鼓式領從蹄式制動器全套畢業(yè)設計

鼓式領從蹄式制動器全套畢業(yè)設計,鼓式領,制動器,全套,畢業(yè)設計 課程設計說明書 摘 要 國內汽車市場迅速發(fā)展，而轎車是汽車發(fā)展的方向。然而隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產品開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產品的市場競爭力，已經成為企業(yè)成功的關鍵。 本說明書主要介紹了鼓式制動系統(tǒng)的設計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結構、分類。除此之外，它還介紹了制動器、制動主缸的設計計算，主要部件的參數(shù)選擇。 關鍵字：制動；鼓式制動器； Abstract The rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. 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. This paper mainly introduces the design of braking system. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown. Besides, this paper also introduces the designing process of rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings. Key words: braking; brake drum; 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 制動系統(tǒng)設計的意義 1 1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 1 1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標 2 1.4 本次制動系統(tǒng)設計要求 2 第2章 鼓式制動系統(tǒng)分析 3 2.1 鼓式制動器分析 3 2.2 制動驅動機構的結構形式選擇 3 2.2.1 簡單制動系 5 2.2.2 動力制動系 5 2.2.3 伺服制動系 6 第3章 制動系統(tǒng)設計計算 9 3.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 9 3.1.1 相關主要技術參數(shù) 9 3.1.2 同步附著系數(shù)的分析 9 3.2 制動器有關計算 10 3.2.1 確定前后軸制動力矩分配系數(shù)β 10 3.2.2 制動器制動力矩的確定 10 3.2.3 后輪制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選取 10 3.3 制動器制動效能因數(shù)計算 12 3.4 制動器主要零部件的結構設計 12 第4章 制動性能分析 15 4.1 制動性能評價指標 15 4.2 制動效能 15 4.3 制動效能的恒定性 15 4.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 15 4.5制動器制動力分配曲線分析 16 4.6 制動減速度 17 4.7 制動距離S 17 4.8摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 18 4.9駐車制動計算 19 第5章 總 論 21 參考文獻 22 IV 第1章 緒 論 1.1 制動系統(tǒng)設計的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次課程設計題目為鼓式制動系統(tǒng)設計。 通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作,由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全,因此制動性能是車輛非常重要的性能之一,改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時,由于車輛受到與行駛方向相反的外力,所以才導致汽車的速度逐漸減小至0,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計,因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎,由于這一過程較為復雜,因此一般在實際中只能建立簡化模型分析,通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價: 1)制動效能:即制動距離與制動減速度； 2)制動效能的恒定性:即抗熱衰退性； 3)制動時汽車的方向穩(wěn)定性； 目前,對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行,由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數(shù)有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛,其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù),在汽車道路試驗中,如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。 1.3 本次制動系統(tǒng)應達到的目標 1）具有良好的制動效能 2）具有良好的制動效能的穩(wěn)定性 3）制動時汽車操縱穩(wěn)定性好 4）制動效能的熱穩(wěn)定性好 1.4 本次制動系統(tǒng)設計要求 制定出制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要參數(shù)設計。利用計算機輔助設計繪制裝配圖和零件圖。最終進行制動力分配編程，對設計出的制動系統(tǒng)的各項指標進行評價分析。 第二章 鼓式制動系統(tǒng)分析 2.1鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： 1、 領從蹄式制動器 如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 2、 雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2—5(c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 3、 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 4、 單向增力式制動器 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 5、 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。 2.2 制動驅動機構的結構形式選擇 2.2.1簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式有、又有機械式和液壓式兩種。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。 液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(o．1s—o．3s)，工作壓力大(可達10 MPa—12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時(-25℃和更低時)，由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。 2.2.2動力制動系 動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭? 動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。 