汽車制動系統(tǒng)的結構設計

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1、汽車設計課程設計 課題名稱：汽車制動系統(tǒng)的結構設計與計算 第一章：制動器結構型式即選擇 、汽車已知參數(shù)： 汽車軸距（mm）:3800 車輪滾動半徑（mm） :407.5 汽車空載時的總質量（kg） ：3330 汽車滿載時的總質量（kg） 6330 空載時，前軸負荷 G=mg=12348.24N 后軸負荷為 38624.52N 滿載時，前軸負荷 G=mg=9963.53N 后軸負荷為 43157.62N 空載時質心高度為 750mm 滿載時為930mm 質心距離前軸距離空載時為 2.36m滿載時為2.62m 質心距離后軸距離滿載時為 1.44m 滿載時為1.18m

2、二、鼓式制動器工作原理 制動蹄壓住旋轉表面。 這 鼓式制動器具有的 鼓式制動器的工作原理與盤式制動器的工作原理基本相同： 個表面被稱作鼓。 許多車的后車輪上裝有鼓式制動器，而前車輪上裝有盤式制動器。 元件比盤式制動器的多，而且維修難度更大，但是鼓式制動器的制造成本低， 并且易于與緊 急制動系統(tǒng)結合。 我們將了解鼓式制動器的工作原理、檢查緊急制動器的安裝情況并找出鼓式制動器所需 的維修類別。 我們將鼓式制動器進行分解，并分別說明各個元件的作用。 鼓式制動器 圖1鼓式制動器的各個元件 但是鼓式制動器還帶 與盤式制動器一樣，鼓式制動器也帶有兩個制動蹄和一個活

3、塞。 有一個調節(jié)器機構、一個緊急制動機構和大量彈簧。 圖2僅顯示了提供制動力的元件。 圖2.運行中的鼓式制動器 當您踩下制動踏板時，活塞會推動制動蹄靠緊鼓。 這一點很容易理解，但是為什么需 要這些彈簧呢？ 這就是鼓式制動器比較復雜的地方。 許多鼓式制動器都是自作用的。 圖5中顯示，當 制動蹄與鼓發(fā)生接觸時，會出現(xiàn)某種楔入動作，其效果是借助更大的制動力將制動蹄壓入鼓 中。 楔入動作提供的額外制動力， 可讓鼓式制動器使用比盤式制動器所用的更小的活塞。 但 是，由于存在楔入動作，在松開制動器時，必須使制動蹄脫離鼓。 這就是需要一些彈簧的 原因。其他彈簧有助于將制動蹄固定到位，并在

4、調節(jié)臂驅動之后使它返回。 為了讓鼓式制動器正常工作，制動蹄必須與鼓靠近，但又不能接觸鼓。如果制動蹄與鼓 相隔太遠（例如，由于制動蹄已磨損） ，那么活塞需要更多的制動液才能完成這段距離的行 程，并且當您使用制動器時，制動踏板會下沉得更靠近地板。 這就是大多數(shù)鼓式制動器都 帶有一個自動調節(jié)器的原因。 當襯塊磨損時，制動蹄和鼓之間將產(chǎn)生更多的空間。 汽車在倒車過程中停止時， 會推動 制動蹄，使它與鼓靠緊。 當間隙變得足夠大時，調節(jié)桿會搖動足夠的幅度，使調節(jié)器齒輪 前進一個齒。調節(jié)器上帶有像螺栓一樣的螺紋，因此它可以在轉動時松開一點，并延伸以 填充間隙。 每當制動蹄磨損一點時，調節(jié)器就會再

5、前進一點，因 此它總是使制動蹄與鼓保持靠近。 一些汽車的調節(jié)器在使用緊急制動器時會啟動。 如果緊急制動器有很長一段時間沒有 使用了，則調節(jié)器可能無法再進行調整。 因此，如果您的汽車裝有這類調節(jié)器，一周應至 少使用緊急制動器一次。 汽車上的緊急制動器必須使用主制動系統(tǒng)之外的動力源來啟動。 鼓式制動器的設計允 許簡單的線纜啟動機構。 鼓式制動器最常見的維修是更換制動蹄。 一些鼓式制動器的背面提供了一個檢查孔， 可以通過這個孔查看制動蹄上還剩下多少材料。 當摩擦材料已磨損到挪釘只剩下 0.8毫米 長時，應更換制動蹄。 如果摩擦材料是與后底板粘合在一起的（不是用挪釘） ，則當剩余的

