【《轻型载货汽车摩擦鼓式制动器设计》8800字（论文）】

Ⅱ轻型载货汽车摩擦鼓式制动器设计摘要国内汽车事故的频繁发生使得人们更加重视汽车的安全性和可靠性。制动器作为汽车制动系统的关键部件，其性能和安全性直接关系到汽车行驶过程中的安全与否。大量的实践证明，产品的设计决定了产品固有的可靠性，也就是说，汽车的制动系统对汽车有着非常重要的作用，假设出现故障会造成严重的后果。制动器是汽车制动系统的主要组成元件，制动系统的主要组成部分是制动器。现代卡车仍然非常广泛的使用蹄鼓式制动器。本次设计所采用的制动器就是鼓式制动器。在这个课题里，我设计并计算了摩擦鼓式制动器。在设计过程中，以实际产品为基础，按照中国工厂新制动器产品开发的一般程序，结合理论设计的要求，进行设计。首先，根据给定模型的车辆参数和技术要求，确定制动器的结构，行驶模式和主要参数，然后计算出制动扭矩、制动效率系数、制动减速和制动时制动器温度升高。在此基础上，对制动鼓、制动蹄片、制动底板等制动器的主要结构进行了设计。最后，完成装配图和零件图的绘制。关键词：鼓式制动器;制动力矩;制动效能因数;制动减速度目录TOC\o"1-3"\h\u113131、绪论 114721.1选题背景和意义 1299731.2研究现状 210861.3本文的研究内容 330012、制动器的设计计算 4125622.1鼓式制动器的方案设计 4157672.1.2制动器因数计算 5211322.2制动驱动机构的设计计算 750052.2.1汽车制动所需制动力计算 76652.2.2确定制动轮缸直径 7190042.2.3轮缸的工作容积 8297442.2.4制动主缸直径和工作容积 8302522.2.5制动踏板力验算 9105952.3制动蹄片上的制动力矩 9312722.4摩擦衬片的磨损特性计算 10181252.5驻车制动的计算 11269983、制动器主要零件的结构设计 14223703.1制动鼓 14319583.2制动蹄 14112623.3制动底板 15144453.4制动器间隙 1571974、关键部件的有限元分析 1746104.1制动鼓的有限元分析 17229484.2制动蹄的有限元分析 218764结论 26198附录 29PAGE151、绪论1.1选题背景和意义随着中国汽车数量和交通密度的增加，使得交通事故也在增加。越来越多的人们开始要求汽车的安全性能。所以给车辆装可靠性更高的制动系统，可以确保人们在驾车过程中的安全。如今汽车是许多家庭出行的主要选择。也正是因为这样，汽车这种交通工具在运输和日常生活中也应用的更加广泛，当然这种情况的发生主要是因为汽车使用足够便利。汽车的主要工作环境就是公路，而如今公路四通八达，行驶条件也比以前要优厚，因此车辆的行驶车速也越来越快，道路情况也日渐复杂，制动性能的好坏也愈加关系着人们的安全。依据相关信息显示，在交通事故中因为汽车制动器故障而导致的事故占据全部事故的一半。由此可见制动器是保证汽车行驶安全的一个非常重要的机制。而且，汽车的平均速度和运输效率也受汽车制动器的直接影响。这也是保证长途运输经济利益的重要因素之一。通过学习汽车的结构和汽车设计的基础知识，学习和使用CAD绘图软件，设计北京风天小型货车(图1.1)和东风2列小型列车(图1.2)的刹车，以确保汽车的安全。同时我们需要尽可能使用对人体无害的材料。图1.1北京福田轻型小货车图1.2东风双排小货车1.2研究现状今天伴随着国内经济的迅速发展,我国的汽车制造技术的也迅速发展,只有具备优秀的制动性能和可靠性高的制动系统的车辆，才能最大限度地发挥动态性能。汽车的制动系统用于汽车的减速和停止移动，稳定下坡的汽车的速度，并将停止的汽车固定在预定位置。汽车的驾驶安全和汽车可靠地停止都受汽车制动系统的影响。在欧洲，采用极有可能取代鼓式制动的轮盘制动系统的货车越来越多。