鼓式制动器设计

1、一 车辆工程专业课程设计设计任务书一 设计任务：商用汽车制动系统设计二基本参数：P285三设计内容主要进行制动器系统设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数 （发动机功率 ？，汽车轴距，车轮滚动半径， 汽车空 （满）载时的 总质量、轴荷分布、质心位置 ） ，选择制动器的基本结构及驱动机构布置方案，设计出一套 完整的制动系统，设计过程中要进行必要的计算。3制动系统结构设计和主要技术参数的确定（1）制动器主要参数确定（2）制动器设计计算（ 3）制动器主要结构元件设计（4）制动驱动机构的设计计算4绘制制动器装配图及主要零部件的零件图四设计要求1制动器总成（前或后）

2、的装配图， 1 号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系， 标注出总体尺寸， 配合关系及其它需要标 注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图， 3 号图纸 4 张。要求零件形状表达清楚、 尺寸标注完整， 有必要的尺寸公差和形位公差。 在技术要求应 标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为 3 周明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料周。 设计计算周绘图周编写说明书、答辩周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册机械工业出版社人民交

3、通出版社 机械工业出版社 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册）4王望予 汽车设计5余志生 汽车理论6王丰元 汽车设计课程设计指导书 中国电力出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师 的认可，尤其在绘制总布置图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净； 尺寸标注 正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确， 对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定成绩内容优良中及格不及格出勤情况（ 20%

4、）设计方案（ 20%）性能计算（ 20%）图纸质量（ 20%）说明书质量（ 20%）评语总成绩指导教师注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页，如有丢失，后果自负。二 . 制动系统设计制动系是汽车的一个重要的组成部分。它直接影 响汽车的行驶安全性。为了保证汽车有良好的制动效 能，应该合理地确定汽车的制动性能及制动系结构。1. 制动动力学稳定状态下的加速和制动 加速力和制动力通过轮胎和地表的接触面从车 辆传送到路面。惯性力作用于车辆的重心，引起一阵 颠簸。在这个过程中当刹车时，前后轮的负载各自增 加或减少；而当加速时，情况正好相反。制动和加速 的过程只能通过纵向的加速度 ax 加

5、以区分。下面，我 们先来分析一辆双轴汽车的制动过程。最终产生结果的前后轮负载 FZV 和 FZh ，在制动过程 中，图随着静止平衡和制动减速的条件而变为： FZV mg l lV l max h l （ ） FZh mg lV l max h l （）设作用于前后轴的摩擦系数分别为动力为：f V 和 f h, 那么制FXVFZV fVFXhFZh fh（）（）图双轴汽车的刹车过程它们的总和便是作用于车辆上的减速力。FXV FXh max （） 对于制动过程， f V和 f h是负的。一般情况下，前后 轴的摩擦系数是相等的。这种相等使 f Vf hax/g ， 理想的制动力分配是：FXV max

6、g（l lv） axh/（gl）（）FXh maxglv axh/（gl）（）这是一个抛物线 Fxh（Fxv） 和参数 ax 的参数表现。 当然，每一个负载状态都有它各自的理想制动力分 配。如果所有负载状态都必须由一个固定的分配去应 对，那么最重要的条件往往就是满载的情况。虽然， 固定的分配在更多负载时无法实现最优化的制动力分 配，、制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参数新车型总体设计时能够基本估算如下基本设计参 数 , 这些参数作为制动系统的匹配和优化设计的输入 参数.已知参数轴距（ mm） L4050整车整备质量（ Kg）3930满载质量（ Kg）G8930空载时质心距前轴中心线的距

7、离（ mm）1944空载时质心高度（ mm）880满载时质心距前轴中心 线的距离（ mm） a1215满载时质心距后轴中心 线的距离（ mm） b1215满载时质心高度（ mm）hg1064、理想的前、后制动器制动力分配曲线基本理论(1) 地面对前、后车轮的法向反作用力在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前， 先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。hgFz1Fz2图由图，对后轮接地点取力矩得Fz1LGbdumdthg式中：Fz1 地面对前轮的法向反作用力；G 汽车重力；b 汽车质心至后轴中心线的距离；m 汽车质量；hg 汽车质心高度；dtdu 汽车减速度。对前轮接地点取力矩，得Fz2L G