1）、氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(o．3s—o．9s)，因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件——繼動閥(即加速閥)以及快放閥；管路工作壓力較低(一般為o．5MPa—o．7MPa)，因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。 2）、氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質量為9t—11t的中型汽車上也有所采用。 3）、全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車上。 2.2.3伺服制動系 伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎上加設一套出其他能源提供的助力裝置．使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制功能源的制動系。在正常情況下，其輸出工作壓力主要出動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應用。 按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分。其伺服能源分別為真空能(負氣壓能)、氣壓能和液壓能。 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 II型回路 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。 X型回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50％的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路力案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。 其他類型回路 左、右前輪制動器的半數(shù)輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱KI型。 兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱LL型。 兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。HI、LL、HH型的織構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的50％左占。HL型單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。 第三章 制動系統(tǒng)設計計算 3.1制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 3.1.1相關主要技術參數(shù) 整車質量： 空載：1550kg 滿載：2000kg 質心位置： a=1.35m b=1.25m 質心高度： 空載：hg=0.95m 滿載：hg=0.85m 軸 距： L=2.6m 輪 距: L=1.8m 最高車速： 160km/h 車輪工作半徑：370mm 輪 胎： 195/60R14 85H 同步附著系數(shù)：=0.6 3.1.2同步附著系數(shù)的分析 (1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； (2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； (3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據(jù)相關資料查出轎車0.6，故取=0.6 3.2制動器有關計算 3.2.1確定前后軸制動力矩分配系數(shù)β 根據(jù)公式： （3-1） 得： 3.2.2制動器制動力矩的確定 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩： （3-2） 式中：Φ——該車所能遇到的最大附著系數(shù)； q——制動強度； ——車輪有效半徑； ——后軸最大制動力矩； G——汽車滿載質量； L——汽車軸距； 其中q===0.66 （3-3） 故后軸==1.57Nmm 后輪的制動力矩為=0.785Nmm 前軸= T==0.67/(1-0.67)1.57=3.2Nmm 前輪的制動力矩為3.2/2=1.6Nmm 3.2.3后輪制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)的選取 1、制動鼓直徑D 輪胎規(guī)格為195/60R15 85H 輪輞為15in 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 制動鼓內徑/mm 轎車 180 200 240 260 ---- 貨車 220 240 260 300 320 查表得制動鼓內徑D=260mm D=15*25.4=381mm 根據(jù)轎車D/在0.64～0.74之間選取 取D/=0.7 D=266mm， 2、制動蹄摩擦襯片的包角β和寬度b 制動蹄摩擦襯片的包角β在β=～范圍內選取。 取β= 根據(jù)單個制動器總的襯片米廠面積取200～300 取A=300 b/D=0.18 b=0.18mm 3、摩擦襯片初始角的選取 根據(jù)=-（/2）= 4、 張開力P作用線至制動器中心的距離a 根據(jù)a=0.8R 得：a=0.8×124.5=99.6mm 制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c 5、摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 所以選擇摩擦系數(shù)f=0.3 3.3制動器制動因數(shù)計算 1、 領蹄制動蹄因數(shù)： 根據(jù)公式 （3-5） h/b=2;c/b=0.8 得=0.79 2、從蹄制動蹄因數(shù)： 根據(jù)公式 （3-6） 得=0.48 3.4制動器主要零部件的結構設計 1、制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N·cm～20 N·cm；對貨車為30 N·cm～40 N·cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜0.03mm，徑向跳動量≤0．O 5mm，靜不平衡度≤1．5N.cm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由ll mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是HT20-40。 2、制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4．5mm～5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為HT200。 3、制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用45號鋼。 4、制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面 同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 5、制動輪缸 制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插人槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數(shù)有四個等直徑活塞；雙領路式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。本次設計采用的是HT250。 第四章 制動性能分析 4.1 制動性能評價指標 汽車制動性能主要由以下三個方面來評價： 1）制動效能，即制動距離和制動減速度； 2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能； 3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側滑、以及失去轉向能力的性能。 