轎車鼓式制動器設(shè)計畢業(yè)設(shè)計

1、第1章緒 論1.1 制動系統(tǒng)設(shè)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(guān)鍵裝置，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)。通過查閱相關(guān)的資料，運用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，確定汽車制動器的設(shè)計方案，進行部件的設(shè)計計算和結(jié)構(gòu)設(shè)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

2、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(guān)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(shè)計制造和使用部門的重要任務(wù)。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(dǎo)致汽車的速度逐漸減小至零，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(shè)計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設(shè)計的基礎(chǔ)，由于這一過程較為復(fù)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

3、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(guān)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 制動系統(tǒng)設(shè)計內(nèi)容（ 1）研究、確定制動系統(tǒng)的構(gòu)成（ 2）汽車必需制動力及其前后分配的確定前提條件一經(jīng)確定，與前項的系統(tǒng)的研究、確定的同時，研究汽車必需的制動力并把它們適當?shù)胤峙涞角昂筝S上，確定每個車輪制動器必需的制動

4、力。（ 3 ） 確定制動器制動力、摩擦片壽命及構(gòu)造、參數(shù)制動器必需制動力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動器的型式、構(gòu)造和參數(shù)，繪制布置圖，進行制動力制動力矩計算、摩擦磨損計算。（ 4 ） 制動器零件設(shè)計零件設(shè)計、材料、強度、耐久性及裝配性等的研究確定，進行工作圖設(shè)計。1.4 制動系統(tǒng)設(shè)計要求制定出制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設(shè)計參數(shù)制動器主要參數(shù)設(shè)計和液壓驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)計算。利用計算機輔助設(shè)計繪制裝配圖和零件圖。第 2 章 制動器設(shè)計計算車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。2.1 捷達轎

5、車的主要技術(shù)參數(shù)在制動器設(shè)計中需預(yù)先給定的整車參數(shù)如表2.1所示表2.1捷達轎車整車參數(shù)已知參數(shù)捷達轎車軸距L (mm2471整車整備質(zhì)量（Kg）1100滿載質(zhì)重（Kg）1500最圖車速（km）175同步附著系數(shù)0.89 （空載），1.28（滿載）2.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇2.2.1 同步附著系數(shù)對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)0的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況 4。1、當 。時線在I曲線下方，制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪 失了轉(zhuǎn)向能力；2、當 0時線位于I曲線上方，制動時總是后

6、輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑 而使汽車失去方向穩(wěn)定性；3、當制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制 動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù) 0的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為du qg0g ,即q 0 , q為制動dt強度。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q。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。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來表

7、示，可定義為(2.1 )Fb qG式中：Fb 汽車總的地面制動力；G 汽車所受重力；q汽車制動強度。當 °時，q ° ,1 ,利用率最高?，F(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動 時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側(cè)滑甚至甩尾會 發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的。值均有增大趨勢。國外有關(guān)文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車取0.6；貨車取0.5為宜。我國GB126761999附錄A制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調(diào)性要求中A3I.2.3規(guī)定了除Mi、N1外其他類型汽

8、車制動強度的要求。對于制動強度在0.150.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式q 0.08確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（如圖 2.1）之問，則認為滿足A3I.2條件要求；對于制動強度q 0.3,若后軸附著利用曲線能滿足公式q 0.3 0.74（0.38）,則認為滿足 A31.2的要求4。參考與同類車型的°值，取0 0.78。0 D,1 05 0.3 14 0.5 )£ 07 16圖2.1除Mi、Ni外的其他類別車輛的制動強度與附著系數(shù)要求2.2.2制動強度和附著系數(shù)利用率根據(jù)選定的同步附著系數(shù) 。，已知:(2.2)；L20hgL 式中：L汽車軸距，L 247

9、1mm；制動力分配系數(shù)；Li 滿載時汽車質(zhì)心距前軸中心的距離L i 1137Li 滿載時汽車質(zhì)心距后軸中心的距離L2 1334 ；hg 滿載時汽車質(zhì)心高度hg 553。求得：0.714進而求得(2.(3)(2.(4)G Fb1 Fb Gq (L20 hg )qFb2 Fb(1) Gq(1)凱ohg)q式中：q制動強度；Fb 汽車總的地面制動力；Fb1前軸車輪的地面制動力；Fb2后軸車輪的地面制動力。當 0 時，F(xiàn)b1 F 2 ,故 Fb G , q ;1。止匕時 q 0.78, q 0.3 0.74( 0 0.38) 0.596 符合 GB126761999 的要 求。當 0時，可能得到的最大

