機械類畢業(yè)設(shè)計-18馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設(shè)計、工程灑水車設(shè)計（五噸載重量）車架改造設(shè)計和后懸架校核

1、18馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設(shè)計摘要本次設(shè)計是在理論的探討研究下，充分吸收已有成熟產(chǎn)品優(yōu)點的基礎(chǔ)上 進一步加以改進。本次設(shè)計最大的創(chuàng)新點：對制動器結(jié)構(gòu)進一步改善，采用 一種加箍制動鼓改善了制動鼓本體的結(jié)構(gòu)強度、受力和散熱條件，延長了制 動鼓使用壽命，提高了行車的安全性。拖拉機制動器的布置方式分為半軸制動和輪邊制動，此設(shè)計結(jié)合小型拖 拉機的結(jié)構(gòu)、傳動形式等采用輪邊制動，后輪制動。通過對各種制動器方案 和鼓式制動端的結(jié)構(gòu)形式進行綜合的對比和性能分析，最終采取領(lǐng)從蹄式鼓 式制動器。由給出的主要技術(shù)數(shù)據(jù)求出最大制動力矩；通過對制動器及主要 部件的受力分析、性能分析比較來優(yōu)化結(jié)構(gòu)尺寸。加箍制動器是為

2、在制動器 外部加一個外筒。并對制動密內(nèi)主要部件進行驗算。操縱機構(gòu)為機械式，駐 車制動與行車制動裝置一體，行車制動裝置用作強制行駛中的拖拉機減速或 停車，使拖拉機在下坡時保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速。并通過理論推導(dǎo)和計算對制 動距離進行分析，計算出踏板行程。半軸選取全浮式，長度由輪距和主減速 器確定，再計算出半軸強度。關(guān)鍵詞：行車制動，駐車制動，制動力矩，制動鼓，摩擦襯片，領(lǐng)從蹄式制動器 TOC o 1-5 h z 4.2踏板力的計算35第五章半軸的設(shè)計與計算375. 1半軸的結(jié)構(gòu)形式分析375. 2全浮式半軸的計算37 HYPERLINK l bookmark11 o Current Document

3、第六章結(jié)論39 HYPERLINK l bookmark13 o Current Document 參考文獻40致謝4110PioT, =9550 x- = 9550 x= 95.5Nz n1000=64.97V - mT.=T4x = T4x = 95.5x z4 n3 1471T2 =T3 =64.9Nz1 = t21 = t22121x = 64.9x= 59.3/Vw2323二、設(shè)計取力器齒輪取力器從變速箱中間軸常嚙合齒輪上取力，因為變速箱中間軸常嚙合齒輪 的模數(shù)是3.5。螺旋角為2r4440”。所以取力器齒輪的模數(shù)也是3.5,螺旋角 為 2 r44 40”三、設(shè)計減速箱齒輪1、選精度

4、等級，材料，齒數(shù)（1）大小齒輪均選用40Cr （調(diào)質(zhì)處理）硬度280HBs（2）選用圓柱斜齒輪傳動 初選螺旋角尸= 15（3）選用7級精度（4 ）小齒輪齒數(shù)z=24 傳動比u=1.47 大齒輪齒數(shù) z2 = z, x w = 24 x 1.47 = 35.28 取 z2 = 352、按齒面接觸強度設(shè)計（1）計算公式 dxt va”u匕（2）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選& =1.6區(qū)域系數(shù) Z” =2.425%=0.765=0.815貝+42 =L58材料的彈性影響系數(shù)為Z =189.8MR,接觸疲勞強度=o-/lim2 =600yWR/由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N =60/。，=60 x147

5、1 xlx（2xlOOx8）=L41xlO8N、 1.41 xlO81.7= 096x1()8100接觸疲勞壽命系數(shù)為K.2 =0.96 KHNl0.97計算接觸疲勞許用應(yīng)力取實效概率1%,安全系數(shù)S=1 ,得口 = 096 x 600 = 576Mp S1aH 2 = Khn2丁m2 =。-97 ； 600 = 5S2MPaaH = （% I + % ）/ 2 = （576 + 582）/2 = 579 MPa取齒輪齒寬系數(shù)（t）d = 0.6小齒輪轉(zhuǎn)矩刀=M.9Nm（3）、數(shù)值代入公式計算得.12d w +1 Z.Zp 2 /1 u 3 xx （一一巳）“ =61.5帆m計算圓周速度7rd

6、.tn,乃 x 61.5 x 1471, ,v = = 4.7/77/ s60006000計算齒寬b及模數(shù)2,”b = %d3 = 0.6 x 61.5 = 36.9d. cos/7 61.5xcosl5=2.475刀Z|24h = 2.252,” = 2.25 x 2.475 = 5.57mm= 6.62/? 5.57計算縱向重合度4 =0.31 勉理tan/? = 0.318x0.6x24xtan 150 = 1.227計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)3=1.5由v=4.7m/s, 6級齒輪精度，動載荷系數(shù)匕,= 1.07 k期的計算公式%孫=1.11+ 0.18（1+0.6/%/+o 5x10

7、-3 = i 19卜印 165 kHa = kFa = 1.4載荷系數(shù)k = kAkvkHakHp = 1.5 x 1.07 x 1.4x 1.19 = 2.67101按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得4 = 4= 61.5x6 = 72.9計算模數(shù)d, cos尸m =4d, cos尸m =472.9 p咆 5=2.93 皿243、按齒根彎曲強度設(shè)計3、按齒根彎曲強度設(shè)計(1)、計算公式(2)、確定公式中的計算參數(shù)計算載荷系數(shù) 4=/即3$即=1.5x1.07x1.4x1.165 =2.62根據(jù)縱向重合度與 = 1 .227 ,查得螺旋角影響系數(shù)弓=0.87 計算當(dāng)量齒數(shù)zv = -=

8、26.63 zv2 = -=三=38.84cos3 p cos315cos p cos 15查取齒型系數(shù)= 2.583 y” =2411查取應(yīng)力校正系數(shù)%“= 1.598 rSa2= 1.665彎曲疲勞極限為b陽=aFE2=MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)Khnx = 0.95 Khn1 = 0.96計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取5 = 1.4,得K,w陽=0.95x5。= 339L FJ1 1.41.4計算大小齒輪的計算大小齒輪的4 =0.96x500= 3431.4KT并加以比較1022.583 x1.5982.583 x1.598339=0.0122，吟2 = Z4九66 = 0 0117J 343小齒

