轿车后轮制动器设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上汽车设计课程设计设计题目：轿车后轮制动器设计院系：汽车与交通学院专业：07车辆1班学生姓名：邵珊珊 学号：日期：2010.12.272011.1.7指导教师：郭世永目录绪论.1第一章：1.1制动系统概述.11.1.1制动系统的工作原理.11.1.2制动系统设计要求.21.2制动器类型的选择.3第二章：2.1轿车后轮制动器主要参数的确定.42.1.1主要参数的确定方法.42.1.2轿车后轮制动器主要参数选择结果.52.2轿车后轮制动器主要零件的结构设计.52.2.1制动鼓.52.2.2制动蹄.52.2.3制动底板.62.2.4制动蹄的支承.62.2.5制动轮缸.72.2

2、.6摩擦衬片.72.2.7轿车后轮制动器主要零件结构设计结果.72.2.8轿车后轮制动蹄与鼓之间的间隙自动调整装置.8第三章：3.1轿车后轮制动器键强度计算.93.1.1强度计算准备.93.1.2紧固摩擦片铆钉的剪应力验算.93.2轿车后轮制动器设计计算.93.2.1压力沿衬片的分布规律.93.2.2计算蹄片上的制动力矩.103.2.3衬片磨损特性的计算.103.2.4制动因素分析计算.113.2.5 制动轮缸直径与工作容积.12设计总结.13绪论 汽车的制动器是汽车的主要性能之一，它为汽车安全行驶提供了重要保证。随着高速公路的迅速发展和汽车车速的提高，设计一套可靠、稳定的制动系统将给驾驶者和

3、乘客的人身财产安全提供有力的保障。改善汽车的制动性也始终是汽车设计、制造和使用部门的重要任务。第一章 1.1制动系统概述人们为了满足生活和工作的需要，希望汽车的行驶速度尽可能快，但必须以保证行驶安全为前提。汽车除能高速行驶外，在即将转向、行经不平路面、两车交会、遇到障碍或危险时，都需减低车速。有时需要在尽可能短的距离内将车速降到很低甚至为零。如果汽车不具备这些性能，高速行驶就不可能实现。汽车在长下坡时，在重力作用下，有不断加速到危险程度的趋势。此时应当将车速限制在一定的安全值以内，并保持稳定。此外，对已停驶的汽车的汽车，应使之可靠地驻留原地不动。使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡行驶的汽车速度

4、保持稳定，以及使已停驶的汽车保持不动等作用统称为制动。对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上的、方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力都能对汽车起制动作用。但这些外力的大小都是随机不可控制的。因此汽车上必须装设一系列专门装置，以便驾驶者能根据道路和交通等情况，通过外界在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力。1.1.1制动系统的工作原理一般制动系的工作原理可用图1-1所示的一种简单的液压制动系示意图来说明： 一个以内圆面为工作表面的金属的制动鼓8固定在车轮轮毂上，随车轮一同旋转。在固定

5、不动的制动底板11上，有两个支撑销12，支承着两个弧形制动蹄10的下端。制动蹄的外圆面上又装有一般是非金属的摩擦片9.制动底板上海装有液压制动轮缸6，用油管5与装在车架上的液压制动主缸4相连通。主缸中的活塞3可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。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，驾驶员应踩下制动踏板1，通过推杆2和主缸活塞3，使主缸内的油液在一定压力下流入轮缸6，并通过两个轮缸活塞7推使两制动蹄10绕支承销12转动，上端向两边分开而使其摩擦片9压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转着的制动鼓作用

6、一个摩擦力矩Mu,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作用力Fu，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力FB.制动力FB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。当放开制动踏板时，回位弹簧13即将制动蹄拉回原位，摩擦力矩Mu和制动力FB消失，制动作用及终止。图1-1所示的制动系中，由制动鼓8、摩擦片9和制动蹄10所构成的系统产生了一个制动力矩以阻碍车轮转动，该系统称为制动器。上述这种用以使行驶中的汽车减低速度甚至停车的制动系称为行车制动系，是在行车过程中经常使用的。用来使已停驶

