機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-重型汽車制動(dòng)器設(shè)計(jì)（全套圖紙）

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1、 I重型自卸汽車設(shè)計(jì)（制動(dòng)系設(shè)計(jì)）重型自卸汽車設(shè)計(jì)（制動(dòng)系設(shè)計(jì)）摘摘 要要本次我們?cè)O(shè)計(jì)的課題是 64T 重型自卸汽車。我的任務(wù)是負(fù)責(zé)汽車的制動(dòng)系的設(shè)計(jì)。該制動(dòng)系統(tǒng)的主要用途是使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡的汽車速度保持平穩(wěn)，以及使已停駛的汽車保持不動(dòng)。本次設(shè)計(jì)的制動(dòng)系主要設(shè)計(jì)方案包含行車制動(dòng)系統(tǒng)與駐車制動(dòng)系統(tǒng)兩套系統(tǒng)。結(jié)構(gòu)形式方面選用凸輪驅(qū)動(dòng)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。采用雙回路氣力驅(qū)動(dòng)制動(dòng)系統(tǒng)。前制動(dòng)氣室采用膜片式制動(dòng)氣室，后制動(dòng)氣室采用復(fù)合式制動(dòng)氣室。行車制動(dòng)系統(tǒng)作用在前、后輪上。駐車制動(dòng)系統(tǒng)為放氣制動(dòng)式，作用于中、后輪上，用手制動(dòng)閥操縱。當(dāng)行車制動(dòng)失效時(shí)，駐車制動(dòng)可做緊急制動(dòng)用。本次制動(dòng)系的設(shè)計(jì)

2、在工作過(guò)程中安全可靠，在初速為 30km/h 時(shí)制動(dòng)距離小于 10m，駐車坡度大于 35%，制動(dòng)輕便等都滿足了設(shè)計(jì)要求；而且在任何速度下制動(dòng)時(shí)，汽車都不喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。當(dāng)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時(shí)，汽車制動(dòng)系都通過(guò)傳感器傳遞信號(hào)對(duì)駕駛員給于音響或光信號(hào)等報(bào)警提示。從而提高行車安全性。關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞:制動(dòng)系，制動(dòng)蹄，氣力驅(qū)動(dòng)，凸輪全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 IIDESIGN OF HEAVY-DUTY DUMP TRUCK(DENSIGN OF BRAKING SYSTEM)ABSTRACTThe design of our 64T is th

3、e subject of heavy dump truck. My task is responsible for vehicle braking system design. The brake systems main purpose is to make teavelling in the car slow down or even stopping, the downhill speed of the car remained stable, and to stopthe car has to keep moving.The design of the braking system d

4、esign options include road vehicl braking systems and brake system in the two systems. Structure in the form of optional cam drive leading trailing. Dual-circuit efforts to drive braking system. Brake chamber before a patch-brake chamber, after the brake chamber used composite brake chamber. Road br

5、ake sysrem of the former, on the rear. Braking system for traffic-gas-brake, in effect, the rear wheels, manipulated by hand Zhidong Fa. When the lane brake failure, the car brakes with emergency brake to do.The braking system design in the course of their work secure in the muzzle velocity of 30km/

6、h when the braking distance of less than 10m, the slope is greater than 35% of car, brake light and so meet the design requirements and in any speed under the brake, do not lose control of the vehicle and direction of stability. When the brake drive any component failure and the destruction of its b

7、asic functions,through the vehicle IIIbraking system sensors send signals to the drivers to sound or light signals in the police and other tips. So as to enhance traffic safety.Keywords:Braking system, Brake shoes, Pneumatic-driven,Cam 目 錄第一章第一章 緒論緒論 .- 1 -1.1 本課題的目的和意義 .- 1 -1.2 汽車制動(dòng)系在國(guó)內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢(shì)

8、 .- 1 -1.3 鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀 .- 2 -1.4 研究重點(diǎn) .- 3 -第二章第二章 汽車總體參數(shù)的選擇及計(jì)算汽車總體參數(shù)的選擇及計(jì)算 .- 4 -2.1 汽車形式的確定 .- 4 -2.1.1 軸數(shù) .- 4 -2.1.2 驅(qū)動(dòng)形式 .- 4 -2.1.3 布置形式 .- 4 -2.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 .- 5 -2.2.1 質(zhì)量系數(shù) .- 5 -2.2.2 汽車總質(zhì)量 .- 5 -2.2.3 載荷分配 .- 5 -2.3 汽車主要數(shù)據(jù)的確定 .- 6 -2.3.1 質(zhì)心高度 .- 6 -2.3.2 軸距 .- 6 -第三章第三章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式及要求制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)

9、型式及要求 .- 7 -3.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式 .- 8 - IV3.1.1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 .- 10 -3.1.2 單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 .- 13 -3.1.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 .- 14 -3.1.4 雙從蹄式制動(dòng)器 .- 15 -3.1.5 單向增力式制動(dòng)器 .- 15 -3.1.6 雙向增力式制動(dòng)器 .- 16 -3.2 鼓式制動(dòng)器方案的確定 .- 17 -第四章第四章 理想制動(dòng)力及其分配理想制動(dòng)力及其分配 .- 18 -4.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù).- 18 -4.2 同步附著系數(shù).- 23 -4.3 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 .- 24 -第五章第五章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)

10、器的設(shè)計(jì)計(jì)算 .- 26 -5.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù).- 26 -5.1.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑 D .- 26 -5.1.2 摩擦襯片寬度 b 和包角.- 27 -5.1.3 摩擦襯片起始角0.- 28 -5.1.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力0F作用線的距離 e .- 28 -5.1.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) a 和 c.- 28 -5.1.6 摩擦片摩擦系數(shù)f.- 28 -5.2 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 .- 29 -5.3 行車制動(dòng)效能計(jì)算.- 31 -5.4 駐車制動(dòng)計(jì)算.- 32 -5.5 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算.- 34 -第六章第六章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計(jì)制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計(jì)