9、輪的值較大(3)、將數(shù)值代入公式計算ni 3工-X Fa Sa 二 L84mmV機商J匕齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)叫，大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 法面模數(shù)，取a=2，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度， 需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑4 =72.9& cos。 72.9xcosl5r _ _ _ /2取 Z|=35 z2 =mz, =1.47x35=51.45 取 z2=52(4)幾何尺寸計算.、&匚 (z. + )mn (35 +52)x 2 _ _中心矩=匕上= =90.072cos42 x cos 15c圓整得 a = 90廿修正螺旋角(Zj +z2)tnH(35 + 5

10、2)x2 1/1O.A,-p = arc cos!=- = arc cos= 14 5062a2x90/?的值改變的不大，4 , KZ等不必修正。大小齒輪的分度圓直徑z 35x2a. =- = 72 Anvncos/? cos 14 5() 6 zn 52x2 in ,d、= -= =- = 107.6nvncos夕 cos 14 50 6齒寬 /?=次4 = .6 x 72.4 = 43.44/圓整后叫=50 B2 = 44 mi四、軸的設(shè)計根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度設(shè)計軸10379550000-1、取力器的第一軸為心軸，不產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)應(yīng)力第二軸選用材料為40Cr卜 = 50M,承受的扭矩為q=64.9N.m

11、 ,由64.9 xlO364.9 xlO30.2r7 -V 0.2x50=1 8.7/77/7/取 “2 = 20。4 = 20/72/7?2、變速器的第一軸選用材料為40Cr,卜，承受的扭矩為7=M.9N.m,得_T_ = 3 / 64.9x1 0 = 18 7，所以取 & = 2O/2,n 0.2rr0.2x50T=l95 = 22mm0.2rr V 0.2x50取 4 = 25/陽 取力器和減速機構(gòu)的設(shè)計轉(zhuǎn)速達到了水泵所要求的工作轉(zhuǎn)速，它們通過 萬向傳動軸進行動力傳遞，其所選萬向傳動軸的轉(zhuǎn)差率應(yīng)盡量小。104第八章成本估算EQF140底盤現(xiàn)行市場價格大約在4萬元左右；而內(nèi)徑為100mm的

12、 GB8165-1987輸送流體用冷拔無縫鋼管的市場價格為30元/公斤，而本次設(shè) 計用到的水管長度為15m左右，其質(zhì)量為52. 1kg,所以其原材料的購置成本 為1560元左右；接頭及三通閥總數(shù)為29個，加上噴槍一個，購置成本大約 為400元；水罐由于使用的鋼板量較大而且其焊接和相應(yīng)要求較高，其原材 料價格為7元/公斤，購置成本為7x1318.44 = 9229.08元；工作臺所用焊 接鋼管市場價格為20元/公斤，其質(zhì)量為70kg左右則原料的購置成本為1400 元；工作臺底板采用的GB3277T991花紋鋼板，價格為4元/公斤左右，其質(zhì) 量為46kg,則原材料為184元左右；而其他的聯(lián)接件原材

13、料較為便宜，估價 在200元以內(nèi)；變速器的改裝費用在800元以內(nèi)，取力器制造成本為400元 左右，水泵及傳動軸購買價格在5500元以內(nèi)。一般加工及原料購置成本總和 為原材料的2. 5倍?？紤]到本車型如果是大量生產(chǎn)的話，原材料的購置價格 會有所便宜，以七五折記，則它的總成本大約為：40000+2.5x ( 1560+9229. 08+1400+200)x0. 75+800+400+5500=69929.525 元，而現(xiàn)在市場上的同類產(chǎn)品EQ140灑水車市場價格為9.7萬元，若以此價 格出售，其銷售利潤為2.7萬元左右，可見設(shè)計成本是合適的。105第九章結(jié)論本設(shè)計歷時兩個月，在緊張的設(shè)計工作中完成

14、了自己大學(xué)四年最后一份 設(shè)計，完成了預(yù)期的設(shè)計任務(wù)，總體上達到了任務(wù)書的要求。同時也接觸到 了新的知識和研究問題的新方法與思路，拓展了自己的知識面，也看到了自 己能力的不足和知識面的有限。通過這次設(shè)計，自己明白了不斷學(xué)習(xí)新知識 的重要性。本次設(shè)計的五噸載重量工程泗水車，通過設(shè)計的變速器、取力器、水泵, 使其工作性能達到了預(yù)定的灑水寬度、灑水量，同時總體布置中的管道系統(tǒng)、 水罐與車架的結(jié)構(gòu)布局比較合理，相應(yīng)的聯(lián)接和相關(guān)的強度都得到了校核與 保證。而且其相應(yīng)尺寸都達到了我國相應(yīng)法規(guī)的要求。該車能滿足噴灑農(nóng)藥 護林、植被澆灌、道路沖洗、凈化空氣降塵，同時具有協(xié)助消防滅火及用作 移動泵站的作用與功能，

15、使用范圍相當(dāng)廣泛，應(yīng)該有較為廣闊的市場。當(dāng)然，本設(shè)計也有其不足之處。本車的設(shè)計由于選用了長頭貨車底盤， 使得其整備質(zhì)量較大，工作能力有限，沒能盡可能大的將此上戶噸位為五噸 的貨車底盤性能發(fā)揮好。此外，由于設(shè)計的載質(zhì)量和底盤類型的限制，后部 的工作臺是額外加長的，這就使得整車的總長很長。還有沒能設(shè)計使用智能 控制來降低勞動強度，提高工作效率，也是本設(shè)計的應(yīng)當(dāng)改進之處。106參考文獻1.胡寧主編.現(xiàn)代汽車底盤構(gòu)造.上海：上海交通大學(xué)出版社，2003.孟慶東，王文先，吳志生主編.金屬材料焊接基礎(chǔ).北京：化學(xué)工業(yè)出版社， 20063.蔣白懿，李亞峰等主編.專用車設(shè)計.武漢：武漢工業(yè)大學(xué)出版社，1994