10、總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即 Fb1 F1。此時求得：表2.2取不同值時對比 GB 12676-1999的結(jié)果0.10.20.30.40.50.60.7Fb1144.12376.953269.325080.196585.778207.5713725.4 8q0.0780.16170.22240.34560.448010.558330.677530.780.80850.74150.863980.896020.930560.9679GB12676-999-1符合符合符合符合符合符合符合國家標國家標國家標國家標國家標國家標國家標準準準準準準準當0時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首

11、先抱死的條件,FbL2( 0L2)hg1.334 (0.7861.334)0.5531.76534 0.5531.334L2( 0L2)hg1.334 (0.7861.334)0.5531.76534 0.5531.334GL21500 9.8 1.33419609.8q1.334 (0.786) 0.5531.76534 0.553L2 ( 0)hg即Fb2 F 2。此時求得:FbGL11500 9.8 1.13716713.9L1( 0 )hg1.137 (0.786) 0.5531.572 0.553L11.1371.137)hg1.137 (0.786) 0.553 1.572 0.5

12、53Li1.1371.137L1 (0)hg1.137 (0.786) 0.553 1.572 0.553表2.3 取不同值時對比 GB 12676-1999的結(jié)果0.8Fb12191.15q0.80521.0066GB12676 1999符合國家標準2.2.3制動器最大的制動力矩為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動器 的制動力矩。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力 Zp Z2成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為:(2.5)Ff 1Z1L20 hgFf2Z2L1ohg式中

13、：L1, L2 汽車質(zhì)心離前、后軸的距離;0 同步附著系數(shù);hg汽車質(zhì)心高度。制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即Tf1 Ff1e(2.6)Tf2 Ff2e式中：Ffi 前軸制動器的制動力，F(xiàn)fi乙；Ff2 后軸制動器的制動力，F(xiàn)f2 Z2 ;作用于前軸車輪上的地面法向反力； 作用于后軸車輪上的地面法向反力;re 車輪的有效半徑。對于選取較大 0值的各類汽車，應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當°時，相應(yīng)的極限制動強度的后軸和前軸制動力矩為T f 2 maxG .-(Li qhg) %(2.7)式中:該車所能遇到的最大附著系數(shù);(2.8)T f

14、 1 max - T f 2 max1q 制動強度;re 車輪有效半徑。T f 2 maxG1500 9.8(Li qhg) re(1.137Lg2.4710.8060 0.553) 0.70.37 1065 N?T f 1 max-Tf2max , 3274.255840.28 N?m單個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為Tf1max、Tf2max的一半，為 2920.14N?m 和 532.5N?m。2.3 制動器因數(shù)和制動蹄因數(shù)制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作

15、用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即Tf/ 、BF （2.9）PR式中：BF 制動器效能因數(shù)Tf 制動器的摩擦力矩；R 制動鼓或制動盤的作用半徑；P輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力 （或加于兩制動塊的壓緊 力）的平均值為輸入力。對于鼓式制動器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為P、P2,制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R,兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為 一和£2,則兩蹄 的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為:BFT1BFt2TTf 1P1RTTf 2p2r(2.(10)(2.(11)整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為BF IITTf1 TTf22(TTf1 TTf2)PR 0.5(P P2)R(

16、P1P2)R當PlP2P時，則TTf1 TTf 2，一 一、BF BFT1 BFT2(2.13)PR蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地 分析、計算才能確定。今假設(shè)在張力P的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.2所示作用于襯片的B點上。這一法向力引起作用于制 動蹄襯片上的摩擦力為 Nf, f為摩擦系數(shù)。a, b, c, h, R及 為結(jié)構(gòu)尺寸， 如圖3.2所示。圖3.2鼓式制動器的簡化受力圖對領(lǐng)蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即Ph nFC Nb 0(2.14)由上式得領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為(2.15)NfBFt1P當制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄便又成為從蹄,這時摩

17、擦力Nf的方向與圖3.2所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即Ph nFCNb 0(2.16)BFt2Nffb(2.17)P,制動鼓由式(2-15)可知：當f趨近于占b/c時，對于某一有限張開力 摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動 器幾何尺寸的函數(shù)通過上述對領(lǐng)從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領(lǐng)蹄由 于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大， 而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。兩者在f =0.30.35范圍內(nèi)，當張開力Pi P2時，相差達3倍之多。圖2.3給出了領(lǐng)蹄與從蹄的