传统的鼓式制动器虽然有着良好的制动效果，但是假设连续多次使用鼓式制动器，或者长时间下坡的话，制动器温度会急剧上升，对刹车的效果和安全性有很大的影响。对比于鼓式制动器，盘式制动器有着十分明显的优势：制动效能稳定，受摩擦因数影响较小。因为受摩擦因数影响较小，所以几乎没有摩擦阻力；盘式制动器冷却性能好不容易变形。；进水后制动效能降低较少。能够利用旋转时产生的离心力让水被甩出，这样就算进水了，也能通过旋转制动几次将水甩出，自然恢复制动效能，制动热稳定性好。在欧洲各国多数车辆甚至前后轮均采用了盘式制动器。现在，它们基本上形成了“前面板和后面板”的形状。在中国，刹车的开发前景广阔。现在，轿车主要使用的是前碟刹和后碟刹，全碟刹。轿车的20%使用的是前碟刹和后轮刹，在轿车领域，全碟刹被废除了。商用车主要使用全碟刹车。只有高级轿车和有特殊需求的车辆才使用前碟刹、后碟刹和全碟刹。随着汽车刹车性能的提高，越来越先进的电子刹车技术被采用。依据中国汽车产业协会统计，2008年汽车用防抱死配件需求规模达到2046万，其中乘用车用防抱死配件市场377万，商用车用防抱死配件市场1669万。2013年，乘用车的汽轮刹车组件市场估计为928万台，商用车的汽轮刹车组件市场估计为2,937万台。有电磁制动器(图1.3)、空气制动器(图1.4)、液压制动器(图1.5)。前轮和后轮分别使用了盘式制动器和鼓式制动器。它是汽车最重要的安全部件。。图1.3ZWZA系列直流电磁鼓式刹车器图1.4YW系列气动鼓式刹车器图1.5YWZ10系列电力液压鼓式刹车器鼓式电动制动器虽然有制动的热衰退等缺点，但是自我刹车效果良好。因为刹车垫伸长，车轮转动同时刹车鼓角度扭曲。因此，鼓式制动器仍然被用于大型载货汽车。除了成本低之外，大型车和小型车的不同之处在于，大型车使用的是空气压力辅助系统，而小型车的制动是真空辅助系统。低成本:鼓式制动器因为最先用于汽车制动系统所以鼓式制动器的制造技术水平较低，这也导致了其制造成本比低于盘式制动器。同时，根据于技术和成本上的原因，汽车前盘后盘的形式普及过程仍然比较漫长。现在，在中国只有中型及高级的城市间巴士一般使用盘式刹车。鼓式刹车器价格低廉，和传统的设计兼容。因此，为了减少成本，大部分的小型商用车都选择前碟和后鼓形式的刹车。。1.3本文的研究内容在这个设计中，使用前盘后鼓制动器，前盘使用浮动前盘制动器，后鼓使用领从蹄式。依据项目内容和任务要求，理解汽车制动器的结构和工作原理，收集轻型卡车制动器的相关设计数依据。根据现在已经得到的研究结果，进行详细的资料查询和调研。认识汽车制动器各种组成元件的相关设计标准，尽可能的利用制图软件，再次学习CAD和SolidWorks制图，通过自己在网上调查的数据加以分析最终绘制标准设计图，充分利用自己的设计能力，最终决定制动器的设计。2、制动器的设计计算2.1鼓式制动器的方案设计鼓式制动器是蒸汽制动器的最早期形式。在盘式制动器出现之前，被广泛使用在所有车型上。这个设计，最终采用了领从蹄式制动器。本章主要介绍了鼓式制动器的工作原理，以及制动器设计的必要条件和参数。2.1.1制动器的原理图2.1双向双领蹄式制动器前后蹄式制动器主要根据制动鼓、制动底板、两个制动蹄、两个制动蹄支销、制动蹄回位弹簧和一个双活塞轮缸组成(如图2.1)。前后制动蹄分别通过腹板下端的孔和两个支撑销相匹配。将石棉纤维和摩擦板铆接在闸瓦的外圆表面上。作为制动蹄制动器，轮缸通过螺钉安装在制动底板上，制动蹄腹板的上端松散地嵌入在液压轮缸活塞顶部滑块的直槽中。根据复位弹簧将两个制动蹄拉在一起，并且锁定销靠近制动底板上的调节凸轮。固定在前尾靴式制动器的制动基板上的组件沿轴线对称布置。在制动时，当驾驶员踩下制动踏板时，主制动缸中的油沿着油管流入轮缸中，从而轮缸中的油增加并且压力增加。因此，在该液压驱动力的作用下，两个制动蹄在支撑销周围打开并压在旋转的制动鼓上。这样，不旋转的制动器施加阻力扭矩在旋转的制动鼓上，然后通过车轮和地面的粘附产生制动力，这使汽车减速甚至停止。