16、 4滁達,蔣白懿主編.專用車結(jié)構(gòu)與設(shè)計.北京:北京理工大學(xué)出版社，1998 .許育龍主編.新編常用金屬材料速查手冊.福州：福建科學(xué)技術(shù)出版社，20056.徐激主編.機械設(shè)計手冊：第3卷.北京：機械工業(yè)出版社，1991.沙毅，聞建龍主編.泵與風(fēng)機.合肥：中國科學(xué)技術(shù)大學(xué)出版社，2005網(wǎng).尹士君主編.常用泵智能選擇和查詢手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2006.侯洪生主編.機械工程圖學(xué).北京：科學(xué)技術(shù)出版社，2001.王望予主編.汽車設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，2004.諸文農(nóng)主編.底盤設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，1981.許福玲，陳曉明主編.液壓與氣壓傳動.北京：機械工業(yè)出版社，2004131.劉

17、鴻文主編.簡明材料力學(xué).北京：高等教育出版社，1997.王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編.機械設(shè)計、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計.北京：高 等教育出版社，1996.曾東建主編.汽車制造工藝學(xué).北京：機械工業(yè)出版社，2005.吳添祖主編.技術(shù)經(jīng)濟學(xué)概論.北京：高等教育出版社，200417陸培文，孫曉霞，楊炯良編著.閥門選用手冊.北京：機械工業(yè)出版社， 2001.水利部農(nóng)村水利司，中國灌溉排水發(fā)展中心編著.節(jié)水灌溉工程實用手 冊.北京：中國水利水電出版社，2005.關(guān)醒凡編著.現(xiàn)代泵技術(shù)手冊.北京：宇航出版社，1995107在本次設(shè)計中得到了導(dǎo)師馬源老師的大力幫助，從開始的開題報告的編 寫時，馬老師親自帶我們小組

18、到新校區(qū)參觀灑水車和洛陽市工程綠化隊的樣 車，到具體指導(dǎo)我們畫圖、設(shè)計，都離不開他的幫助與指導(dǎo)，在此衷心感謝 馬源老師。同時感謝同小組的另九位同學(xué)，在設(shè)計過程中通過與他們的交流 與探討，我得到了很多的啟發(fā)和難題的解決方法和新思路。同時感謝提供樣 車參觀的學(xué)校泗水車師傅和洛陽市工程綠化隊的師傅們，在設(shè)計的過程中得 到了他們的支持和寶貴的意見和建議。最后還感謝本次設(shè)計中提供幫助的其他同學(xué)和老師。右鍵另存CAD圖紙：we ns.dwg108第一章 前言長期以來小型拖拉機在拖拉機行業(yè)中一直發(fā)揮著重要的作用，但隨著農(nóng) 業(yè)生產(chǎn)結(jié)構(gòu)的調(diào)整和農(nóng)機化水平的逐年提高，小型拖拉機的市場發(fā)展將受到 一定制約，這可以從

19、近年來小拖產(chǎn)品產(chǎn)量呈下滑趨勢中看出。但是小四輪拖 拉機是一個具有較好性價比和廣大農(nóng)民買得起、用得起的產(chǎn)品，可以作為大 型農(nóng)機具的補充，因此依然有廣闊的市場空間我國通常將功率小于18.4kW的拖拉機稱為小型拖拉機，這種拖拉機技 術(shù)含量不高，在我國廣大農(nóng)村有著廣泛的適用性，同時也符合我國廣大農(nóng)民 的使用水平。小四輪拖拉機的發(fā)展，一方面是功能完善和局部的改進創(chuàng)新， 如加裝齒輪泵分離機構(gòu)、差速鎖等，滿足不同檔次、不同地區(qū)用戶的需求。 另一方面除在運輸型、水田型的功能差異化變型外，目前由小型拖拉機變型 的小裝載機、小挖掘機以及農(nóng)用起重機械的發(fā)展勢頭強勁，由于成本低廉， 特別適合農(nóng)村小城鎮(zhèn)建設(shè)和各種小型工

20、程使用。產(chǎn)品技術(shù)性能逐步完善，可 靠性日益提高，技術(shù)水平已經(jīng)逐漸由低端向中端發(fā)展。拖拉機制動系是拖拉機其中一個重要組成部分，用于強制使運動著的拖 拉機減速或停止，使汽車下坡時保持穩(wěn)定，以及使已停駛的汽車駐車不動。 由此可見拖拉機制動系對于拖拉機的行駛的安全性和停車的可靠性起著重要 的保證作用。所以制動系的工作可靠性要求日益重要。本次設(shè)計全面的介紹了拖拉機制動系和半軸的結(jié)構(gòu)形式與設(shè)計計算方 法，敘述了制動器的各種結(jié)構(gòu)形式及選擇，制動器的主要參數(shù)及其選擇，制 動器的設(shè)計計算，主要領(lǐng)部件的強度計算。簡單介紹了制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu) 形式選擇與設(shè)計計算，半軸的設(shè)計計算等。本設(shè)計內(nèi)容全面、簡捷、準(zhǔn)確，以滿足

21、拖拉機產(chǎn)品設(shè)計的實用需要作為 內(nèi)容取舍的出發(fā)點；論點、論據(jù)、公式、圖表及資料正確可靠依據(jù)充分。本設(shè)計以章為單位，各章自成系統(tǒng)相互獨立，而全文又構(gòu)成完整體系， 便于查閱。由于知識、經(jīng)驗不足，水平所限，特別是對新內(nèi)容的理解和掌握 有限，文中錯誤和疏漏請老師批評指正。II第二章制動系設(shè)計 2. 1概述拖拉機制動系是以：使拖拉機在行駛中減速或迅速停車；幫助急劇減速; 使拖拉機能在斜坡.上保持停車狀態(tài)的機構(gòu)。農(nóng)村工作環(huán)境比較惡劣，農(nóng)村道 路相對復(fù)雜，車流密度的日益增大，為了保證行車安全，制動系的工作可靠 性顯得日益重要，也只有制動性能良好，制動系工作可靠的汽車，才能充分 發(fā)揮其動力性能。根據(jù)上述功用，制