11、 .- 36 -6.1 制動(dòng)蹄 .- 36 -6.2 制動(dòng)鼓 .- 36 -6.3 摩擦襯片 .- 37 -6.4 摩擦材料 .- 38 -6.5 蹄與鼓之間的間隙自動(dòng)調(diào)整裝置 .- 39 - V6.6 制動(dòng)支承裝置 .- 41 -6.7 張開(kāi)機(jī)構(gòu) .- 41 -6.8 制動(dòng)蹄回位彈簧 .- 41 -第七章第七章 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 .- 42 -7.1 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇.- 42 -7.2 氣壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算.- 43 -第八章第八章 結(jié)論結(jié)論 .- 46 -參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn) .- 47 -致謝致謝 .- 48 -外文資料外

12、文資料 .- 49 -外文資料譯文外文資料譯文 .- 55 - - 1 -第一章 緒論1.1 本課題的目的和意義本課題的目的和意義車輛的制動(dòng)性能是車輛主動(dòng)安全性能中最重要的性能之一。汽車的制動(dòng)性能是由汽車的制動(dòng)系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動(dòng)器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整車性能的優(yōu)劣，直接關(guān)系到駕乘人員的生命財(cái)產(chǎn)安全，重大交通事故往往與制動(dòng)距離過(guò)長(zhǎng)、緊急制動(dòng)時(shí)發(fā)生側(cè)滑和失去轉(zhuǎn)向能力等情況有關(guān)，因此汽車的制動(dòng)性能是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動(dòng)過(guò)程是很復(fù)雜的，它與汽車總布置和制動(dòng)系各參數(shù)選擇有關(guān)。汽車制動(dòng)系統(tǒng)主要由供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動(dòng)器組成，制動(dòng)器的實(shí)際性能是整

13、個(gè)制動(dòng)系中最復(fù)雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動(dòng)器的設(shè)計(jì)在整車設(shè)計(jì)中顯得非常重。1.2 汽車制動(dòng)系在國(guó)內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢(shì)汽車制動(dòng)系在國(guó)內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢(shì)隨著汽車安全性的日益提高，汽車制動(dòng)系統(tǒng)也歷經(jīng)了數(shù)次變遷和改進(jìn)。從最初的皮革摩擦制動(dòng)，到后來(lái)的鼓式、盤(pán)式制動(dòng)器，再到機(jī)械式 ABS 制動(dòng)系統(tǒng)，緊接著伴隨電子技術(shù)的發(fā)展又出現(xiàn)了模擬電子 ABS 制動(dòng)系統(tǒng)、數(shù)字式電控 ABS 制動(dòng)系統(tǒng)，等等。近 10 年來(lái)，西方發(fā)達(dá)國(guó)家又興起了對(duì)汽車線控系統(tǒng)的研究，線控制動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)運(yùn)而生，并開(kāi)展了對(duì)電控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)的研究。簡(jiǎn)單來(lái)說(shuō)，電控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)就是把原來(lái)液壓或者壓縮空氣驅(qū)動(dòng)的部分改為電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，借以提高響應(yīng)速

14、度，增加制動(dòng)效能, 同時(shí)大大簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu)，降低了裝配和維護(hù)的難度。由于人們對(duì)制動(dòng)性能要求的不斷提高，傳統(tǒng)的液壓或者空氣制動(dòng)系統(tǒng)在加入大量電子控制系統(tǒng)(如 ABS、TCS、ESP)后，結(jié)構(gòu)和管路布置越來(lái)越復(fù)雜，加大了液壓(空氣)回路泄漏的隱患，同時(shí)裝配和維修的難度也隨之提高；因此，結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單、功能集成可靠的電控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)越來(lái)越受到青睞?？梢灶A(yù)見(jiàn)，EMB 將最終取代 1 傳統(tǒng)的液壓(空氣)制動(dòng)器，成為未來(lái)汽車制動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展方向。 - 2 -1.3 鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀長(zhǎng)期以來(lái)，為了充分發(fā)揮蹄鼓式制動(dòng)器的重要優(yōu)勢(shì)，旨在克服其主要缺點(diǎn)的研究工作和技術(shù)改進(jìn)一直在進(jìn)行

15、中，尤其是對(duì)蹄鼓式制動(dòng)器工作過(guò)程和性能計(jì)算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點(diǎn)在于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)和實(shí)際使用因素等對(duì)制動(dòng)器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進(jìn)措施，制動(dòng)器的性能也有了一定程度的提高。1997 年，提出了一種“電控自增力鼓式制動(dòng)器”設(shè)計(jì)方案，該制動(dòng)器是通過(guò)機(jī)械的方法來(lái)實(shí)現(xiàn)鼓式制動(dòng)器的自增力，制動(dòng)效能因數(shù)的變化范圍為 26。應(yīng)用一套電控機(jī)械裝置調(diào)整領(lǐng)蹄的支承點(diǎn)來(lái)提高制動(dòng)器的制動(dòng)效能數(shù)，以補(bǔ)償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數(shù)降低。該制動(dòng)器達(dá)到相同的制動(dòng)力矩所要求的輸入力是盤(pán)式制動(dòng)器 1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個(gè)制動(dòng)器單獨(dú)工作，

16、從而提高了行車的安全性，另外對(duì)駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問(wèn)題，諸如系統(tǒng)復(fù)雜、高能耗、高成本、維護(hù)困難等。1999 年提出一種四蹄八片（塊）式制動(dòng)器，通過(guò)對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計(jì)，制動(dòng)效能因數(shù)有一定地提高，同時(shí)制動(dòng)效能_因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳?，這就在一定程度上改善了制動(dòng)效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動(dòng)蹄的新型蹄鼓式制動(dòng)器，該型式的制動(dòng)器使得制動(dòng)效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長(zhǎng)摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設(shè)計(jì)性強(qiáng)，可根據(jù)對(duì)制動(dòng)效能的需要，較靈活地進(jìn)行制動(dòng)器設(shè)計(jì)。另外，近年來(lái)則出現(xiàn)了一些全