8、a m hgz2 dt g式中 Fz2 地面对后轮的法向反作用力； a汽车质心至前轴中心线的距离。 则可求得地面法向反作用力为Ghg duFz1bLg dtGhg duFz2aLg dt()(2) 前、后制动器制动力分配曲线在任何附着系数的路面上， 前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力；并 且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力， 即：F 1 FB1F 2 FB2 消去变量Fz2，得1GF 2 12hGg b4hGgL F 1 (Ghgb 2F 1)这就是理想的前、后轮制动器制动力分配公式，由这 条公式画出来的曲线叫 I 曲线。、前、后轮制动器制动力矩的确定确定车

9、的制动器制动力矩(1) 基本原理设 =时，前后轮同时抱死， 此时前轮制动力与总制动 力之比为汽车制动器制动力分配系数 ， = 同步附着系数 0同步附着系数的计算公式是0=( L L2) Hg解得 =即同步附着系数为(四) 制动强度和附着系数利用率1. 制动强度 q 汽车制动时汽车总的地面制动力 Fb 应该等于汽车质 量和制动减速度的乘积Fb=m*(du/dt)=Gq2. 附着系数利用率 =Fb/Gq=q/3. 汽车在不同值的路面上制动时的制动强度和附着 系数利用率 由于同步附着系数为较高值，通常情况下路面的值会小于，同时考虑到车速较快满载质量较大等因素，将制动强度定为 q=。因此校核时按照Fb

10、=GL1/L1+ ）Hgq=L1/L1+ （） Hg=L1/L1- （） Hg为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数 利用率，联合国欧洲经济委员会汽车制动法规 规定， 在车轮尚未抱死的情况下，在时，必须满足 q+（经检验 q=满足要求（五）最大制动力矩为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理 地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有 良好的制动效能和稳定性。对于选取较大同步附着系数值的汽车，这类车辆经 常行驶在良好的道路上，车速较高，后轮制动抱死 失去稳定性而出现甩尾的危险性较前一类汽车大 得多，因此应从保证汽车制动时的稳定性出发，来 确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限T

11、f2=G/L （ L1-qHg） rTf1= / （1- ） Tf2经计算 Tf1= ·mTf2=· m制动强度 q 最大制动力矩为<，故所需的后轴和前轴的（六）制动器因数考虑到汽车满载质量和最高车速，采用气压驱动有 支承的领从蹄式制动器，初步确认制动器因数在 之间根 据 载 重 汽 车 轮 胎 系 列 国 标 GB/T2977-1997 GB/T 2977-1997 确定轮辋的尺寸为：（根据载荷和轮胎的气压）前轮轮辋直径为 20 英寸 =508mm，轮胎的型号为后轮轮辋直径为 20 英寸 =508mm，轮胎 的型号为采用前后双鼓的制动形式、制动器的结构参数与摩擦系数

12、。制动鼓内径 D 和制动鼓厚度输入力 F 一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越 大，且散热能力也越强。但制动鼓内径 D 收到轮辋内 径的限制。制动鼓直径与轮辋的直径之比 D/Dr, 范围为 货车： D/Dr =所以取制动鼓直径 D=416摩擦衬片宽度 b 和包角摩擦衬片宽度尺寸 b 的选取对摩擦衬片的使用寿 命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬 片寿命短；取宽些，则质量大，不易加工，不易保证 与制动鼓全面接触，并且增加成本。制动鼓内径 R 确定后，衬片的摩擦面积为Af =R b（）式中： 为摩擦衬片包角， rad 。制动器各蹄衬片总的摩擦面积 f 越大，制动时所受的单位面积的正压力和能