18、制動蹄因 數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當 f增大到一定值時，領(lǐng) 蹄的BFti和dBF/df均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力Pi ,制動力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動踏板，領(lǐng)蹄也不能回位 而是一直保持制動狀態(tài)，發(fā)生自鎖”現(xiàn)象。這時只能通過倒轉(zhuǎn)制動鼓消除制動。領(lǐng)蹄的BFti和dBFc/df隨f的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢作用。反之,從蹄的BFT2和dBFT2/df隨f的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用 在制動過程中，襯片的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變 化會導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會導(dǎo)致制動效能即制動器因數(shù)的改變。制動器因數(shù)

19、 BF對摩擦系數(shù)的敏感性可由dBFT/df來衡量，因而 dB% /df稱為制動器的敏感度，它是制動器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而f除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動時摩 擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。熱衰退的臺架試驗表明，多次重復(fù)緊急制動可導(dǎo)致制動器因數(shù)值減小50%,而下長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30%。圖2.3制動蹄因數(shù)BF及其導(dǎo)數(shù)dBFr / df與摩擦系數(shù)的關(guān)系由圖2.3也可以看出，領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以BF為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由

20、于盤式制動器的制動器因數(shù)對摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù)(dBFT/df)為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好。2.4 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)2.4.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)1 、 制動鼓直徑D當輸入力 P 一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑D 的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加， 使汽車的非懸掛質(zhì)量增加， 不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑D 的尺寸。但由于捷達車型在制動鼓直徑均為固定值，所以現(xiàn)取鼓式制動器的直徑為180mm。2 、

21、制動蹄摩擦片寬度b 、制動蹄摩擦片的包角 和單個制動器摩擦面積A由 QC /T3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度b 45 mm；摩擦片厚度l 5 mm。摩擦襯片的包角 通常在 90 100 范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角 90 100 時磨損最小， 制動鼓的溫度也最低， 而制動效能則最高。再減小 雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角 也不宜大于 100 ，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。綜上所述選取96 。單個制動器摩擦面積A :（2.18）Db /360式中：A單個制動器摩擦面積，mm2D制動鼓內(nèi)徑

22、，mm；b制動蹄摩擦片寬度，mm；為制動蹄的摩擦襯片包角，（）oA Db /360 3.14 310 75 96/360 135.6cm2表2.4制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量ma /1單個制動器摩擦回枳A/cm20.9 1.5100 200轎車1.5 2.5200 3001.01.5120 2001.5 2.5150 250 （多為 150 200）2.5 3.5250 400客車與貨車3.5 7.0300 6507.0 12.0550100012.0 17.0600 1500 （多為 600 1200）由表2.4數(shù)據(jù)可知設(shè)計符合要求。3、摩擦襯片起始角0摩擦襯片起始角。如圖3.4所示

23、。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令 090 -o2制動蹄包角0 90- 9096- 4222白二斌圖2.4鼓式制動器的主要幾何參數(shù)4、張開力P的作用線至制動器中心的距離 a在滿足制動輪缸布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a （見圖2.4）盡可能地大，以提高其制動效能。初步設(shè)計時可暫取a 0.8R,根據(jù)設(shè)計時的實際情況取a 72 mm5、制動蹄支銷中心的坐標位置 k與c如圖3.4所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k盡可能地小設(shè)計時常取k 11mm,以使c盡可能地大，初步設(shè)計可暫取，c 0.8R根據(jù)設(shè)計的實際情況取c 72 mm 06、摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而

24、且還要求其熱穩(wěn)定性好， 受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)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。后 者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約 為0.3 0.5,少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越 差。所以在制動器設(shè)計時，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)f =0.350.4 已不成問題。因此，在假設(shè)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(jié)果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料

25、。2.4.2 盤式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)1、制動盤直徑D制動盤直徑D 希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤的直徑D受輪輛直徑的限制，通常，制動盤的直徑D選擇輪輛直徑的70%79%,而總質(zhì)量大于2t 的汽車應(yīng)取上限D(zhuǎn) 0.77 355.6 276mm取制動盤直徑D 276mm2、制動盤厚度h制動盤厚度h 直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動盤厚度應(yīng)取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。實心盤的厚度選擇10mm20mm,選擇制動盤厚度為 h=13mm。3、摩擦襯塊工作面積A推薦根據(jù)制