22、動系有行車制動和停車制動之分。前者主要保證第一 項，兼有第二項功用；后者主要保證第三項功用。此外，為了使拖拉機在行 車制動系發(fā)生故障時仍能實現(xiàn)緊急制動，有的大型拖拉機還設(shè)有獨立于其它 制動系的第二制動系，亦稱緊急制動系。它也可在人力控制下兼作停車制動 系。任何制動系均由制動器和制動操縱系統(tǒng)兩部分組成。輪式拖拉機普遍采 用蹄式和盤式制動器，也有采用帶式的。而制動操縱系統(tǒng)有機械式、液壓式 和氣壓式之分，其中以機械式應(yīng)用較多。簡單的制動系只有一套制動裝置，既作為行車制動系，又作為停車制動 系。為此，制動操縱系統(tǒng)應(yīng)能保證左、右兩邊的制動器同時制動，單邊制動， 以及在制動狀態(tài)下使制動器鎖定。當(dāng)采用機械式

23、操縱系統(tǒng)時，行車制動系可 兼作停車制動系，只需在操縱系統(tǒng)中增加一套鎖定機構(gòu)就可滿足停車制動的 要求。而當(dāng)采用液壓式或氣壓式操縱系統(tǒng)時，由于液體或壓縮空氣總有泄漏， 無法使制動器長期保持停車狀態(tài)，因此需要專門設(shè)置一套機械操縱的停車制 動系，或在行車制動器上加裝一套獨立的機械式操縱系統(tǒng)，以滿足長期停車 制動的需求。制動器大都布置在最終傳動主動軸上。與直接布置在驅(qū)動軸上相比，這 種布置形式可以減小制動器所受轉(zhuǎn)矩。和布置在轉(zhuǎn)速更高的中央傳動主動軸 上，可使制動器所受力矩進一步減小，但是這樣布置的制動器不能用來幫助 轉(zhuǎn)向。由于拖拉機速度較低，所以前輪上一般不安裝制動器。12.1.1制動器的工作情況輪式拖

24、拉機制動器最經(jīng)常的工作就是在行駛中減速乃至停車，為使制動 器能在最短的距離中將拖拉機制動住，要求地面對車輪有較大的制動力。制 動過程中，制動器的摩擦表面相互緊貼并相互滑磨再變?yōu)闊崃?。隨著踏板往 下運動，踏板力增大，制動力矩和制動力也增大。但當(dāng)制動力增大到等于車 輪的附著力以后，不論踏板力如何增大，也只能將制動器抱死而不能使制動 力再有所增加。制動力的最大值受限于附著力。在應(yīng)路上行駛時，附著力就 是車輪與地面的摩擦力。由于在使用中往往采用將制動器抱死，觀察輪胎在地面上托印的辦法來 判斷制動器工作是否正常，有些人就誤以為將制動器抱死可以產(chǎn)生最大的制 動力。實際上，當(dāng)制動器抱死時，輪胎在地面上滑移，

25、地面的附著系數(shù)將由 靜摩擦系數(shù)變?yōu)閯幽Σ料禂?shù)，數(shù)值有所減小，制動力將比不滑移時減小5% -25%,并會造成輪胎嚴(yán)重磨損，這顯然是不利的，因此為了獲得最大制動 力，不應(yīng)將制動器抱死，制動器的合理最少力矩應(yīng)該使制動力略小于開始滑 移的極限附著力，以便使動能消耗在制動器中而不是消耗在輪胎表面上。. 1.2制動系的設(shè)計要求設(shè)計制動系時，應(yīng)考慮下列主要要求：1、應(yīng)有足夠的制動力矩保證必要的制動效能行車制動系的制動效能可用制動減速度或制動距離來表示。NJ80-85拖 拉機基本技術(shù)要求規(guī)定了輪式拖拉機的制動距離應(yīng)符合下列規(guī)定：制動器冷態(tài)S.0. lv0+ vo2/9O制動器熱態(tài)S2 1.25Si式中S- S

26、2分別為冷態(tài)、熱態(tài)制動距離（m）;vo制動初速度（km/h）.GB7258-87機動車運行安全技術(shù)條件規(guī)定了輪式拖拉機帶掛車在平坦、 硬實、干燥和清潔的水泥或瀝青路面（附著系數(shù)為0.7）上的制動距離和制 動穩(wěn)定減速度：拖拉機在20km/h下，掛車空載檢驗時分別為W5. 4m和25.4m/h;拖拉機在20km/h下，掛車滿載檢驗時分別為W6. 4m和24. Okm/h;停車制動系應(yīng)能使拖拉機制動后，在駕駛員不操作的情況下沿上坡及下坡方13 向可靠保持在規(guī)定的干硬坡道上。NJ80-85拖拉機基本技術(shù)條件規(guī)定：農(nóng) 業(yè)拖拉機停車的坡度為20。，集材拖拉機停車的坡度為25 .該標(biāo)準(zhǔn)比國外 標(biāo)準(zhǔn)要求偏高。

27、國外標(biāo)準(zhǔn)均以坡度表示，大部分規(guī)定為18%25%。2、行車制動器在連續(xù)頻繁工作條件下應(yīng)有較穩(wěn)定的制動效能由于下長坡時連續(xù)制動或短時間多次重復(fù)制動后，都有可能導(dǎo)致制動器 溫度過高，摩擦系數(shù)降低，從而使制動效能衰減，這種現(xiàn)象稱為熱衰退。制 動器發(fā)生熱衰退后，經(jīng)過充分冷卻，由于溫度下降和摩擦材料表面得到磨合， 其制動效能可能重新增高，這種現(xiàn)象稱為熱恢復(fù)。要求制動效能的穩(wěn)定性好， 也就是要求不易衰退，且能較好恢復(fù)。國外一般規(guī)定在同樣控制力下熱態(tài)制 動試驗的平均減速度應(yīng)不低于冷態(tài)制動試驗的60%,或制動力矩不小于冷態(tài) 制動試驗的60%65% o為此，應(yīng)考慮一下三項具體要求：制動鼓或盤具有 良好的吸、散熱能