17、新的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式，如磁粉制動(dòng)器、濕式多盤(pán)制動(dòng)器、電力液壓制動(dòng)臂型盤(pán)式制動(dòng)器、濕式盤(pán)式彈簧制動(dòng)器等。對(duì)于關(guān)鍵磁性介質(zhì)磁粉，選用了抗氧化性強(qiáng)、耐磨、耐高溫、流動(dòng)性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級(jí)電工純鐵 DT4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復(fù)控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇，設(shè)計(jì)了散熱風(fēng)道等，使得該技術(shù)有著極好的應(yīng)用前景。盡管對(duì)蹄鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)研究取得了一定的成績(jī)，但是對(duì)傳統(tǒng)蹄鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)仍然有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用，也可為后續(xù)設(shè)計(jì)提供理論參考。 - 3 -1.4 研究重點(diǎn)研究重點(diǎn)根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，進(jìn)行參數(shù)選擇；確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案；完成制動(dòng)器的總體和主要

18、零部件的設(shè)計(jì)。 - 4 -第二章第二章 汽車總體參數(shù)的選擇及計(jì)算汽車總體參數(shù)的選擇及計(jì)算2.12.1 汽車形式的確定汽車形式的確定汽車的分類按照 GB/T3730.12001 將汽車分為乘用車和商用車。不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動(dòng)形式、以及布置形式上有區(qū)別。2.1.1 軸數(shù)軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對(duì)軸載質(zhì)量的限制和輪胎負(fù)荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于 19t 的公路運(yùn)輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在 19t 以上的公路運(yùn)輸車采用

19、三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。由于本設(shè)計(jì)的汽車是重型，所以采用三軸布置方案。2.1.2 驅(qū)動(dòng)形式驅(qū)動(dòng)形式由于本設(shè)計(jì)的汽車總質(zhì)量大于 19t，所以采用 64 的驅(qū)動(dòng)形式。2.1.3 布置形式布置形式貨車可以按照駕駛室與發(fā)動(dòng)機(jī)相對(duì)位置不同，分為平頭式、短頭式、長(zhǎng)頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動(dòng)機(jī)位置不同，分為發(fā)動(dòng)機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。平頭式貨車的發(fā)動(dòng)機(jī)位于駕駛室內(nèi)，其主要優(yōu)點(diǎn)是：汽車總長(zhǎng)和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動(dòng)性能好；不需要發(fā)動(dòng)機(jī)罩和翼子板，汽車整備質(zhì)量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時(shí)能改善發(fā)動(dòng)機(jī)及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積

20、之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應(yīng)用。所以本設(shè)計(jì)采用偏置式的布置形式，并且采用發(fā)動(dòng)機(jī)前置后橋驅(qū)動(dòng)。 - 5 -2.22.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定汽車質(zhì)量參數(shù)的確定汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量 、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù) 0m、汽車總質(zhì)量 、軸荷分配等。0mam本設(shè)計(jì)中給出裝載質(zhì)量=41t。em2.2.1 質(zhì)量系數(shù)質(zhì)量系數(shù)質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即。0m0m/em0m該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，值越大，說(shuō)明該汽車的設(shè)計(jì)水平0m和工藝水平越先進(jìn)。參考同類型的汽車的質(zhì)量系數(shù)值（表 2-1）后，綜合選定本設(shè)計(jì)中的質(zhì)量系數(shù)值 表 2-1 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù)0m汽車類

21、型0m輕型080-110中型120-135貨車重型130-170由此可以確定質(zhì)量系數(shù)，=41000/23000=1.783。0m0m2.2.2 汽車總質(zhì)量汽車總質(zhì)量汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時(shí)的整車質(zhì)量。am商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三am0mem部分組成，即 Kg1065aemmmn式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。代入數(shù)據(jù)，n=1， =23t， =41t 可得到總質(zhì)量=64.065t。0memma2.2.3 載荷分配載荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各車軸對(duì)支承平面的垂直負(fù)荷，也可以用占空載或滿載

22、總質(zhì)量的百分比來(lái)表示。軸荷分配對(duì)輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個(gè)車輪的負(fù)荷應(yīng)相差不大；為了保證汽車有良好的動(dòng)力性和通過(guò)性，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)有足夠大的負(fù)荷，而從動(dòng)軸上的負(fù)荷可以適當(dāng)減小，以利減小從動(dòng) - 6 -輪滾動(dòng)阻力和提高在環(huán)路面上的通過(guò)性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷不應(yīng)過(guò)小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對(duì)其要求是相互矛盾的，這就要求設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)對(duì)整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。表 2-2 各類汽車的軸荷分配滿載空載車型前軸后軸前軸后軸乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)47

23、% 60%45% 50%40% 46%40% 53%50% 55%54% 60%56% 66%51% 56%38% 50%34% 44%44% 49%50% 62%商用貨車后輪單胎4 2后輪雙胎，長(zhǎng)、短頭式4 2后輪雙胎，平頭式4 2后輪雙胎6 432% 40%25% 27%30% 35%19% 25%60% 68%73% 75%65% 70%75% 81%50% 59%44% 49%48% 54%31% 37%41% 50%51% 56%46% 52%63% 69%本設(shè)計(jì)選擇后輪雙胎，平頭式的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。6 42.32.3 汽車主要數(shù)據(jù)的確定汽車主要數(shù)據(jù)的確定2.3.1 質(zhì)心高度質(zhì)心高度汽