7、的汽车驻留原地不动的另一套装置则称为驻车制动系。这两个制动器是每一个汽车都必须具备的。此外，许多国家还规定汽车必须具有第二制动系，其作用是在行车制动系失效的情况下保证汽车仍能实现减速或停车。经常在山区行驶的汽车，若单靠行车制动系来达到下长坡是稳定车速的目的，则可能导致行车制动系的制动器过热而降低制动效能，甚至完全失效。所以山区用汽车还应具备主要在下坡时用以稳定车速的辅助制动系。 1.1.2制动系设计要求：设计制动系时应满足如下主要要求：1） 足够的制动能力。行车制动能力，用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标评定;驻坡能力是指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度2） 工作可靠。行车

8、制动至少有两套独立的制动器的管路。当其中一套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定值的30%。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构各自独立。3） 用任何速度制动标准，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。4） 防止水和污泥进入制动器工作表面。5） 要求制动能力的热稳定性良好。6） 操纵轻便，并有良好的随动性。7） 制动时制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。8） 作用滞后性应尽可能短。9） 摩擦衬片应有足够的使用寿命。10） 摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间

9、隙机构。11） 当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等报警装置。1.2制动器类型的选择鼓式制动器分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种，见下图的a-f. 由于双领蹄式和单向增力式一般适用于前轮，所以不采用。从经济性和通用性方面考虑，决定较为常见的领从蹄式制动器。设计零件结构示意图如下第二章 2.1轿车后轮制动器主要参数的确定2.1.1主要参数的确定方法 1）制动鼓内径D输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不

10、小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，有利于保证制动鼓的加工精度。制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：轿车D/Dr=0.640.74 货车D/Dr=0.70-0.83制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZBT24005-89 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。2）摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。制动鼓半径

11、R确定后，衬片的摩擦面积为 。制动蹄各蹄衬片总的摩擦面积 越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见下表汽车类别汽车总质量单个制动器总的衬片摩擦面积乘用车0.91.51.52.5100200200300货车及客车略略实验表明，摩擦衬片包角 时，磨损最小，制动鼓温度越低，且制动效能最高。 包角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易发生自锁。因此包角一般不宜大于120&#

12、176;。 衬片宽度b较大可以较少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。尺寸系列见ZB24005-89.3)摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角 如图2-3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。4）张开力P的作用线到制动器中心的距离e在满足轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能大，以提高其制动效能。初步设计时可取e=0.8R左右。5）制动蹄支撑点坐标a和c应在保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。初步设计时，可暂取a=0.8R.2.1.2轿车后

13、轮制动器主要参数选择结果主要参数选择结果列表如下制动鼓内径D200mm摩擦衬片宽度b5mm包角90°起始角45°摩擦面积188.5cm²张开力P的作用线到制动器中心的距离e80mm制动蹄支撑点坐标a80mmc10mm2.2 后轮制动器主要零件的结构设计2.2.1 制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其升温不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。 制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁制造，具有机械加工容易，耐磨，热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常公制动鼓的外圆局部分铸有

14、肋，用来加强刚度和增加散热效果（图2-4a）。精确计算制动鼓往后既复杂又困难，所以常根据经验选取。轿车制动鼓壁厚取为7-12mm，货车取为13-18mm。2.2.2 制动蹄 轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T型钢碾压或用钢板焊接制成，重型货车的制动蹄则多用铸铁或铸钢铸成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度。但小型汽车用钢板制成的制动蹄腹板上往往开一条或两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，目的是衬片磨损较为均匀，并减小制动时的尖叫声。重型汽车的制动蹄断面有工字型，山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为35mm，货车约为58mm。 为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减轻磨损，在中、重型货车的

15、铸造制动蹄靠近张开凸轮的一端，设置有滚轮或者镶装有支持张开凸轮的垫片（图2-5）。制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，但缺点是工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。2.2.3 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。制动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具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可铸铁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。 2.2.4 制动蹄的支撑 二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能