28、力；摩擦材料具有良好的抗熱衰退性和恢復(fù)性；制動器的 結(jié)構(gòu)型式對摩擦系數(shù)變化的敏感度較低。3、拖拉機方向穩(wěn)定性較好為此，左、右兩側(cè)車輪的制動力及其增長速度率應(yīng)力求相等；采用四輪 制動時，前、后制動器的制動力矩還應(yīng)有比較合適的比例關(guān)系。GB7258-87 規(guī)定了輪式拖拉機掛車以20km/h的速度行駛在水平的水泥或瀝青路面（附著 系數(shù)為0.7）上的緊急制動跑偏量應(yīng)不大于80n】m.4、操縱輕便NJ/Z5-85農(nóng)業(yè)拖拉機操縱裝置最大操縱力規(guī)定，對于行車制動和停 車制動器，允許的最大制動腳踏板操縱力為600N,允許的最大制動器操縱桿 操縱力為400N。設(shè)計時可根據(jù)所需的制動力矩和制動器類型分別規(guī)定合適的

29、 控制力，通常以200N-400N的踏板力較適應(yīng)人體體力。為使踏板控制力在上 述范圍內(nèi)，應(yīng)調(diào)整制動操縱系統(tǒng)的傳動比。如該傳動比取得過大，踏板行程 將增大，不僅布置困難，而且延長了機構(gòu)反映時間。因此，最大踏板行程應(yīng) 限制在250m以內(nèi)，最大操縱桿行程應(yīng)限制在400m以內(nèi)。設(shè)計時應(yīng)留有余地， 一般可在60100mm內(nèi)選取。當(dāng)控制力和行程不能同時滿足時，原則上應(yīng)提 高制動器本身的制動力矩，或在制動系中安裝助力器，或改用動力制動。但 也不應(yīng)使控制力過小，過小的控制力將使駕駛員失去踏板感而難以控制制動 強度。5、制動平順，制動力應(yīng)隨控制力的增長速度而平穩(wěn)地增大；放松踏板或14 操縱桿時，制動作用應(yīng)迅速消

30、除，無自剎現(xiàn)象。6、工作可靠制動系的零部件應(yīng)有足夠的強度和耐疲勞性能，要求防水防塵性好，摩 擦表面不易被玷污，以免降低制動效能。這點對需要在水田作業(yè)的拖拉機尤 為重要。摩擦元件具有必要的壽命。7、維修調(diào)整方便，必要時應(yīng)采用可靠的自動調(diào)整表面間隙的機構(gòu)。2.2制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機排氣或其它緩速措施對下長坡的拖拉機 進行減緩或穩(wěn)定車速外，拖拉機制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固 定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。結(jié)構(gòu)方案分析摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀有可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制 動器又分為內(nèi)張式鼓式制動器和外束型鼓式制動器。

31、內(nèi)張型鼓式制動器的固 定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制 動底板則乂緊固于前梁或后橋殼的突緣上或與其相固定的支架上；其旋轉(zhuǎn)摩 擦元件為固定在輪轂上或半軸上的的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與 制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)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(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶 摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱 帶式制動器。在拖拉機制動器中，中央制動器幾乎沒有使用。內(nèi)張型鼓式制 動器通常稱為鼓式制動器，而通常所說

32、的鼓式制動器即是這種內(nèi)張型鼓式結(jié) 構(gòu)。盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是一個垂向安放且以兩側(cè)面為工作面的制動盤， 其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側(cè)并帶有摩擦片的制動塊。當(dāng)制動盤被 兩側(cè)的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制 動器常用作轎車的車輪制動器和大中型拖拉機半軸制動，也可用于各種汽車 的中央制動器。小型拖拉機且不帶有輪邊制動，制動器則布置在輪邊上。綜上所述，故選鼓式制動器。15鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2-1）他們的制動效能、 制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌Ｖ苿犹惆雌鋸堥_時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是

33、一致的，有領(lǐng)蹄和 從蹄之分。制動蹄張開的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄稱為領(lǐng) 蹄，兩者不一致的則稱為從蹄。當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩 的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄 由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。16圖27鼓式制動器示意圖一、領(lǐng)從蹄式領(lǐng)從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定點，而且兩固定支點位于兩 蹄的同一端（圖2-la）。張開裝置有兩種形式，第一種用凸輪或楔塊式張開 裝置。其中，平衡凸塊和楔塊式張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的， 故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸（液 壓傳動），可

34、保證作用在兩蹄上的張開力相等。領(lǐng)從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游：前進、 倒退行駛的制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu)； 調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易。但領(lǐng)從蹄式制動器也有兩蹄片上的 單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均 勻，壽命不同的特點，其缺點是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較底。領(lǐng)從 蹄式制動器得到廣泛的應(yīng)用，特別是轎車和輕型貨車、客車、拖拉機的后輪 制動器用得較多。二、雙領(lǐng)蹄式雙領(lǐng)蹄式制動器的兩塊蹄片各有自己的固定支點，而且兩固定支點位于 兩蹄的不同端，如圖2-1b所示，領(lǐng)蹄的固定端在下方，從蹄的固定端在上方。

35、 每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，而且位于與固定支點相對應(yīng)的一方。汽車前進制動時、這種制動器的制動效能相當(dāng)高。由于有兩個輪缸，故 可以用兩個各自獨立的回路分別驅(qū)動兩蹄片。除此之外，這種制動器還有調(diào)17 整蹄片和制動鼓之間的間隙工作容易進行和兩蹄片上的單位壓力相等，使之 磨損均勻，壽命相同等優(yōu)點。雙領(lǐng)蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性，僅強于增 力式制動器。當(dāng)?shù)管囍苿訒r，由于兩蹄片皆為雙從蹄，使制動效能明顯下降。 與領(lǐng)從蹄制動器比較，由于多了一個輪缸，使結(jié)構(gòu)略顯復(fù)雜。這種制動器適用于前進制動時前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車制 動時則相反的汽車上。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的 輪缸，難

36、以附加駐車制動驅(qū)動機構(gòu)。三、雙向雙領(lǐng)蹄式雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)特點是兩蹄片浮動，用各有兩個活塞的輪缸 張開蹄片（圖2Tc）.無論是前進或者是后退制動時，這種制動淵的兩塊蹄 片始終為領(lǐng)蹄，所以制動效能相當(dāng)高，而且不變。由于制動器內(nèi)設(shè)有兩個輪 缸，所以適用于雙回路驅(qū)動機構(gòu)。當(dāng)一條管路失效后，制動器轉(zhuǎn)變?yōu)轭I(lǐng)從蹄 式制動器。除此之外，雙向雙領(lǐng)蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨 損均勻，壽命相同。雙向雙領(lǐng)蹄式制動器因有兩個輪缸，故結(jié)構(gòu)上復(fù)雜，且 調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙工作困難是它的缺點。這種制動器得到比較廣 泛的應(yīng)用。如用于后輪，則需要另設(shè)中央制動器。四、雙從蹄式雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個