24、車的質(zhì)心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時(shí)的質(zhì)心高度為=1044mm，滿載時(shí)的質(zhì)心高度取為=1464mm。ghgh2.3.2 軸距軸距軸距 L 對(duì)整備質(zhì)量、汽車總長(zhǎng)、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動(dòng)軸長(zhǎng)度、縱向通過(guò)半徑等有影響。當(dāng)軸距小時(shí)，上述指標(biāo)均減小。此外，軸距還對(duì)軸荷分配、傳動(dòng)軸夾角有影響。軸距過(guò)短，會(huì)帶來(lái)一系列缺點(diǎn)，車廂長(zhǎng)度不足或后懸過(guò)長(zhǎng)，制動(dòng)或上坡時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過(guò)大，使汽車的制動(dòng)性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動(dòng)過(guò)大，此外還會(huì)導(dǎo)致萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的夾角過(guò)大等問(wèn)題。綜合各方面數(shù)據(jù)選擇重型貨車的軸距 L=4580mm。 - 7 -第三章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式及要求汽車制動(dòng)器除各種緩速裝置外，幾乎都是機(jī)械摩擦式

25、的，即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(dòng)力矩使汽車減速或停車的，根據(jù)旋轉(zhuǎn)元件的不同分為鼓式和盤(pán)式兩大類，不過(guò)對(duì)于重型車來(lái)說(shuō)，由于車速一般不是很高，鼓式剎車蹄的耐用程度也比盤(pán)式制動(dòng)器高，而且盤(pán)式制動(dòng)器比鼓式制動(dòng)器要貴些，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設(shè)計(jì)。其工作原理如圖 3-1 所示。圖 3-1 鼓式制動(dòng)器工作原理1、2制動(dòng)蹄 3、5支承銷 4制動(dòng)鼓帶有摩擦片的制動(dòng)蹄 1、2 通過(guò)支承銷 5、3 鉸裝在制動(dòng)底版上。制動(dòng)時(shí)，輪缸活塞（轉(zhuǎn)動(dòng)凸輪軸）對(duì)制動(dòng)蹄施加張開(kāi)力 P，使其繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)，并抵靠在制動(dòng)鼓 4 表面上。這是制動(dòng)蹄 1、2 分別受到制動(dòng)鼓作用的法向反力 、 ，和1Y2

26、Y切向力 、 ，而制動(dòng)蹄的切向反力對(duì)制動(dòng)鼓產(chǎn)生一個(gè)與其旋轉(zhuǎn)方向相反的1X2X制動(dòng)力矩（+）R， （R 為制動(dòng)鼓工作半徑） ，從而達(dá)到使汽車減速的目的。1X2X制動(dòng)系應(yīng)滿足如下要求：(1)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。(2)具有足夠的制動(dòng)效能，包括行車制動(dòng)效能和駐坡制動(dòng)效能。(3)工作可靠。(4)制動(dòng)效能的熱穩(wěn)定性好。 - 8 -(5)制動(dòng)效能的水穩(wěn)定性好。 (6)制動(dòng)時(shí)的操縱穩(wěn)定性好。(7)制動(dòng)踏板和手柄的位置和行程符合人機(jī)工程學(xué)要求。(8)作用滯后的時(shí)間要盡可能地短。(9)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)系噪聲盡可能小，且無(wú)異常聲響。(10)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，在車輪跳動(dòng)或汽車轉(zhuǎn)向時(shí)不會(huì)引起自行制動(dòng)。(

27、11)能全天候使用，氣溫高時(shí)液壓制動(dòng)管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時(shí)氣制動(dòng)管路不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰。(12)制動(dòng)系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長(zhǎng)、制造成本低；對(duì)摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減小制動(dòng)時(shí)飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維6。3.13.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式鼓式制動(dòng)器一般可按其制動(dòng)蹄受力情況進(jìn)行分類（見(jiàn)圖 3-2） ，它們的制動(dòng)效能、制動(dòng)鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。 - 9 -圖 3-2 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式鼓式制動(dòng)器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖 3-3a-f 所示。圖 3-3 鼓式制動(dòng)器示意圖（a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開(kāi)） ；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動(dòng)輪缸張開(kāi)）

28、；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式） ；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式不同形式鼓式制動(dòng)器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同。（2）張開(kāi)裝置的形式與數(shù)量不同。 （3）制動(dòng)時(shí)兩蹄片之間有無(wú)相互作用。 - 10 -因蹄片的固定支點(diǎn)和張開(kāi)力位置不同，使不同形式鼓式制動(dòng)器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，并使制動(dòng)效能不一樣。在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動(dòng)效能。在評(píng)比不同形式制動(dòng)器的效能時(shí)，常用一種稱為制動(dòng)效能因素的無(wú)因次指標(biāo)。制動(dòng)效能因素的定義為：在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤(pán)的作用半徑 R 上所得到的摩擦力（）與輸/MR入力之比，即0F 0MKF R式中，K 為制動(dòng)器效

29、能因素；R 為制動(dòng)器輸出的制動(dòng)力矩。制動(dòng)效能的穩(wěn)定性是指其效能因素 K 對(duì)摩擦因素 的敏感性。使用中 隨溫度和水濕程度變化。要求制動(dòng)器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對(duì) 的變化敏感性小。3.1.1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器如圖 3-3(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn))，蹄 1 為領(lǐng)蹄，蹄 2 為從蹄。汽車倒車時(shí)制動(dòng)鼓的變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄相互對(duì)調(diào)。制動(dòng)鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時(shí)總具有一個(gè)領(lǐng)蹄和一個(gè)從蹄的內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器稱為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。由圖 3-3(a)、(b)可見(jiàn)，領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢(shì)”作用，故又稱增勢(shì)蹄；而從蹄所

30、受的摩擦力使蹄有離開(kāi)制動(dòng)鼓的趨勢(shì)，即摩擦力矩具有“減勢(shì)”作用，故又稱減勢(shì)蹄。 “增勢(shì)”作用使領(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢(shì)”作用使從蹄所受的法向反力減小。對(duì)于兩蹄的張開(kāi)力的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)，如圖 3-3(b)所示，兩PPP21蹄壓緊制動(dòng)鼓的法向力相等。但當(dāng)制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)并制動(dòng)時(shí)，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢(shì)”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動(dòng)鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢(shì)”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動(dòng)時(shí)兩蹄法向反力不能相互平衡的制動(dòng)器也稱為非平衡式制動(dòng)器。液壓或楔塊驅(qū)動(dòng)的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，