13、量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓 式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大。实验表明，摩擦衬片 =900 1000 时，磨损最小， 制动鼓温度最低，且制动效能最高。所以选择 =1000 。衬片宽度 b 较大可以减少磨损， 但太大将不易保证 与制动鼓全面接触。设计时一般按照 b/D= ，。且按 照国产摩擦衬片规格来选择。所以选择 b=108mm。摩擦衬片起止角 0 一般将衬片布置在制动蹄外缘的中央，即令 0 =900 /2=40 0.制动器中心到张力 F 作用线的距离 a 在保证轮缸能够布置于制动鼓内下，应使距离 a 尽可能的大，以提高制动效能。初步设计时选 a=*

14、208mm。=制动蹄支撑点位置坐标 k 和 c在保证 2 蹄支撑面不互相干涉的条件下，使得 c 尽可能的大而 k 尽可能的小，以提高制动效能。初步选定:c=*208mm= 。K=30mm。摩擦片摩擦系数 f 初步选择 f=、领从蹄式制动器设计计算行车制动系的设计计算简要过程如下，根据整车 参数和附着习俗计算出理想制动力矩，根据初定的制 动器和驱动机构尺寸计算出实际制动力矩，制动器及 驱动机构的尺寸要使实际制动力矩满足理想制动力矩 的要求。之后，要进行摩擦衬片的磨损特性计算和制 动器的热容量和温升核算，如不满足要求则要修改制 动器及驱动机构的尺寸重复上面步骤， 知道满足要求理想最大制动力和最大制

15、动力矩的计算由（）中Tf1= · m实际制动力矩 Tf 的计算。根据前人计算出的制动器因数表达式球的制动力矩，即 Tf=BF*F*R（） 由（）可知 Tf1= ·m所以 Tf =Tf1 /2= 领从蹄制动器的制动器因数 选择支承销式领从蹄制动器 单个领从蹄的制动蹄因数 BFt1 为（）单个领从蹄的制动蹄因数 BFt2 为（） 以上两式中： f 为摩擦系数。由指导书P268 9-34 、9-35 计算 A= B= h=a+c= 支承销式领从蹄制动器整个制动器因数 BFBF= BFt1 + BFt2BF t1 +BFt2 =张开力的计算 对于气压驱动的制动器来说，作用于两蹄的张

16、开力相等，所以可以直接根据制动器因数的定义求得张开力 F=Tf/ （ BF·R）=制动蹄自锁条件检验计算 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。 对于支承销式领从蹄制动器，领蹄自锁条件为： 验证 f= < A(a' /r)-fB 所以不会自锁摩擦衬片的磨损特性的计算比能量耗散率 e 汽车的制动过程是将其机械能得以部分转化为热 量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中， 制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。 ，产生制 动器的能量负荷，能力越大摩擦片的磨损越严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率 e 作为评 价，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量， 其

17、单位为 W/mm2.ma 为汽车总质量；v1， v 2 为汽车制动初速度和末速度， 取 v1 =65km/h (18m/s)；j 为制动减速度，计算时取 j= ；A 为前制动器衬片 的摩擦面积；W/ mm2 为为制动力分配系数。 鼓式制动器的比能量耗散率以不大于宜。t= （v1- v 2 ）/j =（18-0 ）/ （* ）=2e=ma v 12（1- ）/4tA =8930kg*（18m/s） 2*（4*2* ）=mm2 < mm2（） 符合要求。比摩擦力 Ff0 比摩擦力是单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制 动器的比摩擦力为Ff0 =Tf/ （RA）=（ 208mm）*2=mm当制动减

18、速度 j= 时，鼓式制动器的比摩擦力以不2大于 N/mm2 为宜。Ff0 =mm2 略大于 N/mm2, 也算符合条件。 （七）制动器的热容量和温升计算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件（MdCd+MhC）h t L此项因没有制动鼓总质量而无法核算3. 制动器主要结构设计制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其 温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材 料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并是工作表面 磨损均匀。采用由钢板冲压成型的腹板与铸铁鼓筒部分铸成 一体的组合式制动鼓。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单 位压力不均匀，且损失少许踏板行程。古铜变形后的 不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些 现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口外缘铸有整 圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高散热 能力。制动鼓壁厚取 16mm。制动蹄制动蹄采用 T 形型钢板焊接制成。制动蹄腹板和 翼缘的厚度选为 8mm，摩擦衬片的厚度为 12mm，制动 蹄宽度为 7