37、固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄 片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖2-ld）。雙從蹄式制 動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動器效能最低，所以很少采用。五、單向增力式單向增力式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，兩蹄下端經(jīng)推桿相互連 接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產(chǎn)生推力張開蹄片（圖2-le）。汽車前 進制動時，兩蹄片皆為領(lǐng)蹄，次領(lǐng)蹄上不存在輪缸張開力，而且由于領(lǐng)蹄上 的摩擦力經(jīng)推桿作用到次領(lǐng)蹄，使制動器效能很高，居各式制動器之首。與 雙向增力式制動器比較，這種制動器的結(jié)構(gòu)比較簡單。因兩塊蹄片都是領(lǐng)蹄， 所以制動器效能穩(wěn)定性相當(dāng)差。倒車制動時，兩領(lǐng)蹄又皆為從蹄，結(jié)果制動 效能很低。

38、因兩蹄片上單位壓力不等，造成蹄片磨損不均勻，壽命不一樣。 這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅(qū)動機構(gòu)；另外由于兩蹄片 下部聯(lián)動，使調(diào)整蹄片間隙工作變得困難。少數(shù)輕、中型貨車用來作前制動 器。18六、雙向增力式雙向增力式制動器的兩蹄片端部各有一個制動時不同時使用的共同支 點，支點下方有一個輪缸，內(nèi)裝兩個活塞用來同時驅(qū)動張開兩蹄片，兩蹄片 下方經(jīng)推桿連接成一體（圖2Tf）。與單向增力式不同的是次蹄片上也作用 有來自輪缸活塞推壓的張開力，盡管這個張開力的制動力矩能大到主領(lǐng)蹄制 動力矩的23倍。因此，采用這種制動器后，即使制動驅(qū)動機構(gòu)中不用伺服 裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩。

39、這種制動器前進與倒 車的制動效果不變。雙向增力式制動器因兩蹄片均為領(lǐng)蹄，所以制動器效能 穩(wěn)定性比較差。除此之外，兩蹄片上的單位壓力不等，故磨損不均勻，壽命 不同。調(diào)整間隙工作與單向增力式一樣比較困難。因只有一個輪缸，故制動 器不適合用于有的雙回路驅(qū)動機構(gòu)。上述制動器的特點是用制動器效能、效能的穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻 程度來評價。增力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄次之，領(lǐng)從蹄式更次之，還有 一種雙領(lǐng)蹄式制動器的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來考慮，名 次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，增力式最差。摩擦系數(shù)的變化 是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。圖2-2鼓式制動器效能因數(shù)與摩擦因數(shù)的

40、關(guān)系1-雙向增力式 2-雙領(lǐng)蹄式 3-領(lǐng)從蹄式 4-雙從蹄式還應(yīng)指出，制動器的效能不僅與制動器的結(jié)構(gòu)型式、結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系 數(shù)有關(guān)，也受到其他因素的影響。例如制動器摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的1918 HORSEPOWER WHEELED TRACTORREAR AXLES AND BRAKE DESIGNABSTRACTThis design is based on the theory of studies. It has been fully assimilated the advantages of mature products and then was further improve

41、d. The greatest innovations of the design are: Firstly, the brake structure was further improved. Secondly, a hoop Brake Drum improved the ontology of the structural strength, force and heat conditions. Therefore, it extended the service life of the brake drums, and it improved the traffic safety.Th

42、e layout of tractor brake I made up by Semiaxle brake and wheel braking. The design combines the structure of small tractor, Transmission format, etc, using wheel brakes, rear-wheel brake. Through the analysis and comparison of various brake programs and drum brake structure, eventually, I take the

43、leadership shoe drum brake. Given by the main technical data, I can obtain the maximum braking torque. Through the Analysis of the brake, the major components and the performance Analysis, I optimize the structure size. A Hoop brake is to add an external foreign extinguishers around the brake and ch

44、eck the major components. Manipulation of the mechanical bodies is mechanical style. Car braking is in line with the braking device. And the vehicular braking device is used for the mandatory moving tractors deceleration or stops, consequently, when the tractor downhill ,it can maintain the appropri

45、ate speed stability. And through the conclusion and calculation of theory and the analysis of braking distance, then the pedal trip can be calculated. The semiaxle is full-floated, and its length depends on the distance of tires and the main reducer, then the axis intensity can also be calculated.KE

46、Y WORD： The driving applies the brake, applies the brake in thevehicle, brake drum, braking moment, axles, series-connected double cavity pump 中部接觸時，輸出的制動力矩最??；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力 矩最大。制動器的效能常以制動效能因數(shù)或簡稱制動因數(shù)BF (brake factor) 來衡量?；境叽绫壤嗤母鞣N內(nèi)張式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f 之間的關(guān)系如上圖所示。BF值越大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰 退，摩擦系數(shù)是變化的

47、。因此摩擦系數(shù)變化時，BF值變化小的，制動器效能 穩(wěn)定性就好。綜上所述，本設(shè)計為小型拖拉機制動器設(shè)計，只有后輪制動，發(fā)動機不 提供液壓裝置。性能、價格等綜合考慮下選領(lǐng)從蹄式制動器。在行車制動器 中裝有駐車制動器。這種制動器在汽車前進與倒車時其制動器的制動性能不 變，結(jié)構(gòu)簡單，造價也較底，便于附裝駐車制動機構(gòu)，故采用此種制動器， 在成熟產(chǎn)品的基礎(chǔ)上加以改進和完善。2.3制動系的主要參數(shù)及其選擇拖拉機部分整機參數(shù)的確定發(fā)動機功率(18 馬力)/?. = 18x735=13230 w =13. 23kw拖拉機拉機結(jié)構(gòu)質(zhì)量二結(jié)構(gòu)比質(zhì)量*發(fā)動機標(biāo)定功率二(40 - 70)13.23=595.35 926