4.2 制動效能 制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。 4.3 制動效能的恒定性 制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。 4.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性 制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。 制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。 方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。 制動跑偏的原因有兩個 1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。 2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調（互相干涉） 前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。 側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑。防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。 理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。 4.5制動器制動力分配曲線分析 對于一般汽車而言，根據(jù)其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數(shù)和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。 3）前、后輪同時抱死拖滑。 所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動系必須妥善處理的問題。 根據(jù)所給參數(shù)及制動力分配系數(shù)，應用MATLAB編制出制動力分配曲線如下： 當I線與β線相交時，前、后輪同時抱死。 當I線在β線下方時，前輪先抱死。 當I線在β線上方時，后輪先抱死 通過該圖可以看出相關參數(shù)和制動力分配系數(shù)的合理性。 4.6 制動減速度 制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。 假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時= 式中 ：汽車前、后輪制動力矩的總合。 = M+ M=785+1600=2385Nm r--滾動半徑 r=370mm Ga—汽車總重 Ga=2000kg 代入數(shù)據(jù)得=(785+1600)/0.377×2000=6.16m/s 轎車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。 4.7 制動距離S 在勻減速度制動時，制動距離S為 S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254 式中，t:消除蹄與制動鼓間隙時間，取0.1s t：制動力增長過程所需時間取0.2s 故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/254×0.7=7.2m 轎車的最大制動距離為：S=0.1V+V/150 V取30km/小時。 S=0.1+30/150=9m S S= 所以符合要求 4.8摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。 1）比能量耗散率 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 式中：：汽車回轉質量換算系數(shù)，緊急制動時，； ：汽車總質量； ，：汽車制動初速度與終速度，/；計算時轎車取27.8/； ：制動時間，；按下式計算 t==27.8/6=4.6 ：制動減速度，， 0.6×106； ，：前、后制動器襯片的摩擦面積； =7600mm,質量在1.5—2.5/t的轎車摩擦襯片面積在200-300cm, 故取=30000mm ：制動力分配系數(shù)。 則 ==5.7 轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0，故符合要求。 ==0.7 轎車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于1.8，故符合要求。 2）比滑磨功 磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量： 式中：：汽車總質量 ：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積， ==752cm； : []：許用比滑磨功，轎車取1000J/～1500J/。 L =1497J/≤1000J/～1500J/ 故符合要求。 4.9駐車制動計算 1)汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角 = =25 式中：：車輪與輪面摩擦系數(shù)，取0.7； ：汽車質心至前軸間距離； ：軸距; ：汽車質心高度。 最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。 2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 = =16 最大停駐坡高度應不小于16%～20%，故符合要求。 第2章 總 論 本次課程設計是以鼓式制動系統(tǒng)為研究對象，通過對轎車制動系統(tǒng)的結構和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的制動器，制動管路布置進行了設計及計算，并繪制出了制動器裝配圖、零件圖。 此次課程設計可以說在某種程度上是一種嘗試，通過查閱大量的有關汽車制動系統(tǒng)資料后，使我學到了很多先進的制動系統(tǒng)的相關知識，這對我設計的課題起到了十分重要的作用，當然，此次設計并不能稱得上是最完美的作品，但至少能在某種程度上緩解或克服汽車制動時出現(xiàn)的一些問題。同時，課程設計也是對我大學四年學習情況的一次檢驗，使我受益匪淺。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社, 2001 [2] 余志生.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社 ,2000 [3] 陳家瑞.汽車構造.北京：人民交通出版社 ,1999 [4] 中國CNKI論文數(shù)據(jù)庫 [5] 劉惟信.汽車制動系統(tǒng)的結構分析與設計計算.北京：清華大學出版社,2004 [6] 崔 靖.汽車構造.陜西：陜西科學技術出版社,1984 [7] 王望予.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社,2004 [8] 吉林工業(yè)大學汽車教研室.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社,1981 [9] 張洪欣.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社,1999 [10] 龔微寒.汽車現(xiàn)代設計制造.北京：人民交通出版社,1995 [11] 林 寧.汽車設計. 北京：機械工業(yè)出版社,1999 [12] 張國忠. 現(xiàn)代設計方法在汽車設計中的應用. 沈陽：東北大學出版社,2002 [13] 粟利萍.汽車實用英語.北京：電子工業(yè)出版社，2005 [14] Rudolf Limpert. 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