26、動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg/cm2 3.5kg/cm2范圍內(nèi)選取。根據(jù)推薦值取2.2,依汽車質(zhì)量1100kg,得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為 8058cm2 。4、摩擦襯塊內(nèi)半徑R1 與外半徑R2推薦摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接 觸面積將減小，最終會導(dǎo)致制動力矩變化大。取摩擦襯塊外半徑 R2 170mm,內(nèi)半徑 R1 120mmm R1- 0.7則 一m- 0.24 0.25R21 m摩擦襯塊半徑選取符合要求。2.5制動器的設(shè)計計算2.5.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律從

27、前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制 動器因數(shù)有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分 析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作 如下一些假定：(1)制動鼓、蹄為絕對剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合虎克定律由于本次設(shè)計采用的是領(lǐng)從蹄式的制動鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動鼓制動 蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進行分析。如圖2.5所示，制動蹄在張開力 P作用下繞支承銷O點轉(zhuǎn)動張開，設(shè)其 轉(zhuǎn)角為 ，則蹄片上某任意點 A的位移AB為AB=OA -(2.19)式中；OA 制動蹄的作用半徑。由于制動鼓剛性對制動蹄運動

28、的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑 向壓縮為ACAC AB cosAC O A cos制動肆就牯方向圖2.5制動摩擦片徑向變形分析簡圖從圖2.5中的幾何關(guān)系可看到 '''O Acos O D O OsinAC = OOsin因為 OO為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成q q°sin(2.(20)式中：qo 摩擦片上單位壓力。即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與OO連線呈90°的徑向線上。上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。按照理論分析,

29、 如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。 根據(jù)國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式W Kifqv(2.(21)式中：W1磨損量；Ki 磨損常數(shù)；f 摩擦系數(shù)；q單位壓力；v 磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。圖2.6作為磨損函數(shù)的壓力分布值通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖2.6所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布q 132sin 。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系：_ 2 2W2 K2fq v(2.22)式中：心 磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為q Cjk(C也為一常數(shù))。結(jié)果表示于圖 2.6。2.5.2制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算如前所述

30、，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù)BF的表達式。假設(shè)鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運動，由此可得：(1)定出制動器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動鼓旋轉(zhuǎn)方向；(2)參見2.4.1節(jié)確定制動蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令 q q°sin ;(3)在張開力P作用下，確定最大壓力 q。值。參見圖2.7,所對應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為qRd ,摩擦力為fqRd 。把所有的作用力對 O點取矩，可得222ph=q0 RMsin d -fq0 R(R-Mcos )sin(2.23)1 1據(jù)此方程式可求出q。的值旋轉(zhuǎn)方向圖2.

31、7制動蹄摩擦力矩分析計算4、計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩2 22 .T f = fq0 R sin d = fq0R (cos 1-cos 2)(2.24)15、由公式(2.9)導(dǎo)出制動器因數(shù)由于導(dǎo)出過程的繁瑣，下面對支承銷式領(lǐng)一從蹄制動器的制動因數(shù)進行分析計算。單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)BFtifh BFti (2.25)a r A fB r單個從蹄的制動蹄因數(shù)BFt2BFT2 fh(2.26)a r A fB r以上兩式中:BFfh0.4 2381.98a r A rfB155 0.82123.70.4015586BFt2fh0.4 2380.62r A - rfB1550.82123.7 八0

32、.4015586以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖2.8整個制動器因數(shù)BF為BFBFT1 BFT2 1.98 0.62 2.60圖2.8支承銷式制動蹄2.5.3制動蹄片上的制動力矩1、鼓式制動蹄片上的制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制 動力矩之間的關(guān)系為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩TTf 1 ， 在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與y1軸的交角為處，單元面積為bRd。，其中b為摩擦襯片寬度， R 為制動鼓半徑， d 為單元面積的包角，如圖 2.8 所示。由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：dN qbRdq maxbR sin d( 2.27

33、)而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動力矩為2dTTf dNfR qmaxbR f sin d在由 至 區(qū)段上積分上式，得2 TTfqmax bR f (cos cos )( 2.28)當法向壓力均勻分布時，dN q pbRd2TTf qpbR2f ()(2.29)式(2.24 )和式(2.25)給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力 P 計算制動力矩TTf1 的方法則更為方便。圖2.9張開力計算用圖增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩TTf1可表達如下:TTfi fNi i(2.30)式中：Ni單元法向力的合力；i 摩擦力fNi的作用半徑(見圖2.9)。如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，