本次设计选择的鼓式制动器设计相关主要参数系数如下表2-1：整车质量空载M=1110kg满载M=3450kg质心高度空载Hg=0.82m满载Hg=0.7m轴距L=3.34m最高车速Vmax=86kg/h车轮工作半径315mm327mm轮胎6.00-146.50-16同步附着系数0.6轴核1315/1690表2-1鼓式制动器设计相关参数系数相关数依据显示，小型卡车的同步附着系数在0.5以上，采用0.6。依据上图，小型卡车的参数如下所示。车轴间隔l=2560mm，前/后l1=155mm，l2=109mm；汽车轮胎的选用:6.00-14，汽车车轮的滚动半径rr=315mm；汽车空载总质量:Ma'=1110kg；汽车满载总质量Ma=3450kg；车轴负荷分布:前后39.4%和60.6%；重心高度，空载和满载时重心位置:Hg’=0.7m,Hg=0.82m；最大车速VA=86km/h。制动力的分配系数是通过查阅文献和计算求出的。β=0.586;制动的最大制动扭矩tmax=3257n.m;制动鼓的内径=260mm;摩擦拉力的开始角度==;刹车中心和释放力P的作用线之间的距离为a=104mm。断路支持点的位置坐标k=25mm和c=104mm;衬片的摩擦系数为f=0.4。以下的计算，依据上述取得的参数和条件执行。2.1.2制动器因数计算图2.2制动因数计算分析简图为了让制动器获得更好地制动效能首先要求出制动器的制动因数BF。单个领蹄的制动蹄因数：QUOTEBF1=fhr/(Aα'r单个从蹄的制动蹄因数：QUOTEBF2=fhr/(Aa'r这个公式中：A=a0−B=1+α'r其中，QUOTEα3=110°+arctan25104=207°α3=A因此可以算出：BFBF=BF1+BF根据此可以的到刹车器的刹车因数BF=2.4。2.2制动驱动机构的设计计算2.2.1汽车制动所需制动力计算为了防止汽车刹车时出现车轮打滑或者因为出现刹车过快引起汽车侧翻所以要对汽车刹车时所需要的制动力进行计算。依据汽车制动时的整车受力分析，根据之前的分析得：地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：（式2.5）（式2.6）汽车总的地面制动力为：（式2.7）前、后轴车轮附着力为：（式2.8）故汽车制动时所需的制动力：F需=（式2.9）这个公式中L=2560mm；L1=1551mm；hg=820mm；q=0.665将上述条件带入公式（2.9）计算得F需=9298N。2.2.2确定制动轮缸直径根据制动装置的制动轮汽缸的力P和制动轮汽缸的油压P(考虑在制动功率调整装置的作用下的轮汽缸或管道的油压)=8～12MPa，取=10MPa。可以求出制动轮缸的直径：（式3.1）根据式，及张开力的计算公式：和制动器因数定义,式(3.1)可表示为：2×得：(式3.2)这个公式中F需=9298N；汽车滚动半径=315；刹车因数BF=2.4；所以可以求出d在GB7524—87标准规定的尺寸系列中选取轮缸直径应，经查找缸直径的尺寸取得QUOTEdw=25mmdw=25mm2.2.3轮缸的工作容积要求出轮岗的工作容积首先要求出一个轮缸的工作容积。一个轮缸的工作容积：（式3.3）这个公式中：——一个轮缸活塞的直径=25mm；n——轮缸的活塞数目=2；——一个轮缸活塞在完全刹车时的行程，经过初步设计取=2～2.5mm。可得一个轮缸的工作容积：V全部轮缸的总工作容积（式3.4）这个公式中m——轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积V=4×2831mm3=9028mm32.2.4制动主缸直径和工作容积在一开始的设计时，因为要考虑到软管受液压而变形，制动主缸的工作容积可取为Vm。