6、摩擦材料僅為1.6毫米厚時，應更換制動蹄。 圖3.制動蹄 與盤式制動器中的情況相同，制動鼓中有時會磨損出很深的劃痕。 如果磨損完的制動 蹄使用時間太長，將摩擦材料固定在后部的挪釘會把鼓磨出凹槽。 出現(xiàn)嚴重劃痕的鼓有時可 以通過重新打磨來修復。 盤式制動器具有最小允許厚度， 而鼓式制動器具有最大允許直徑。 由于接觸面位于鼓內，因此當您從鼓式制動器中去除材料時，直徑會變大。 圖4.制動鼓 第二章：制動系的主要參數(shù)及其選擇 、制動力及制動力分配系數(shù)分析 軸車輪的法向反力北乙為: 片沁醬) ⑹ 式中G—汽車所受重力； m闔-r一汽——? 1 .

7、——汽車軸的： ?——汽車質心離曲軸而禽： L——汽車質心離后軸距離： —汽車質心高度；% 抹——重力加速度; du 小~——汽車制動減速度。 汽空總峋地面捌動力為 「廣尸J與■」I： ■ Qq X 盤 (7) _冊 式中q( 城)一相前旗度，亦稱比減速度或比制動力； 人 前后軸車輪的地面制動力,握 由以上兩式可求得前，后輪。.輪附若力為 七=("［十七，摩V 嘰)陰 匕式表 小 汽車在附著系數(shù)挈 ■重確定值的踣面卜％J動時.各軸附得力即極限制 動力并非為常數(shù),而樂制動強度q或總制動力的函物d當汽車各車輪制動耦的制動〃足憾 時，報據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配.

8、而、后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數(shù)和 坡度情況等，制動過程何能川現(xiàn)的情況有三種，即兄 (1)前輪先抱死拖滑，然后后轉M抱死拖沿； (2)后輪先抱死拖滑.然后前轉再抱死拖幫: ⑶樂 后輪同時抱班拖滑口 在以上三種情況中，顯然是錄后和情況的附看條件利用得最廿. 二、汽車前后車輪同時抱死時的制動力和分配系數(shù) 1、制動力（滿載） 假設汽車的同步附著系數(shù)為 0 =0.8. 在前后車輪均被抱死時，q= 0=0.8，這時前后軸車輪的制動器制動力 Ffi、Ff2即是理 想最大制動力，此時 Fb、Ff和F相等，所以有：（FB為汽車總的地面制動力， Ff為汽車 總的制動器制動力， F

9、車輪與路面總的附著力） L=3.8M L1=2.62M L2=1.18M Hg=0.93M 0=24891.2N Fb Ff1 F G(L2 0ha) B1 f I l 2 0g/ Fb2 Ff2 F 0hg) 0 =24786.628N 2、制動力分配系數(shù)與同步附著系數(shù) 假設汽車的同步附著系數(shù)為 0 =0.8. 則制動力分配系數(shù) 0hg b =0.5 L 取該車所能遇到的最大附著系數(shù)為 3、制動強度和附著系數(shù)利用率 max=1 ,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。 =1時，后軸先抱死，當后軸剛要抱死時，可推出得:

10、 Fb 一 L1 GL1 ； 丁 =66.8039KN (0 )hg =0.9342 0)hg 1.87 o)hg 1.87 (1 0.8)*0.886 =0.9342 4、最大制動力矩 對于選取較大 值的汽車，這類車輛經(jīng)常行駛在良好道路上，車速較高，后輪制動抱 死失去穩(wěn)定而出現(xiàn)甩尾的危險性較前一類汽車大得多。 因此應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。 Tf 2max G,,，、 丁 (Li qhg) Q L 2800*9.81 28 *(1.87 0.9134*0.886)*1*0.35 =10100

11、.5NM f 1max Tf 2max 1 0.585 1 0.585 *5403.08 =10143.2NM 5、制動器因數(shù) 領蹄的制動蹄因數(shù) Nf P 2.6 從蹄的制動蹄因數(shù)為 BF1 Nf P 2.6 6、鼓式制動器主要結構參數(shù) ，輪車用直徑為 車輪的滾動半徑為 r=407.5mm,通過中華人民共和國國標，載重汽車標準 d=16in=406.4mm 制動鼓直徑D,通過查表得D/Dr=0.787 D=d*78.7%=406.4*0.787=320mm 取 D=300mm 制動間隙取0.3mm.