48、. 1 kg ,最小使用質(zhì)量=結(jié)構(gòu)質(zhì)量* (1.06 1. 11 ) = 631. 1 1027.97 kgo使用質(zhì)量($)等于最小使用 質(zhì)量加上配重，大小應(yīng)滿足附著力的需要，取使用質(zhì)量，4 = 1200kg拖拉機的輪距(B)縮小輪距可以避免梨耕時出現(xiàn)的偏牽引現(xiàn)象，并可減小轉(zhuǎn)向半徑，大會降低橫向穩(wěn)定性。為了適應(yīng)耕作時 的各種行距要求，輪距B應(yīng)能調(diào)節(jié)。小型輪式拖拉機調(diào)節(jié)范圍約 為1000mm 1400mm,中型則為1100 2000mm.前輪輪胎寬度 一般小于后輪，為了使梨耕時前輪也貼近犁溝壁，前輪輪距通常 略小于后輪輪距。取后輪距B= 1000mm.軸距(L)縮小輪式拖拉機軸距可減輕重量、縮小

49、轉(zhuǎn)向半徑，但會降低縱向穩(wěn)定性，并使行駛平順性變差，軸距可根據(jù)由下式 確定L = (0. 58 0. 66)工麻二 1. 372 1.561 m 取 L = 1.4 m 5、 離地間隙(H)離地間隙有農(nóng)藝離地間隙乩和最小離地間隙20H小之分。農(nóng)藝離地間隙乩是指后橋半軸殼下部或前軸下沿的離 地高度。最小離地間隙I 一般出現(xiàn)在后橋殼體中段，但在四輪 驅(qū)動拖拉機也可能出現(xiàn)在前橋中段，減小Hi可提高穩(wěn)定性，但 會降低通過性.H=275 320 取H=300mm.6、 質(zhì)心位置是指質(zhì)心的高度坐標(biāo)、縱向坐標(biāo)和橫向坐標(biāo)。質(zhì)心縱向坐標(biāo) a =L(1- X 0) X 0 = 0. 60 0.65 .所以 a =

50、0. 49 一 0. 56 (m)取a =0. 52 m質(zhì)心的橫向坐標(biāo)，對于沒有特殊 需要的拖拉機，其主要部件布置基本對稱，數(shù)值很小，不必特別 加以注意.質(zhì)心高度坐標(biāo)h是質(zhì)心至地面的距離，在滿足離地間 隙的情況下，應(yīng)盡量降低。取h=540 mm.2. 3. 2制動力矩的確定一、行車制動器制動力矩的確定行車制動器的工況包括行駛中制動和單邊制動幫助急劇轉(zhuǎn)向。由于輪式 拖拉機的轉(zhuǎn)向阻力矩較小，單邊制動所需的制動力矩不大，因此只需考慮行 駛中制動的工況。為了使制動器能將拖拉機迅速制動，以提高行駛安全性， 希望制動器有足夠的制動力矩，這樣被制動的車輪上才能長生較大的地面制 動力。但當(dāng)制動力增大到該車輪與

51、地面的附著力后，制動器將抱死，車輪停 止轉(zhuǎn)動而發(fā)生嚴(yán)重滑移現(xiàn)象，并在路面上產(chǎn)生托印。此時拖拉機所具有的動 能都轉(zhuǎn)化為輪胎和路面間摩擦產(chǎn)生的熱能這將導(dǎo)致胎面局部劇烈發(fā)熱，使橡 膠強度降低，造成輪胎嚴(yán)重磨損。同時附著系數(shù)的值也下降，使制動力比最 佳滑移率時的最大制動力減小5% 25%,這顯然是不利的。此時，實際制 動距離將大于可能達到的最小制動距離，而且還會由于側(cè)向附著系數(shù)的顯著 降低使制動期間拖拉機的方向穩(wěn)定性變壞。因此，為了獲得良好的制動效果 并減小輪胎磨損，應(yīng)使制動器不致完全抱死，讓車輪處于略有滑移而尚未開 始嚴(yán)重滑移的最佳制動狀態(tài)，也就是說在一定的踏板力下，制動器制動力矩 的大小應(yīng)使制動力

52、略小于附著力值。因此，拖拉機的動能將只要消耗在制動 器摩擦表面的相對滑磨上，并轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮??？梢姡苿恿厥芨街鴹l件限制 而不應(yīng)過大。同時為使制動器的結(jié)構(gòu)緊湊而踏板力又不致增大，制動力矩也 不應(yīng)過大。設(shè)計時，考慮到可能發(fā)生制動操縱系統(tǒng)的傳動效率及制動器摩擦 材料的摩擦系數(shù)的降低，一般仍按制動力等于附著力作為計算依據(jù)。對于四21 輪制動，為了提高制動效能，前、后制動器的制動力分別等于相應(yīng)車輪與地 面的附著力。由輪式拖拉機在行駛過程中制動的受力分析，可得到行車制動 器所需的制動力矩。圖2-3輪式拖拉機制動和在斜坡上制動時的受力分析對于后輪制動的輪式拖拉機，每個制動器的制動力矩Mr (N mm)為(忽

53、 略不計滾動阻力、旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩和傳動效率)_msgrdq(L-a)r2i(L + h)式中 ms拖拉機使用質(zhì)量(kg)g重力加速度，取9. 8 (m/s2)rdq驅(qū)動輪動力半徑(mm)i制動器與驅(qū)動輪之間的傳動力附著系數(shù)，一般取中=0.7L 拖拉機軸距(mm)a拖拉機質(zhì)心縱向坐標(biāo)(【nn】)h拉機質(zhì)心坐標(biāo)(mm).對于前后輪都制動的四輪驅(qū)動拖拉機，前、后橋上每個制動器的制動力 矩Mr 和分別為Mr = msg rdia+Oh)/2LiiMr1=嘰gnzL-a- h)/2i?L式中 rd. rd2分別為前、后驅(qū)動輪的動力半徑(rrnn);i2分別為前、后制動器和前、后驅(qū)動輪之間的傳動比。2