34、便可算出蹄的制動力矩。為了求得力Ni與張開力Pi的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式：Pi cos o Six Ni (cos i f sin i) 0Pia SixCfNi 0(2.3i)式中：ixi軸與力Ni的作用線之間的夾角；Six 支承反力在工：軸上的投影。解式(3.27),得f sin i)f i(2.32)Ni hp/c(cos i對于增勢蹄可用下式表示為Ef iP fh 1 / c (cos 1fsin i) f 1 RB1(2.33)對于減勢蹄可類似地表示為TTf2P2 fh 2 / C (cos 2 fsin 2) f 2P2B2(2.34)圖2.10制動力矩計算用圖為了確定

35、1,2及1,2,必須求出法向力N及其分量。如果將dN（見圖2.10）看作是它投影在x1軸和y1軸上分量dNx和dNx的合力，則根據(jù)式（2.23）有:一 ，一 1Ny dNcos -q42,maxbR sin cos dqmaxbR(2cos2 )(2.(35)因此對于領(lǐng)蹄: Nyx arctan( ) Nxarctan(cos2cos2 )/(2''sin 2 sin 2(2.(36)sin 40 =10=arctan (cos40 cos260 )/(3.454 sin 260式中:根據(jù)式（2.24）和式（2.26）,并考慮到Ni . N2 N；(2.(37)則有'&

36、quot;'I-"-2"'-21 4R(cos cos ) (cos2 cos2 )(2 sin a2 sin 2 )(2.(38)=0.183=arctan (cos504 0.155 (cos20 cos130 )計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式（3.33）得出自鎖條件。當該式的分母等于零時，蹄自鎖:c(cos 1 f sin 1) f 1 0(2.41)（2.42）成立，不會自鎖, c cos 10.1237 cos10 、f 0.4 0.751 csin 10.1826 0.1237 sin10由式(2.24)和式(2.29)可求出領(lǐng)

37、蹄表面的最大壓力為：-Rh 1qm ax1. - 2 ,""bR (cos cos ) c (cos 1 f sin 2) f 1 (2.(43)二4706 0.2380 0.1830.0018 (cos20 cos130 )0.1237 (cos10 0.4 sin10 ) 0.0732=1.26 106 Pa式中：P, h,1, R, c ,1 見圖 2.9;,見圖 2.10;b 摩擦襯片寬度； f摩擦系數(shù)。因此鼓式制動器參數(shù)選取符合設(shè)計要求。2、盤式制動蹄片上的制動力矩盤式制動器的計算用簡圖如圖2.11所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均

38、勻，則盤式制動器的制動力矩為(2.44)Tf 2 fNR式中： f 摩擦系數(shù)；N單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力（見圖2.11）;R作用半徑圖2.11盤式制動器計算用圖圖2.12鉗盤式制動器作用半徑計算用圖對于常見的扇形摩擦襯塊,如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑Rm或有效半徑Re已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為式中R2根據(jù)圖為 fqR2dRdRmR1R22扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑02.12,在任一單元面積只 RdRd上的摩擦力對制動盤中心的力矩,式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動塊作用于制動盤上的制動力矩為R22fqR2dRdR12 ,333 fq(R3 R3)單側(cè)襯塊

39、給予制動盤的總摩擦力為fNfq(R2 R2)R2fqRdRdR1得有效半徑為ReTf2fN2R23R33R22R124RR2R2、12 ()3(R1R2)22令旦 m ,則有R2(2.45)Re3i(12Rm m)Rm。因m 1 ,m2 ，故ReRm。當R1R2(1 m)2 4但當m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速 度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法 失效。由Tf2 2fNR求得：N Tf2/2fR 3193/2 0.4 0,175 22807 N則單位壓力q N 228076.5N/mm2A 3480R2 _ 24 _33Tf1 2

40、 fqR dRdfq(R2R1 )3252 N?mTf1max3193 N?R13m因此盤式制動器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計要求。2.6 摩擦襯片的磨損特性計算摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、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(guān)，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(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳?的過程。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(wù)。此時由于在短時間內(nèi)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

41、負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴 重。制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又 稱為單位功負荷或能量負荷， 它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量, 其單位為W/mm2。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e21 ma (v2 v2)22tA122、1mUMV2)22tA2(1)(2.46)v1 v2式中:汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù);ma汽車總質(zhì)量;汽車制動初速度與終速度,m/s；計算時總質(zhì)量3.5t以上的貨車取v =18m/s；j=0.6g ;j 制動減速度，m/s2,計算時取t制動時間，s；Al, A2前、后制動器襯片的摩擦面積;制動力分配系數(shù)