取Vm＝1.3V，主动缸活塞直径Vm和活塞行程Sm可内下式确定：Vm=π一般QUOTEsm=(0.8~1.2)dmsm=(0.8~1.2)dm（取QUOTEsm得：QUOTEdm=sm=24.6mm主缸的直径应符合系列尺寸。经过查找主缸直径的系列尺寸取QUOTEdm=26mmdm=26mm。2.2.5制动踏板力验算制动踏板力可用主缸活塞直径；制动管路的液压p；踏板机构传动比（取4.5）；踏板机构及制动器主缸的机械效率（取0.90）用以下公式求出：.（式3.6）Fp=π4×2.3制动蹄片上的制动力矩在对鼓式制动器进行计算时，必须要对制动蹄对制动鼓的压紧力和所产生的制动力矩之间的关系进行画图。图2.4张开力计算用简图增势蹄产生的制动力矩可用摩擦力的作用半径和单元法向力的合力表达：QUOTETTf1=fN1ρ1T依据图2-4可以求出增势蹄：TTf1=4676N∙m减势蹄：TTf1故对于后轴单个鼓式制动器有：Tf=TTf1+TTf2=6397自锁发生时所需要的条件：当蹄自锁时：。如果式成立，则制动蹄不会发生自锁，代入之前数依据得：c'cosδ1ρ2.4摩擦衬片的磨损特性计算摩擦磨损和摩擦对的材质、表面处理、温度、压力、相对滑动速度等诸多因素有关。但是，影响摩擦的重要因素有摩擦面的表面状态、压力、温度和摩擦系数。汽车的刹车过程是将机械能(动能、势能)的一部分转化为热并散失的过程。在具有较大刹车力的紧急刹车过程中，制动器几乎承担着消散车辆所有力量的工作。这时由于热量消散极其缓慢这就导致制动器内部的温度就会快速上升。这就叫做所谓的制动能量负荷。一般来说能量负荷越大，衬片的磨损就会越发严重。通常用能量耗散率来评价制动器的能量负荷。也就是我们常说的单位工作负荷或能量负荷，表示每单位摩擦区域的单位时间内耗散的能量，其单位为。双轴汽车的单个后轮刹车器的比能量耗散率为（式3.8）（式3.9）这个公式中：δ——汽车回转质量换算系数；——汽车总质量；——汽车刹车初速度和终速度；计算时货车取=86km/h(23.9m/s)；j——制动减速度计算时取j=0.6g；t——刹车时间s；——前、后制动器衬片的摩擦面积；β——制动力分配系数。故当=40km/h时：t=2.18s.单个后轮制动器的比能量耗散率为:e2=0.20w/mm2.当=0km/h时:对于鼓式制动器，如果拥有过高的能量耗散率，就会导致刹车踏板(PAD)的磨损，使制动鼓和制动盘因过热产生裂痕。比能量耗散率在1.8w/mm~2以下，汽车制动器的比能量耗散率在1.8w/mm~2以下6.0W／mm2。根据以上计算可知达到预期要求磨损特性指数也可以依据衬片的比摩擦，即每单位摩擦面积的摩擦来测定。单轮刹车的摩擦比F这个公式中：——刹车力矩（一个制动器）;R——制动鼓半径；A——单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于0.48N/mm2为宜，因此，上述的设计达到预期了要求。也可以使用磨损和热性能指标，计算从最高的初始刹车速度到停止的每单位拉力面积的特定的滑行工作来衡量(4.0)这个公式中：——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，；——许用滑磨功，对货车取＝600～800J/mm2；L根据上式亦可得以上设计符合要求。2.5驻车制动的计算汽车在上坡路上停住时的受力简图如图2.5所示，取路面遇到的最大附着系数=0.8根据该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为车轮的附着力为：(4.6)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：(4.7)依据后轴车轮附着力和刹车力相等的条件可计算得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即根据(4.8)图2.5汽车在上坡路上停驻时的受力简图计