54、2本方案為只有后輪制動所以所以Mr= m、grg(La)2i(L+油)0.7 x 1.2 x IO3 x 9.8 x 425.425 x (1400 - 520)2x1x(140) +0.7x540)=866661. 07 N. mm又因為考慮到制動器有熱衰退現(xiàn)象，保證在熱態(tài)下可靠制動，所以Mr,= M/80% = 1083326. 339 N. mm二、停車制動器制動力矩的確定在規(guī)定坡度角的坡道上安全停車時每個制動器所需的制動力矩Mr (N mm) 為w 叫 g%(sina-fcosa)M=rni式中 a 按標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的坡度角() ;NJ80-85拖拉機基本技術(shù)條件規(guī)定：農(nóng)業(yè)拖拉機停車的坡度角

55、為20。F滾動阻力系數(shù)，一般取f=0.02；N同時工作的制動器數(shù)目。則：加二厘回匕變之ni.2x IO, * 9.8x 425.425(sin 20 - 0.02 cos200)21=808550. 24 N. mm對于行車制動系與停車制動系共用的制動器，只要取上述兩者中的較大 值作為該制動器所需的制動力矩，便可同時滿足兩方面的需要。所以有上述 計算結(jié)果可知，只需滿足行車制動便可滿足制動力矩。制動器的制動因數(shù)及其敏感度為了評定不同型式和參數(shù)的制動器工作特性，常用一個無因次指標(biāo)，稱 為制動器的制動因數(shù)。制動因數(shù)通常定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上 的摩擦力總和與輸入制動蹄或壓盤的驅(qū)動力之比。設(shè)

56、制動器的制動力矩為比, 則在制動鼓或制動盤作用半徑R上的摩擦力為Mr/R ,從而制動器的制動因23Kr= Mr/FR式中，F(xiàn)為輸入的驅(qū)動力。當(dāng)施加于兩制動蹄或壓盤，或制動帶兩端的 驅(qū)動力不相等時，常取其平均值為輸入的驅(qū)動力，即 F= (F.+FJ /2.制動因數(shù)越大，表示用一定的驅(qū)動力時該制動器可產(chǎn)生的制動力矩越 大。在下面各節(jié)所導(dǎo)出的計算公式中，可以看出其大小取決于摩擦副的摩擦 系數(shù)、制動器的型式、幾何尺寸和單位壓力分布規(guī)律等。對于給定的制動器， 制動因數(shù)僅為摩擦系數(shù)u的函數(shù)，即K,- = f(P)制動因數(shù)對摩擦系數(shù)變化的敏感度可通過一階導(dǎo)數(shù)來確定，即clKr敏感度,值越大，表明制動因數(shù)或制

57、動力矩對摩擦系數(shù)的變化越敏感， 即在使用中摩擦系數(shù)因溫度升高而發(fā)生變化時，制動力矩的變化越大，制動 器的抗熱衰退性差，工作不穩(wěn)定。從操縱省力的角度出發(fā)，希望選用制動因數(shù)較大的制動器。但制動因數(shù) 過大，不僅影響制動平順性，還會引起過高的敏感度，使制動器的抗熱衰退 性變差，工作不穩(wěn)定。設(shè)計時應(yīng)根據(jù)車輛的使用質(zhì)量吹、性能和布置的方便 性等決定裝置具有合適特征值的制動器類型。2. 3. 4鼓式制動器的機構(gòu)參數(shù)在制動鼓結(jié)構(gòu)形式選定以后，先參考同類型拖拉機，初選制動器的主要 參數(shù)，并進行結(jié)構(gòu)的初步設(shè)計。然后進行制動力矩和磨損性能驗算，并與所 要求的數(shù)據(jù)相對比，必要時再對初選參數(shù)進行修改，直到基本性能滿足要

58、求 為止。最后才進行細(xì)致的結(jié)構(gòu)分析。一、制動鼓直徑D和壁厚本次設(shè)計制動鼓是一個創(chuàng)新點，是一種加箍制動鼓。它帶外圓柱面的制 動鼓本體和一個外筒組成；將外筒嵌套入制動鼓本體，制動鼓本體的本體外 壁外圓柱面過盈配合外筒內(nèi)壁的內(nèi)圓柱面，通過制動鼓本體直接向鼓盤傳遞 制動力矩。制動鼓本體外壁的外圓柱面設(shè)一肩坎，使外筒裝配時易于定位和 減少軸向竄動。本實用新型具有既減少了制動鼓壁厚，又使得制動鼓本體在24 制動時所受的拉應(yīng)力與過盈配合所受的壓應(yīng)力相互疊加，改善了制動鼓本體 的受力和散熱條件，延長了制動鼓使用壽命等優(yōu)點。在制動鼓鼓體外圓周表 面設(shè)置有若干條相對于制動鼓鼓體軸線傾斜的斜筋，這種強制散熱汽車制動

59、 鼓具有較好的強制散熱能力，能夠有效防止制動鼓和摩擦片溫度過高，可提 高制動鼓的結(jié)構(gòu)強度，提高了制動鼓、摩擦片及輪胎的使用壽命，并有效防 止由于制動鼓龜裂、輪胎爆胎而引發(fā)的事故，提高了行車的安全性。當(dāng)輸入力P一定時，制動鼓的直徑越大，且制動器的散熱性能越好。但 直徑D的尺寸受到輪偶內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加， 使非懸架質(zhì)量增加，不利于拖拉機的行駛平順性。制動鼓與輪輛之間應(yīng)有一 定的間隙，此間隙一般不應(yīng)小于20mm-30mm,以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于 輪輛過熱而損壞輪胎.制動鼓一般用鑄鐵制成，為了提高散熱效果和具有較大 的剛度，壁厚一般取6-lOmm,并可在制動鼓中間開孔及

60、在其外面加筋。由此 間隙要求及輪輛的尺寸即可求得制動鼓直徑D的尺寸。制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)符 合QC/T 309-1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定。 查表取得D = 300 mm 壁厚取8mm外筒壁厚取5mm二、制動蹄摩擦襯片的包角（3及寬度b制動鼓直徑確定以后，摩擦片寬度和包角便決定了襯片的摩擦面積。面 積愈大，單位壓力愈小，從而磨損愈小，但寬度過大會使接觸不均勻。根據(jù) 國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨車的總質(zhì)量增大而增 大.摩擦襯片的包角B通常在B =90 120范圍內(nèi)選取，試驗表明。摩擦 襯片包角8=90100時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最 高