31、也叫做簡(jiǎn)單非平衡式制動(dòng)器。非平衡式制動(dòng)器將對(duì)輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當(dāng)?shù)販p小。對(duì)于如圖 3-3(a)所示具有定心凸輪張開(kāi)裝置的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，制動(dòng)時(shí)，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動(dòng)力矩分別 - 11 -相等，而作用于兩蹄的張開(kāi)力 P1、P2 則不等，且必然有 P10 的車輪，其力矩平衡方程為: （4-1）0eBfrFT式中： 制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與fT車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，Nm； 地面作用于車輪上的制動(dòng)力，之間的摩擦力，又稱為地面制即

32、地BF面與輪胎動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N； 車輪有效半徑，m。er令 = / (4-2)fFfTer即制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度0 時(shí)，大小亦fFBF相等，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、fFfF摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力 受著附fTfFBFBF著條件的限制，其值不可能大于附著力 ，即F （4-BFZF 3）式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z地面對(duì)車輪的法向反力。當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力

33、和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在fFBFF地面上滑移。此后制動(dòng)力矩 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與fTeffrTF/相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0 以后，地面制動(dòng)BF - 19 -力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力的增大使BFFfFPF摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖 3.1。fT 圖 4-1 制動(dòng)器制動(dòng)力與踏板力關(guān)系曲線根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力 Z1，Z2 為： （4-)(21dtdughLLGZg4） （4-)(12dtdughLLGZg5）式中 ：G汽車所受重力； L汽車軸距；

34、汽車質(zhì)心離前軸距離；1L - 20 -圖 4-2 汽車制動(dòng)時(shí)整車受力分析圖 汽車質(zhì)心離后軸距離；2L 汽車質(zhì)心高度；gh g 重力加速度； 汽車制動(dòng)減速度。dtdu 若在附著系數(shù)為（我們選擇在瀝青路面上制動(dòng)，則選取=0.6）的路面上制動(dòng)，前、后輪均抱死（同時(shí)抱死或先后抱死均可） ，此時(shí)汽車總的地面制動(dòng)力為 (4-6)GqdtdugGFFFBBB21式中 q（）制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；gdtduq ，前后軸車輪的地面制動(dòng)力。1BF2BF此時(shí) 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力，亦等于作用于質(zhì)心的制BFF動(dòng)慣性力 ，即有dtdum= （4-7）BFFGdtdum則得水平地面作用于前、后軸車

35、輪的法向反作用力的表達(dá)式： （4-8）)(21ghLLGZ （4-9）)(12ghLLGZ - 21 -在本設(shè)計(jì)中，重型貨車在滿載時(shí)的基本數(shù)據(jù)如下：軸距 L=4580mm,質(zhì)心距前軸距離 L =458078%=3528mm，L =L- L =1052mm，汽121車所受的重力 G=m g=640659.8=627837N，同步附著系數(shù)=0.6，汽車滿載時(shí)的a質(zhì)心高度 h =1464mm。g重型貨車在空載時(shí)的基本數(shù)據(jù)如下：質(zhì)心距前軸的距離=458063%=2870mm， =L-=1710mm，=1044mm，1L2L1Lgh=230659.8=226037N。G故 滿載時(shí)： Z =1458062

36、78376 . 014641052=264623.69N Z =245806278376 . 014643528=363213.3N 空載時(shí)：=1Z45802260376 . 010441710=125613.4N 2Z =45802260376 . 010442870=110728.5N由以上兩式可求得前軸車輪附著力為: (4-10)()(221ggBhLLGLhFLLGF后軸車輪附著力為 : （4-)()(112ggBhLLGLhFLLGF11）故滿載時(shí)前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為： - 22 - F=Z=264.620.6=158.77kN11 F=Z=363.210.6=217

37、.93 kN22 空載時(shí)前、后軸車輪附著力 =115.310.6=69.19 kN1F1Z =110.730.6=66.44 kN2F2Z當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過(guò)程可能出現(xiàn)的情況有三種，即:(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時(shí)抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。由式(4.7)、式(4.10)、 （4.11）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是

38、(4-12)GFFFFBBff2121 (4-13)/()(/122121ggBBffhLhLFFFF式中 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，；1fF111ZFFBf后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， ；2fF222ZFFBf前軸車輪的地面制動(dòng)力；1BF 后軸車輪的地面制動(dòng)力；2BF，地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力；1Z2ZG 汽車重力；，汽車質(zhì)心離前、后軸距離；1L2L汽車質(zhì)心高度。gh由式(4.12)、(4.13)得 (4-14)2(421121222fgfggfFhGLFGLhLhGF式中 L汽車的軸距。將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分1fF2fF配曲線，簡(jiǎn)稱 I 曲線，如圖 4.