12、 2 ②、制動蹄摩擦片包角 3寬度b和單個制動器摩擦襯片總面積， 取3=90 A=400 Cm （前 2 軸制動器）A=400 cm （后軸制動器） b= -g =16.98cm （前輪制動器摩擦片寬度） R b= -g ==16.98cm （后輪制動器摩擦片寬度） R ③、摩擦襯塊起始角 3。 3。=3/2=45 F。作用線的距離e @、制動器中心張開到張開力 e=0.8R=0.8*15=12cm 、制動器距支撐點位置坐標 a與c a=0.8R=0.8*15=12cm 兩支承銷之間距離 k=1.5cm 第三章：鼓式制動器設計計算 、制動蹄片上的制動力

13、矩 前軸單個制動器應能產(chǎn)生的最大制動力矩 Tf Tf 1 max/ 2 5071NM 單個蹄片上的制動力矩 TTf 1 P1 fh 1 c cos 1 f sin 1 f 1 P1B1 q TTf 1 P2fh 2 c cos 2 f sin 2 f 2 P2B2 ② Nx arctan —— arctan cos2 cos2 / 2 sin 2 sin 2 Ny .,??(3 1 4R cos cos / .. cos2 cos2 2 2 sin 2 sin 2 .….@ .@ Tf TTf1 TTf 2 P1B1 P2B2 :對于液壓

14、驅動的制動器，由于 Pi P2，故所需要的張開力為 P Tf / Bi B2 .⑥ 由上圖可得參數(shù)數(shù)據(jù)： R=159.65mm, c =131.4686 0=13.19 , 3=90 , = 31.81 , =121.81 , f=0.35 Tf 7955.64NM 將參數(shù)帶入。1②③④⑸⑥計算得： 1 0.115 ； 2 0.5 0 1 0.22025, 2 0.22025 Bi 0.0009268, B2 0.002693 帶入.◎式得P=2197.8KN 同理可得后輪單個制動器 另外，在計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式子。 1得出自鎖條件，當該式

15、得分母等于零時，蹄自鎖，即蹄式制動器的自鎖條件為 c cos i f sin i f i 0 . c cos 1 如果式子f :—成立，則不會自鎖 i c sin i 代入數(shù)據(jù)得 0.35 0.637 ,所以成立！ 因為親后輪取的輪胎一樣，只有摩擦襯片不一樣，而且前輪的制動力矩比較大，所以只需驗 證前輪即可，后輪也應該滿足條件。 二、摩擦襯片的磨損特性計算 1、比能量耗散率e （取極限工況） 雙軸汽車單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量消耗率分別是 2 2 1 ma vi V2 ei -* 2 2tA1 2 2 1 ma v1v2 （8 e2 * 1

16、 2 2tA2 其中ma為汽車總質量6330kg, 為汽車回旋質量換算系數(shù)取 1這里， V1 =18m/s, V1 V2 V2 0, t -j — , j為制動減速度這里取0.6g; A1, A2 分別為前、后制動 器襯片的摩擦面積，3 為制動力分配系數(shù)這里為 0.501. 2 - A J 2 2 因為對于鼓式制動器的比能量耗散率小于等于 1.8W/mm 故滿足要求！ 2、單個車輪的磨損特性指標可用襯片比摩擦力 Ff0表示 當汽車產(chǎn)生最大制動力時，前輪單個制動器的制動力矩 Tf=5018 , R=150mm, Ai 400 cm2 Ffo=Tf/RA=0.421<0.48

17、N/mm2 所以符合要求！ 3.比滑磨功Lf 由動初速度至停車所完成的單位襯片面積的比滑磨功 Lf衡量，最大車速為100公里每小時 車輪制動器個制動襯片的總摩擦面積為 1600cm2 得Lf<[Lf] 滿足條件 第四章：制動器主要零部件的結構設計與強度計算 一、制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量， 制動時氣溫升不應超過極限值。制動鼓的材 料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合 式制動鼓。也可用在鋼板沖壓的制動鼓內側離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒，組合影城

18、制動鼓。 本設計選擇鋼板沖壓的制動鼓內測離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒！ 二、制動蹄 輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T形鋼輾壓或鋼板沖壓一焊接制成；大噸位載貨汽車的 制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好， 但小型車用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 制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻， 因而使襯片的磨損較為均勻， 并可減少制動 時的尖叫聲。 制動蹄腹板和翼緣的厚度， 這里我們取7mm。摩擦襯片的厚度取10mm,制動蹄寬度取60mm, 襯片可挪接在制動蹄上，噪聲比較??！ 三、制動底板 制動底板是除制

19、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。制動地板承受這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 壓形成的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。 四、制動蹄支承 二自由度制動蹄的支承， 結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。 為了是具有支 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。 五、制動輪鋼 制動輪鋼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。輪缸的鋼體由灰鑄鐵 HT250組成。其缸筒為通孔，需鏈磨