16、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。支撑销由45号钢制造并高频淬火，其支座为可锻铸铁（KHT370-12）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的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腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。2.2.5 制动轮缸 制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张

17、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处。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡皮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。2.2.6 摩擦衬片 摩擦衬片（衬块）的材料应满足如下要求：1） 具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高工作速度发生变化时，摩擦因数变化尽可能小。2） 具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求

18、尽可能小，如盘式制动器的摩擦衬块硬度过高，则制动盘的磨损严重，所以这样的衬块并不可取，通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。3） 要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。热膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。4） 制动时不易产生噪声，对环境无污染。5） 应采用对人体无害的摩擦材料。6） 有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。7） 摩擦衬块的热热传导率应控制在一定范围。要求摩擦衬块在300度加热板上作用30min后背板的温度不超过190度。防止防尘罩、密封圈过早老化和

19、制动液温度迅速升高。以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料、粘结剂、摩擦性能调节剂组成的石棉摩擦材料。它有制造容易、成本低、不易刮伤对偶等优点，因为它有耐热性能差，随着温度升高而摩擦因数降低、磨耗增高和对环境有污染等缺点，特别是石棉能致癌，所以已逐渐遭受淘汰。由金属纤维、粘接剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，特别是因为没有石棉粉尘公害，近来得到广泛的应用。粉末冶金无机质金属磨阻材料，虽然具有耐热性好、摩擦性能稳定等优点，但因为它的制造工艺复杂、成本高、容易产生噪声和刮伤对偶等缺点，目前应用并不广泛，仅用于重型货车上。 2.2.7 后轮制动器主要零件结构设计结果制动

20、鼓材料HT200外径264mm许用不平衡度壁厚7mm制动蹄材料Q235腹板厚度5mm制动蹄底板材料Q235厚度5mm制动蹄支承材料QT400-18尺寸见设计图纸制动轮缸材料壳体为HT250，其余为Q235结构尺寸见设计图纸摩擦衬片材料半金属摩阻材料结构尺寸见设计图纸2.2.8后轮制动器蹄与鼓之间的间隙自动调整装置选用楔块式间隙自调装置。如图2-3所示，间隙自调装置的楔形调节块20夹在前制动蹄17和驻车制动推杆5之间形成的切槽中。在正常的制动间隙（0.2-0.3mm）下制动时，外弹簧4被拉伸，两制动蹄靠到制动鼓上施以制动。此时，由于内弹簧3的刚度大于外弹簧4的刚度，故不被拉伸，内弹簧3连同驻车制

21、动推杆5与前制动蹄17一起左移靠到制动鼓上。当制动蹄磨损，制动器间隙过大并进行制动时，外弹簧8首先被拉伸到一定程度，内弹簧11也被拉伸，使驻车制动推杆与前制动蹄间形成的切槽宽度增大，则切槽与楔形调节块之间的间隙也就增大了，于是楔形调节块在弹簧3的拉力作用下向下移动，从而填补了上述间隙增量，使制动蹄与制动鼓又恢复到正常制动器间隙量，这种制动器间隙自调装置也属一次调准式。制动器中的过量间隙并不完全是由于摩擦副磨损所致，还有一部分是出于制动鼓热膨胀而直径增大所致。制动时所需活塞行程增大到超过间隙所限定的数值，原因也不仅是制动器的过量间隙，还有鼓和蹄的弹性变形。所以，确定冷态制动器间隙自调装置中的间隙