39、3 所示。 - 23 -如果汽車前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力，能按 I 曲線的規(guī)律分配，則能保證1fF2fF汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，都能使前、后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)汽車尤其是貨車的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力之比值為一定值，并以前制動(dòng)與汽車總制動(dòng)力 之比來(lái)表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)1fFfF： （4-1112fffffFFFFF15）圖 4-3 空載與滿載時(shí)理想制動(dòng)力分配曲線則： = （4-LhLg216）代入數(shù)據(jù)得空載時(shí)： =0.510 滿載時(shí)： =0.421由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時(shí)

40、的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的非感載式比例閥。4.24.2 同步附著系數(shù)同步附著系數(shù)式(4-15)可表達(dá)為： (4-17)112ffFF - 24 -上式在圖 4.3 中是一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)為 的汽車的實(shí)際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱 線。圖中 線與 I 曲線交于 B 點(diǎn)，可求出 B 點(diǎn)處的附著系數(shù)= ,則稱線與 I 曲0線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，0由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式 (4-18)ghLL20滿載時(shí)：=0.5980空載時(shí)：=0.5990利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)強(qiáng)

41、度 q 下，不發(fā)何生任車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù) 。4.34.3 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附1Z2Z著力同時(shí)被充分利用或前，后同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為= （4-12ffFF12ZZ21ggLhLh19）式中 , 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；1L2L 同步附著系數(shù)；0 汽車質(zhì)心高度。gh通常，上式的比值：轎車約為 1.31.6；貨車約為 0.50.7.制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 = （4-1fT1feF r20） = （4-

42、2fT2feF r21） - 25 -式中： 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；1fF11fFZ 后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；2fF22fFZ 作用于前軸車輪上的地面法向反力；1Z 作用于前軸車輪上的地面法向反力；2Z 車輪有效半徑。er根據(jù)市場(chǎng)上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) GB-T_2977-1977；選取的輪胎型 14.00R24?？傻糜行О霃?680mmer= （4-1maxfT1eZr2geGLhrL22）= （4-2maxfT1max1fT23） 由式（4-19），式（4-20）可得=158.77680=107963.6 1maxfT2geGLhrLmN = =148192.42maxfT1m

43、ax1fTmN =0.73max2max1ffTT4 .1481926 .107963前軸單個(gè)制動(dòng)器制動(dòng)力矩為：T=53981.81f2max1fT26 .107963mN 后軸單個(gè)制動(dòng)器制動(dòng)力矩為：T=37048.12f4max2fT44 .148192mN - 26 -第五章第五章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算5.15.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)5.1.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑制動(dòng)鼓內(nèi)徑 D輸入力一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，則制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。0F但 的增大（圖 5-1）受輪輞內(nèi)徑限制，制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，D通常要求該間隙不小于 2030mm，否則不僅制

44、動(dòng)鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門(mén)嘴。制動(dòng)鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來(lái)保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動(dòng)時(shí)的溫度。制動(dòng)鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動(dòng)鼓的加工精度。圖 5-1 鼓式制動(dòng)器主要幾何參數(shù) - 27 -制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：/rD D乘用車 =0.64-0.74/rD D商用車 =0.70-0.83/rD D制動(dòng)鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T3091999制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列 。轎車制動(dòng)鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動(dòng)鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 80mm-100mm，設(shè)計(jì)時(shí)亦可按輪輞直徑初步確定制

45、動(dòng)鼓內(nèi)徑（見(jiàn)表 5-1） 。表 5-1 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑輪輞直徑/in121314151620轎車180200240260-制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm貨車、客車220240260300320420初選輪輞直徑 24 英寸，則輪輞直徑=2425.4mm=609.6mm。rD所以 D=609.6 0.83=506mm，R=253。5.1.2 摩擦襯片寬度摩擦襯片寬度 b 和包角和包角摩擦襯片寬度尺寸 的選取對(duì)摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取b窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些 ，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。這兩個(gè)參數(shù)加上已初定的制動(dòng)鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個(gè)制動(dòng)器的摩擦面積 ,即m

46、m （5-360/21DbA21）式中： D制動(dòng)鼓內(nèi)徑（mm） ； b制動(dòng)蹄摩擦襯片寬度(mm)； 分別為兩蹄的摩擦襯片包角， （） 。12, 摩擦襯片的包角通常在 范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片90 120包角 時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)效能則最高。再90 100減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過(guò)高將加速磨損，包角不宜大于 120，因?yàn)檫^(guò)大不僅不利于散熱，而且易使只動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。摩擦襯片寬度 b 較大可以降低單位壓力，減小磨損，但 b 的尺寸過(guò)大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸，通常是根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過(guò) 2.5MP 的條件來(lái)選擇襯片寬度 b 的。設(shè)計(jì)時(shí)

47、應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇 b 值。另外， - 28 -根據(jù)國(guó)外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大， （如表 5-2 所示） 。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積 A 又取決于制動(dòng)鼓半徑 R，襯片寬度 b 及包角 ，即： （5-2）ARb式中, 是以弧度為單位，當(dāng) A，R， 確定后，由上式也可初選襯片寬 b 的尺寸。表 5-2 制動(dòng)器襯片摩擦面積汽車類型汽車總質(zhì)量 m /ta單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積/mmA2轎車0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客車與貨車1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17

48、.0120-200150-250(多為 150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多 600-1200)制動(dòng)鼓各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。本設(shè)計(jì)中，摩擦襯片包角取 100，制動(dòng)蹄摩擦襯片寬度 b 根據(jù) QC/T309-1999制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列可取 b 取 150mm。5.1.3 摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角0摩擦襯片起始角如圖 5-1 所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣得得o中央。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善制動(dòng)效能和磨損的均勻性。 090(/

49、 2)405.1.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力制動(dòng)器中心到張開(kāi)力作用線的距離作用線的距離 e0F在滿足制動(dòng)輪缸或凸輪能夠布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a 盡可能地大，以提高起制動(dòng)效能，初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取左右。e 取 205mm。0.8eR - 29 -5.1.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) a 和和 c應(yīng)在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使 a 盡可能大而 c 盡可能?。▓D 5-1） 。初步設(shè)計(jì)可取 a=0.8R 左右,c=42mm。a 取 205mm。5.1.6 摩擦片摩擦系數(shù)摩擦片摩擦系數(shù)f選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。

50、不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對(duì)蹄式制動(dòng)器非常重要。各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0.30.5，少數(shù)可達(dá) 0.7。一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在設(shè)計(jì)制動(dòng)器時(shí)，并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250時(shí)，保持摩擦系數(shù)=0.350.40 已不成問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下f計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取=0.4 可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦f材料時(shí),應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料。在本設(shè)計(jì)中選取= =0.4。f5.25.2 制動(dòng)蹄片上的制