算得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为(4.9)汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为(5.0)故满载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为α=汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为α'一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%至20%；汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右。根据以上计算可知达到预期法规规定值。2.6本章小结本章主要确定了鼓式制动器的原理以及鼓式制动器的选择和方案设计，并且计算了鼓式制动器制动时的制动因数、制动时所需制动力、轮缸直径、主缸直径和工作容积、制动蹄的制动力矩、摩擦衬片的摩擦特性和驻车制动的计算。3、制动器主要零件的结构设计3.1制动鼓图3.1制动鼓这个设计使用的素材是HT250。图中示出制动鼓相对于轮毂的对准。这是通过和圆柱面的直径一致来确定的。两个零件组装固定后，完成制动鼓内侧的工作面，使两个零件的轴一致。组装之后，需要保持两个零件的平衡。容许不平衡对轿车的影响为15～20N·cm。3.2制动蹄图3.2制动蹄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，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时，称为领蹄，具有制动“增势”作用，也称为“助势蹄”(leadingshoe)；反之，则称为从蹄，或“减势蹄”(trailingshoe)。卡车的闸瓦腹板和法兰的厚度约为5-8mm（此设计为6mm）。卡车摩擦衬片的厚度大于8mm（原始设计为9.5mm）。衬套可以铆接或粘结到制动衬块上。允许粘合剂的厚度较大，但不容易更换衬里；铆接噪音小。3.3制动底板图3.3制动底板制动底板是制动组件的重要部分，是汽车制动的固定制动组件和制动鼓组件的支撑部分，是整个车辆刹车的核心。主要根据两部分构成。一个固定在制动底板，另一个用轮胎旋转。刹车的时候，不动的部分接近可动部分，通过摩擦刹车。制动基础板块的shell的两端的一对的安装位置的制动基础板块对称安装,制动基础板块有中央轴孔,中央轴孔外侧是一致歇座位置的轮廓,制动基础板块的板块本体的一端是设置,支持销孔闸基础板块的板块主机的他端凸轮轴座孔设置。刹车底盘沿外壳的轴方向焊接在外壳上。制动底板材料的屈服强度和拉伸强度比现有的铸造制动底板更强。制动底板是除制动盘制动以外的所有部件的安装底盘，必须确保各安装部件的正确位置。制动底板在刹车启动的时候支撑刹车计数器扭矩，所以需要足够的刚性。3.4制动器间隙图4.4制动器间隙为了使制动鼓能够自根据旋转，在停止制动的状态下，制动鼓和可擦制动鼓之间拥有安全准确的工作间隙。一般鼓式制动器设定间隙是0.2~0.5mm(这个设计需要0.5mm)，但是有这个间隙的话会发生踏板和方向盘的冲程损失，所以请尽量减少间隙。考虑到摩擦对在刹车过程中可能引起机械变形和热变形，冷却状态下的制动隙需要通过测试来确定。另外，根据于作业工序的磨耗，制动器会增大，因此制动间隙调整是必要的。4、关键部件的有限元分析4.1制动鼓的有限元分析1).用Solidworks软件打开已经建好的模型，点击文件另存为，选择Parasolid(X_T)格式，得到的该文件为导入ANSYSworkbench中的文件。2).双击Toolbox下的Modal模块，然后弹出对话框，在对话框中右键点击Geometry，选择ImportGeometry，然后在点击Browse选择之前转换的文件。