22、时，就要尽量将可能产生的制动蹄和制动鼓的弹性变形和热变形考虑在内。但是，为了不使制动踏板行程增加过多，确定值时并没有计入上述种种变形的最大值。因此，当出现过大的上述各项变形时，一次调准式自调装置将不加区别地一律随时加以补偿，造成“调整过头”。这样，当制动器恢复到冷态时，即使完全放松制动踏板，制动器也不会彻底放松，而是发生“拖磨”甚至“抱死”，因为自调装置只能将间隙调小而不能调大。第三章3.1后轮制动器零件强度计算 3.1.1强度计算准备制动力分配系数汽车轴距质心至后轴中心距离质心高度同步附着系数满载0.752471mm13865000.93空载14855200.71前后制动器最大制动力力矩：代

23、入数据计算得3.1.2紧固摩擦片铆钉得剪应力验算 已知一个制动蹄蹄片上的铆钉数为n=8,铆钉直径d=6mm，材料采用ML15，其许用剪应力验算其剪应力 ：3.2后轮制动器设计计算3.2.1压力沿衬片的分布规律制动器制动蹄有两个自由度，其紧蹄摩擦衬片的径向变形规律分析如下：如图所示将坐标原点取在制动鼓中心O点。Y1坐标轴线通过蹄片瞬间转动中心A1点制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕转动中心转动，一面顺着摩擦力作用方向沿支承面移动。结果使蹄片中心位于O1，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓（E1E1线），就沿着OO1方向移动进入制动鼓内。显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。位于半径OB1上

24、的任意点B1的变形就是B1B1线段，其径向变形分量是这个线段在半径OB1延长线上的投影，即为B1C1线段，所以同样一些点的径向变形1为考虑到 和 ，所以对紧蹄的径向变形1和压力P1为式中1为任意半径OB1和Y1轴之间的夹角； 为半径OB1和最大压力线OO1之间的夹角， 为X1轴和最大压力线OO1之间的夹角。浮式支承蹄在任意斜支座上时，其理论压力分布规律为正弦分布，但其最大压力点位置难以判断。3.2.2 计算蹄片上的制动力矩 紧蹄产生的制动力矩 由f=0.32,R1=110mm,F1=24.2kN得： 3.2.3 衬片磨损特性的计算轿车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为： 式中，ma为汽

25、车总质量（t）；为汽车回转质量换算系数；V1、V2为制动初速度和终速度（m/s）；j为制动减速度（m/s²）;t为制动时间（s）；A1、A2为前后制动器衬片(衬块)的摩擦面积(mm²);为制动力分配系数。 在紧急制动到停车的情况下，V2=0，并可认为=1，故 据有关义献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm²为宜，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度v1；轿车用100km/h(27.8m/s);总质量3.5t以下的货车用80km/h(22.2m/s);总质量3.5t以上的货车用65km/h(18m/s)。轿车的盘式制动器在同上的v1和j的条件下，比

26、能量耗散率应不大于6.0W/mm²，对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm²。比能量耗散率过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。设轿车的ma=1420kg，A1=A2=18850mm²，=0.8，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度V1=30m/s 计算得计算结果， 满足设计要求。 另一个磨损特性指标是每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力f0越大，比摩擦力越大，则磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为式中，M为单个制动器的制动力矩，R为制动鼓半径（衬块平均半

27、径Rm或有效半径Re）；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48W/mm²为宜。与之相称的衬片与制动鼓之间的平均单位压力pm=f0/f=1.371.60N/mm²（设摩擦因数f=0.30.35）。这比过去一些文献中所推荐的Pm许用值22.5mm²要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。后轮制动器R=100mm，A=18850mm²，M1=850N·m f0=M/=0.45<0.48符合设计要求。单个斜支座浮式领蹄制动蹄因素BFT3为： BFT3=(fD+f²E)/(F-fG+f²H)单个斜支座浮式领蹄制动蹄因素BFT4为： BFT4= (Fd-f²E)/(F+fG+f²H) 以上两式中：式中：fs-蹄片端部与支座面间的摩擦系数，如为钢对钢则fs=0.20.3；a,c,o,r,0,-见图，角的正负号取值按下列规定确定：当 ，为正； ，为负。这样，浮式领-从蹄制动器因素为 BF=BFT3+BFT43.2.5 制动轮缸直径与工作