42、。在緊急制動到V2 0時，并可近似地認為2maVi1 e222tA2 maVi2tA2(1(2.47)Vi鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當制動初速度低于式（2.40）下面所規(guī)定的V1值時，則允許略大于 1.8W/mm2,盤式制動器比能量耗損率以不大于 6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。e221 maV1e2 2tA21 mav1 * - (12 2tA214060 18220.635 1.56 6.0 W/mm22 2 3.06 435202、14060 182)0.365 0.922 2 3.06 425

43、861.8 W/mm2因此，符合磨損和熱的性能指標要求。2.7 制動器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件(mdCd mhg) t L(2.48)式中:md 各制動鼓的總質(zhì)量;輪物等）的總質(zhì)對鋁合金c=880mh與各制動鼓相連的受熱金屬件 （如輪轂、輪輻、制動鼓材料的比熱容， 對鑄鐵c=482 J/（kg?K）J/ (kg?K)；Ch與制動鼓（盤）相連的受熱金屬件的比熱容;t 制動鼓（盤）的溫升（一次由va=30km/h到完全停車的強烈制溫升不應(yīng)超過15C）；L滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸

44、制動力的分配比率分配給前、后制動器，即L22Va叫萬2喧(1(2.49)式中 ma 滿載汽車總質(zhì)量;Va汽車制動時的初速度;汽車制動器制動力分配系數(shù)。L1L22Va ma 一22Vama (12-1L21500 8.32 0.64 33067.2一 一 21500 8.3)0.36 18600.3233067.2 18600.3 51667.5(mdCdmhCh) t(30 482 60 880)15100890051667.5(mdCdmhCh) t(50 482 100 880) 15168150051667.5由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。2.8 駐車制動計算圖2.11為汽車

45、在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐 時的后軸車輪的附著力為:Z2mag (L1 coshg sin )(2.50)(2.51)同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為:7mag ,Z2(L1coshg sin )圖2.11汽車在坡路上停駐時的受力簡圖根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由mag(L1coshg sin ) mag sin(2.52)求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為* L1 X 0.7 1.1371 1.2467 On 7。C、arctan arctan arctan 29.7(2.53)L hq2

46、.471 0.7 0.5532.185g汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為arctanL- arctan1.2467 19.5( 2.54)Lhg3.515一般對輕型貨車要求不應(yīng)小于16%20% ,汽車列車的最大停駐坡度約為12%左右為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后),并保軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值magresin(因證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。單個后輪駐車制動器的制動上限為1.八 -magre sin0.5 1500 9.8 0.37sin29.73646.96N?m22.9 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.9.1 制動鼓制動鼓應(yīng)具有高

47、的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。 制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工 作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓(圖2.13(a);輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓 成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓(圖2.13(b);帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓(圖2.12(c)在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用，其 耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。(a)鑄造制動鼓；(b), (c)組合式制動鼓1沖壓成形輻板；2一鑄鐵鼓筒；3灰鑄鐵內(nèi)鼓；4一鑄鋁臺金制動鼓圖2.13制動鼓制動鼓相對于輪轂的對中如

48、圖2.12所示，是以直徑為dc的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(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進行動平衡。許用不平衡度對轎車為1520N?cm；對貨車為3040N?cm。制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm 增至 20mm ，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 712mm,中、重型貨車為1318mm。制動鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動器間隙。捷達屬于乘用車， 因此本設(shè)計制動鼓采用 HT200 灰鑄鐵鑄造， 制動鼓壁的厚度選取 12mm。2.9.2 制動蹄轎車和輕型、

49、微型貨車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼輾壓或鋼板沖壓 焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和II字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度， 轎車的約為35mm；貨車的約為58mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5 5mm ；貨車多在8mm 以上。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。因此，本設(shè)計制動蹄

50、采用熱軋鋼板沖壓 焊接制成，制動蹄腹板和翼緣的厚度分別取5mm 和 6mm 。2.9.3 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(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370 12 的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。 剛度不足會導(dǎo)致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。因此， 本設(shè)計制動底板采用熱軋鋼板沖壓成形， 制動底板的厚度取5mm 。2.9.4 制動蹄的支承二自由度制動蹄的支承， 結(jié)構(gòu)簡單， 并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具

51、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(yīng)使支承位置可調(diào)。 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(KTH 370 12)或球墨鑄鐵(QT 40018)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(cè)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(gòu)調(diào)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。本設(shè)計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，采用支承銷。2.9.5 制動輪缸是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)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。其缸筒為通孔，需搪磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