51、動(dòng)力矩制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩在實(shí)際計(jì)算中采用由張開(kāi)力 P 計(jì)算制動(dòng)力矩的方法更為方便。 圖 5-3 張開(kāi)力計(jì)算用簡(jiǎn)圖 圖 5-4 制動(dòng)力矩計(jì)算用簡(jiǎn)圖 前輪：對(duì)領(lǐng)蹄：=-11.58=28.4 =128.440 - 30 -Tan r=0.205, r=11.620542 2sin2sin22cos2cosarctan1=8.3式中：-制動(dòng)器摩擦襯片包角， -摩擦襯片徑向變形系數(shù)。1R =1222sin2sin22cos2coscoscos4 R =0.28m式中：R -制動(dòng)器摩擦襯片摩擦力作用半徑1mc21. 04220522D =11111sincosfRfcfhR =0.425m式中：h制動(dòng)器

52、凸輪軸中心到制動(dòng)器支撐中心的距離。 C制動(dòng)鼓中心到制動(dòng)蹄支撐中心的距離。 D -制動(dòng)器凸輪張開(kāi)力作用直徑。1所以 F=kN01115 . 0DTf51.63425. 08 .539815 . 0從蹄：=28.4， =128.4 =8.3 R =R =0.28m1221D =22222sincosfRfcfhR =0.150m - 31 -所以 F=179.94 kN02215 . 0DTf對(duì)中后軸，因?yàn)槠溆?4 個(gè)制動(dòng)器領(lǐng)蹄： F=43.59 kN01125 . 0DTf425. 01 .370485 . 0從蹄： F=123.49 kN02225 . 0DTf150. 01 .370485

53、. 0計(jì)算鼓式制動(dòng)器，必須檢查蹄有無(wú)自鎖的可能，由=0.83f=0.43 . 8sin21. 028. 03 . 8cos21. 0sincos111cRc故制動(dòng)器不會(huì)自鎖。 5.35.3 行車制動(dòng)效能計(jì)算行車制動(dòng)效能計(jì)算 行車制動(dòng)效能是由在一定的制動(dòng)初速度下及最大踏板力下的制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離來(lái)評(píng)價(jià)的。汽車的最大減速度由下式確定：maxj (5-29)dtdvgGGaa由此得出 (5-30)gdtdvjmax式中： 汽車所受重力，N;aG 附著系數(shù); g重力加速度，g=9.8 ;2/sm v制動(dòng)初速度，m/s。故最大減速度=9.80.7=6.86maxj2/sm制動(dòng)距離 S= m (5-31

54、)max22192.25)(6 . 31jvvtt - 32 - 式中： 機(jī)構(gòu)制動(dòng)滯后時(shí)間；1t 制動(dòng)器制動(dòng)力增長(zhǎng)過(guò)程所需時(shí)間；2t +制動(dòng)作用時(shí)間，一般在 0.2s0.9s 之間，取 +0.5；1t2t1t2t V制動(dòng)初速度，由表 取為 47km/h。故制動(dòng)距離 S=8 . 97 . 092.2547475 . 06 . 312 =18.95 m我國(guó)試驗(yàn)路面 ，任意載荷，制動(dòng)初速度 47km/h 時(shí)，緊急制動(dòng)，要求0.7制動(dòng)距離要不大于 20m，制動(dòng)減速度不小于 5.9 。經(jīng)過(guò)驗(yàn)證該制動(dòng)器符合2/sm要求。5.45.4 駐車制動(dòng)計(jì)算駐車制動(dòng)計(jì)算汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖 5-5 所示

55、， 圖 5-5 汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖由此可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： (5-32)sincos(12gahLLgmZ同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： (5-33)sincos(12gahLLgmZ - 33 - 根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，即由 (5-34)sin)sincos(1gmhLLgmaga求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 (5-35)ghLL1arctan汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 (5-36)ghLL1arctan故 滿載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為

56、 ghLL1arctan =14646 . 0458035286 . 0arctan =29.8汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 ghLL1arctan =14646 . 0458035286 . 0arctan =21.2空載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 ghLL1arctan =10446 . 0458028706 . 0arctan =23.5 汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 ghLL1arctan =10446 . 0458028706 . 0arctan - 34 - =18.3一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于 1620；汽車列車的最大停駐坡度約為

57、12左右，由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。5.55.5 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片(襯塊)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(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)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(dòng)過(guò)程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來(lái)不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片(襯塊)的磨損愈嚴(yán)重。制動(dòng)器的能量負(fù)荷

58、常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為 Wmm2。雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 (5-37)1222112)(21tAvvmea (5-38)1 (2)(21222212tAvvmea (5-39)jvvt21式中 汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，近似取 1.0；汽車總質(zhì)量；am，汽車制動(dòng)初速度與終速度，ms；計(jì)算時(shí)轎車取1v2vkm/h(27.8m/s)；總質(zhì)量 3.5t 以下的貨車取 =80km/h(22.2m/s)；總質(zhì)1001v1v量 35t 以上的貨車取=65kmh(18ms)；

59、1v j制動(dòng)減速度，計(jì)算時(shí)取 j=06g；2/sm t制動(dòng)時(shí)間，s； Al，A2前、后制動(dòng)器襯片(襯塊)的摩擦面積， - 35 -Al=253=264806.7mm 41501801002A2=253=529613.3mm ；81501801002制動(dòng)力分配系數(shù)，0.421。故在緊急制動(dòng)到 =0 km/h 時(shí)，并可近似地認(rèn)為 1：=2.23sjvvt218 . 96 . 001 .13單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為1222112)(21tAvvmea =1.96Wmm2)1 (2)(21222212tAvvmea =1.35Wmm2對(duì)于最高車速低于以上規(guī)定的制動(dòng)初速度的汽車