当该模块变为对勾时，证明已经导入成功。如下图4-1所示。图4.13).弹性模量为2x1011，泊松比为0.3，材质为Q235A，屈服强度为235MPa。双击StaticStructural,等到出现静力学分析模块后，双击EngineeringData，弹出对话框，在弹性模量一栏中输入2E11,泊松比一栏中输入0.3，；如图4-2所示。图4.24).双击Model模块，进入前处理界面，如下图，如图4-3所示。图4.35).对模型进行划分网格，点击Mesh，将Elementsize值设为10mm,然后点击右键GenerateMesh对模型进行网格划分；划分后的节点数为16962，单元数为8814，如下图4-4所示。图4.46).对模型进行边界条件的设置，使用固定约束，结果如下图所示。图4.5固定约束7).施加载荷,在制动鼓内部施加10000N的载荷。图4.6施加载荷8）.点击solve进行求解，得出应力、应变、位移云图。图4.7位移云图通过分布的图形示意以及不同的云图对应颜色标示的数字可知，制动鼓的最外端面的变形量是最大的，变形量为0.033427mm，而越往内部变形量越小，最大变形量及其微小，满足强度要求。图4.8应变云图通过等效应变图可以看出，制动鼓的弹性等效应变最小为1.3336e-6，最大的等效应变为9.7988e-5，发生在最外端。4.2制动蹄的有限元分析1）.用Solidworks软件打开已经建好的模型，点击文件另存为，选择Parasolid(X_T)格式，得到的该文件为导入ANSYSworkbench中的文件。2）.双击Toolbox下的Modal模块，然后弹出对话框，在对话框中右键点击Geometry，选择ImportGeometry，然后在点击Browse选择之前转换的文件。当该模块变为对勾时，证明已经导入成功。如下图4-5所示。图4.93）.弹性模量为2x1011，泊松比为0.3，材质为45号钢，屈服强度为355MPa。双击StaticStructural,等到出现静力学分析模块后，双击EngineeringData，弹出对话框，在弹性模量一栏中输入2E11,泊松比一栏中输入0.3，；如图4-6所示。图4.104）.双击Model模块，进入前处理界面，如下图，如图4-7所示。图4.115）.对模型进行划分网格，点击Mesh，将Elementsize值设为5mm,然后点击右键GenerateMesh对模型进行网格划分；划分后的节点数为23653，单元数为13437，如下图4-8所示。图4.126）.对模型进行边界条件的设置，使用固定约束，结果如下图所示。图4.13固定约束7）.施加载荷,在制动鼓内部施加5000N的载荷。图4.14施加载荷8）.点击solve进行求解，得出应力、应变、位移云图。图4.15位移云图通过分布的图形示意以及不同的云图对应颜色标示的数字可知，制动蹄的最上端面的变形量是最大的，变形量为0.28539mm，而越往下部变形量越小，最大变形量很小，满足强度要求。图4.16应变云图通过等效应变图可以看出，制动蹄的弹性等效应变最小为4.6553e-8，最大的等效应变为4.3227e-4，发生在下部。图4.17应力云图最终的结果云图中可以看出制动蹄的最大应力为85.253MPa，最大应力集中在下部，该处产生了应力集中；而该制动蹄为45号钢材质，屈服极限为355MPa，而最大应力为85.253MPa，远小于其屈服极限，所以该制动蹄设计的强度完全符合要求。结论本次设计是以为北京福田轻型载货汽车和东风双排小货车为依据对象，根据对上面汽车制动器的调查而设计出本次所需制动器。依据设计条件严格,相关信息,并依据各种鼓制动器结构进行比较,最后作为结构的选择,决定了主要部件的尺寸参数决定,选择性能参数计算确认,主要部件的结构设计,并使用三维建模软件进行三维建模。本课题是基于扩展设计的汽车设计工程设计本