.3N, Fb2=5511.7N制动距离:S

20、= 3( t+ 自 u +uo225.92 a bmax式(2.9 )计算最大减速度比max，其中=U050Km/h = 13.89m/st = 0.02s；T = 0.2s。经计算得 abmax =FB/m=12963/2200 冷.89m?s2代入后计算得Smax 18m 时，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为=1flmaxTf 2 max(2.11 )其中Tf1max Zi re=12996.91X0.7x0.327=2975NM单个前轮制动器产生的制动力矩为 Fb1=T1max /2=1487.5NM1Tf2 maxTf1 max =2208 NM单个后轮制动器产生的制动力矩为Fb2=

21、Tf2max /2=1104Nm2.5制动鼓内径R及制动鼓壁厚度的选取2.5.1制动鼓壁厚的确定当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，贝刚动力矩亦愈大，散热性能亦 愈好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且 D的增大也使制动鼓的质量 增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋 之间应有相当的间隙，此间隙一般不应小于2030mm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D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:轿车 D / Dr =0.64 0.74 bj货车 D / Dr =0.70 0.83该车型的

22、轮辋为19in，得到Dr =19X 25.4=482.6mm表3-1轮辋直径/in1213141516制动鼓内径/mm轿车180200240260货车220240260300320参考上表并结合实际情况，取 D/ Dr =0.69。得到制动鼓内径为340mm所 以制动鼓半径为170mm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由于本设计的对象是轿车，所以选取制动鼓壁厚为10mm外径则为360mm2.5.2制动蹄摩擦衬片的包角B和

23、宽度b摩擦衬片的包角 可在=90120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 =90100时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再图3-4鼓式制动器主要几何参数减小 虽有利于散热，但由于单位压力过高将加 速磨损。一般也不宜大于120,因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。本次设计摩擦衬片的包角取110。摩擦衬片宽度b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 2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择 b值。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

24、擦面积随汽车总质量的增大而增大，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b及包角，即A Rb(2.12 )式中 是以弧度(rad)为单位，当A, R,确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸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，从而磨损亦愈小。摩擦衬片的摩擦面积A取250c卅,衬片宽b为65mm见表3-2 ；表3-2汽车类别汽车总质量m/t单个制动器的衬片摩擦面积A/cm 2轿车0.91.51002001.52.5200300图3-4鼓式制动器主要几何参数2.5.3.摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角0如图3-4所 示。一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央

25、，并令090( /2)。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对 称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。则。=3502.5.4.张开力P的作用线至制动器中心的距离在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离 尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定0.8R左右。则=135mm2.5.5制动蹄支销中心的坐标位置是 k与c如图3-4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸 k是应尽可能地小，以使尺寸 c尽可能地大，初步设计可暂定 c=0.8R左右。则 c=135gmm2.5.6摩擦片摩擦系数f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温 度和压力的影响要

26、小。不能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，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 0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。 所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦 片材料在温度低于250r时，保持摩擦系数f=0.350.40已无大问题。因此, 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因此取f =0.3。第3章校核3.1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：(m

27、dCd mh5)t L式(3.1)式中 md制动鼓的总质量；初选 md=18kgg与制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动鼓等) 的总质量；初选g=28kgCd 制动鼓材料的比热容，对铸铁 g=482J/(kg K)，对铝合金 c=880J/(kg K); Cd=482J/(kg K)t 制动鼓的温升(一次由Va =30kn/h到完全停车的强烈制动，初选 t=13C ,温升不应超过15C);(mdCd mhCh) t =482184822813288236 J/KL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 制动生成的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分

28、配比率 分配给前、后制动器，即2IVaL1叫=亠2式(3.2 )2L2ma -(1)式(3.3 )2式中 ma满载汽车总质量；叫=2200kgVa 汽车制动时的初速度，可取Va15m/ s ;汽车制动器制动力分配系数，=0.5742 2142065 J / K,Va2200 150.574L1 ma=2 2L2 ma 冬（1）=220015（1.574）105435 J /K2 2L1 + L2 =142065 +105435=247500J/ K而 288236 J / K 247500J/ K 符合要求所以制动器的热容量与升温符合要求。3.2制动器的校核3.2.1摩擦衬片所受力的校核为了保证所设计的合理性，能够使制动器达到设计的目的，一定要满足：4 f rPFB2 re即 建议取液压泵产生的推力为F=4500N,因为摩擦衬片所受的压力之和P=2F式( 3.4)式（3.5）P=2F=2X 4500N=9000N4 f rP=4X 0.3 X 0.170 X 9000=1836NFb2 re =5511.7 X 0.3=1653.51NP 摩擦衬片所受的压力f摩擦衬片的摩擦因数r 制动鼓内径Fb2后轮的制动力矩re车轮有效半径。所以4 rPFB2e因此,所取的液压泵的推力符合条件。3.3驻车制动的计算331汽车可能停驻的极