60、，按上述條件算出的 e 值允許略大于 1.8 Wmm2。故設(shè)計(jì)滿足要求。另一個(gè)磨損特性指標(biāo)是襯片單位摩擦面積的制動(dòng)器摩擦力，比摩擦力越大，則磨損越嚴(yán)重，單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為：對(duì)前輪：=0.0016N/mm =0.48 N/mm3 .1324032538 .539811101RATff2 0f2對(duì)后輪：=0.0011 N/mm =0.48 N/mm3 .1324032531 .370482202RATff2 0f2 - 36 -第六章第六章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計(jì)制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計(jì)6.16.1 制動(dòng)蹄制動(dòng)蹄乘用車和總質(zhì)量較小商用車的制動(dòng)蹄廣泛采用 T 形型鋼碾壓或鋼板沖壓焊

61、接制成；總質(zhì)量較大商用車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵，鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應(yīng)保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開(kāi)有一，兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與制動(dòng)鼓之間的解除壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形，山字形幾種。為了提高效率，增加制動(dòng)蹄的使用壽命和減小磨損，在總質(zhì)量較大的商用車的鑄造制動(dòng)蹄靠近張開(kāi)凸輪一端，設(shè)有滾輪或鑲裝有支持張開(kāi)凸輪的墊片（圖 6-1。圖 6-1 鑄鐵制動(dòng)蹄的結(jié)構(gòu)形式設(shè)計(jì)時(shí)襯片鉚接在制動(dòng)蹄上，制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度商用車的為 58mm，本次設(shè)計(jì)去 8mm。制動(dòng)蹄采用雙固

62、定式支撐銷支撐。偏心軸調(diào)整制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心。支撐銷由 45 號(hào)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。6.26.2 制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過(guò)極限值。制動(dòng)鼓的材料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 - 37 -磨損均勻。制動(dòng)鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動(dòng)鼓多選用灰鑄鐵鑄造，具有機(jī)械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點(diǎn)。為防止制動(dòng)鼓工作時(shí)受載變形，常在制動(dòng)鼓的外圓周部分鑄有加強(qiáng)肋，用來(lái)加強(qiáng)剛度和散熱效果（圖 6-2a） 。制動(dòng)鼓鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強(qiáng)度方

63、面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但實(shí)驗(yàn)表明，壁厚由 增至 20 mm 時(shí)，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：乘用車為 7-12 mm；中，商用車為 13-18 mm。制動(dòng)鼓在閉合一側(cè)外緣可開(kāi)小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。本次設(shè)計(jì)壁厚的選取從其剛度和強(qiáng)度方面考慮，選擇 15mm，材料為灰鑄鐵HT200。組合式制動(dòng)鼓的圓柱部分可以用鑄鐵鑄出，腹板部分用鋼板沖壓成形（圖 6-2b） ；也可以在鋼板沖壓的制動(dòng)鼓內(nèi)側(cè)，鑲裝用離心澆鑄的合金鑄鐵組合構(gòu)成制動(dòng)鼓（圖 6-2c） ；或主體用鋁合金鑄成，內(nèi)鑲一層珠光體組成的灰鑄鐵作為工作表面（圖 6-2d） 。組合式制動(dòng)鼓的共同特點(diǎn)是質(zhì)

64、量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦系數(shù)。 圖 6-2 制動(dòng)鼓的結(jié)構(gòu)形式6.36.3 摩擦襯片摩擦襯片摩擦襯片的的材料應(yīng)該滿足如下要求：（1）具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數(shù)。在溫度、壓力升高和工作速度發(fā)生變化時(shí)，摩擦因數(shù)的變化應(yīng)盡可能小。（2）具有良好的耐磨性。不僅摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命，而且對(duì)偶摩擦 - 38 -副的磨耗也要求盡可能小。通常要求制動(dòng)盤(pán)的磨耗不大于襯塊的 1/10。（3）要有盡可能小的壓縮率和膨脹率。壓縮變形太大影響制動(dòng)主缸的排量和踏板行程，降低制動(dòng)靈敏度。膨脹率過(guò)大，摩擦襯塊和制動(dòng)盤(pán)要產(chǎn)生拖磨，尤其是對(duì)鼓式制動(dòng)器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產(chǎn)生咬死現(xiàn)象。（4）制動(dòng)時(shí)不應(yīng)產(chǎn)生噪聲，對(duì)

65、環(huán)境無(wú)污染。（5）應(yīng)采用對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。（6）有較高的耐擠壓強(qiáng)度和沖擊強(qiáng)度，以及足夠的抗剪切能力。（7）應(yīng)將摩擦襯塊的導(dǎo)熱率控制在一定得范圍。要求摩擦襯塊在 300 C 加熱板上作用 30min 后，背板的溫度不超過(guò) 190 C，防止防塵罩、密封圈過(guò)早老化和制動(dòng)液溫度迅速升高。以前制動(dòng)器摩擦襯片使用的是由增強(qiáng)材料（石棉及其他纖維） ，粘結(jié)劑，摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮傷對(duì)偶等優(yōu)點(diǎn)。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數(shù)隨溫度升高而降低，磨耗增高和對(duì)環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。由金屬纖維、粘結(jié)劑和摩擦性能調(diào)節(jié)劑組成的半金屬磨阻材料，具有較高

66、的耐熱性和耐磨性，這幾年來(lái)得到廣泛的應(yīng)用。6.46.4 摩擦材料摩擦材料制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。車輪制動(dòng)器采用廣泛應(yīng)用的模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹(shù)脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無(wú)機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹(shù)脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹(shù)脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。帶式中央制動(dòng)器采用編織材料，它是先用長(zhǎng)纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹(shù)脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上。在 100 C120 C 溫度下，它具有較高的摩擦系 - 39 -數(shù)(=0.4 以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高 45 倍。但耐熱性差，在 200 C250 fC 以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。表 6-1 摩擦材料性能對(duì)比各