20、?；钊射X合金制造?；钊? 外端有鋼制的開槽頂塊，以支撐插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。 輪鋼的工作腔由裝 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。 六、摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)， 抗熱衰退性能要好，不應在溫升到某一數(shù)值 后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應有好的耐熱性，低的吸水性，低的壓縮率，低的熱傳導率 和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪力、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產(chǎn)生噪 聲、不產(chǎn)生不良氣味，應盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。 當前，在制動器中廣泛采用著模壓材料， 它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、 調整摩 擦性能的填充劑等混

21、合后，在高溫下模壓成型的。這里取模壓材料即可。 七、制動器主要零件的強度計算 1、制動蹄支承銷剪切應力計算 如下圖所示，假設制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點位于制動蹄摩擦片襯片的工作 表面上，其法向合力 Ni,N 2；與支承銷的反力si分別平行。 對兩蹄分另?J繞中心 o點取距，得 Pia NifR Sic , P2a N2fR S2c o Pia NifR P2a N2fR 得 S1 , S2 c c 般來說， Si的值總要大于 S2的值，故僅計算領蹄的支承銷的剪切應力即可: 帶入數(shù)據(jù)得 295 N / mm2 345 N / mm2符合 Si

22、Pia NifR i - A Aci 要求！ 其中A為支承銷的截面積；f為摩擦系數(shù); 為許用剪切應力；支承銷由 45號剛制造并 [Wj品淬火。 2、緊固摩擦片挪釘?shù)募羟袘︱炈? 由已知條件得，可算出制動蹄的最大制動力距 Tf 1 max,Tf 2 max。如果已知挪釘?shù)臄?shù)目 n、 挪釘?shù)闹睆絛及材料，即可驗算其剪切應力 帶入數(shù)據(jù)可得符合要求 T f 1 max d2n 4 詳細D=W=G圖4降 三二③1爸爸五四。六“ 3231885406)J 5 19歲.一7月13日（公歷）巨舞座履虎 it! 椰子何與穿心蓬的空i司 詳細DWG圖紙請力口：三

23、二③1爸爸五四0六 32318B5406| 1期 務19歲2 7月"日（公歷）巨蟹哇 屬虎 >!_!—叁 1 fif 目 由回<9。Q燃9■?等, 揶子柳與第D■蓬的空間 全套資料低價拾元起 第五章：制動驅動機構的結構形式選擇與設計計算 1、制動驅動機構的結構形式選擇 型式 制動力源 工作介質 力傳遞方式 工作介質 制動液 液壓式 制動液 液壓動力 發(fā)動機 2、全液壓動力制動系 3、 液壓制動驅動機構的設計計算 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力 P與輪缸直徑 dw及制動輪缸中的液壓 p之間有 如下關系式：dw 2 P 洋組D-W-G圖—

24、紙；二二③1爸爸五四。六 hi 323188540耳號3 MMBI4 S 19歲—7月13日（公㈤巨蟹座屬虎 A 1 7 — " 二 椰子為與安。豆的空間 仝套落捌裾檜44PM超山 式中：p=8MPa~12MPa ,將 P=1051.9KN ,取 p 為 10MPa,帶入得 dw=40.7,根據(jù)輪崗 直徑GB7524-87標準規(guī)定的尺寸系列， 這里選38mm。詳細DWG圖紙請力口：三二③1 爸爸五四0六 招婚資料 5231S3540t| :Fr 竟19歲 二7月1犯（公歷）巨鱉座 崖虎 揶于栩與李白送的空間 全套資料低價拾元起

25、 一個輪缸的工作容積Vm n dw2 對前輪，初選管路壓力 10MPa 則dw 38mm 所以可取 前輪輪缸 直徑 38,管路壓力在小于 10MPa 一個輪缸的工作容積 Vm dw2 前輪輪缸活塞的行程 1 =2.0mm 前輪的工作容積 V1 4d12 1 3 14 o 0 - *38 2*2.0 2267.08mm3 4 后輪輪缸活塞的行程 2 =2.0mm 后輪的工作容積等于前輪 輪缸總的工作容積為 4536.46立方毫米 4、制動主缸的設計； ③、直徑的選擇 選取d0 38mm （2、制動主缸應有的工作容積 V o=1.3V=5897.4 ③、主缸活塞行程的確定 Sm=20.8,符合要求。 5、制動踏板力Fp與踏板行程 按公式計算得Fp=416.954N 制動踏板工作行程 Xp=Ip (Sm+&m1+&m2 ) =8* (20.8+2.0+2.0) =198.4mm