某MPV车型鼓式制动器改进设

制动器制动力分配系数、制动强度和附着系数利用率φ0已知，则有β=式中：L——汽车轴距，β——制动力分配系数；L1——空载——满载时质心距后轴中心的距离；hg得：β=有：FF式中：q——制动强度；FBFB1FB2当φ=φ0时，FB1=Fφ1；FB2此时q=0.7，q≥0.1+0.85φ-0.2当φ<φ0时，可知前轮刚刚首先抱死的条件是最大总制动力所决定的，即Fq=ε=那么ϕ值在0.2-0.7之间时q的取值是否符合q≥0.1+0.85（φ-0.2），计算结果如表3-1所示。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s11取不同值时对比GB12676-1999的结果的取值0.20.30.40.50.60.723083607.685021.216564.438256.0318110.40.1+0.85（ϕ-0.2）0.10.1850.270.3550.440.5250.1590.2490.3470.4540.5710.70.7980.8320.8680.9080.9521GB12676—1999符合国家标准当φ>φ0（0.7）时，Fqε那么ϕ值在0.2-0.8之间，同时满足当φ>φ0（0.7）时，q的取值是否符合q≥0.1+0.85（φ-0.2），计算结果为ϕ=0.8时，FB制动器最大制动力矩对附着条件利用最大时可获取最大制动力，制动力与地面作用于车轮的法向力Z1、Z2成正F式中：L1φ0hg受车轮力矩限制，即TT式中：FfFfZ1Z2re当φ=φ0时，q=φ，ε=1TT式中：ϕ——最大附着系数；q——制动强度；reTT前后制动器制动力为Tf1max、Tf制动器零部件结构的选择制动鼓直径D当制动系的输入力为恒定值，此时制动鼓直径和制动力矩之间呈现正相关关系，且直径越大，则制动时制动系具有更好的散热性能。轮辋直径Dr是影响制动器直径的主要因素，随着制动器直径的增大，制动装置的结构质量也随之增加，因而会加大汽车悬挂的质量，最终影响汽车的行驶稳定性和平顺性。除此之外，在进行制动器设计时应使轮毂和制动鼓之间具有一定额间隙，便于制动系通风，防止造成轮胎损坏，可根据上述条件来完成制动鼓直径的求解。图STYLEREF1\s3SEQ图\*ARABIC\s11鼓式制动器的主要几何参数除此之外，对于轿车而言，应当满足条件：D/Dr=0.64～0.74mm；对于货车则需满足：D/Dr=0.70～0.83mm。在进行设计时应当依照现行国家标准或行业标准来进行设计，轮辋直径所对应的制动鼓直径如下表所示。表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s12轮辋直径对应的制动鼓直径轮辋直径/in121314151620，22.5制动鼓最大内径/mm轿车180200240260——货车220240260300320420表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s13QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》制动鼓工作直径D制动蹄片宽度B160303540455060——18030354045505075—20030354045505075—22030354045506075902404050607590110——2604050607590110——2804050607590110——30045607585100120——（310）506575859510012014032050657585（95）1001201403405580100120140160180—（350）6580100120140160180—对于本次所设计车型取，可初选制动鼓直径D=240mm，即R=120mm。本MPV车型采用14in的轮辋，则可求得D所以选择的制动鼓直径符合规定要求。制动蹄摩擦衬片的包角β、宽度b及单个摩擦衬块工作面积AΣ摩擦衬片包角β范围在90°~120°之内时制动效能良好，当小于此范围值时，会形成蹄片单位压力过高，使得摩擦衬片的磨损加剧，当大于此范围时，将造成摩擦散热困难，且可能造成制动不平顺甚至引发制动失效。根据实验表明β范围在90°~100°之间时制动鼓具有最好的散热效果，此时制动效能最优。因此选取领蹄、从蹄包角相等为β=100°为了减小单位压力可以通过很大的摩擦衬片宽度来实现，达到使磨损减小的目的，为了能够使摩擦衬片能够与制动鼓充分接触，衬片宽度也不应该取得太大。因此在选择衬片宽度值时要按照衬片产品规格进行。依据表3-3QC/T309-1999宽度尺寸系列》的规定，选择制动蹄摩擦片宽度为b=50mm;。一个摩擦衬片的摩擦面积大小由制动鼓的半径，衬片宽度及包角这三个量来决定的。即Α∑式中：Α∑——单个制动蹄摩擦面积大小，cmR——制动鼓内半径，mm；b——摩擦片宽度，mm；β——摩擦衬片包角。代入得：Α∑=Rb×β=120×50×59π=104.66cm2表STYLEREF1\s3SEQ表\*ARABIC\s14制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）摩擦衬片起始角β∘摩擦衬片起始角β∘β图STYLEREF1\s3SEQ图\*ARABIC\s12鼓式制动器的主要几何参数制动器中心到张开力Fο作用线的距离ee应取尽量大，需要保证制动轮缸在制动鼓之内，取值越大则制动效能越好。设计时取可依照下式进行计算：e=0.8R=0.8×120=96mm制动蹄支承点位置坐标a和c如图所示，取c=20mm。制动蹄支撑销中心到制动器中心的纵向距离。设计时可取a=0.8R。摩擦片摩擦系数摩擦片摩擦系数稳定在0.3～0.5。一般而言，摩擦系数越高则耐磨性越差，因此在选择制动器的摩擦衬片时不必要选择的摩擦系数较高的摩擦材料。我们在选择时要考虑热稳定性良好等问题，目前就国内的摩擦材料而言，其稳定性在工作温度小于250摄氏度时，能控制摩擦系数f=0.35~0.40之间已不成问题，为了让计算的理想的制动力矩时更符合实际的情况，因此取f=0.3鼓式制动器零件的选择制动底板的选择制动底板在制动时需要承受制动反力矩，所以它除了必须要具有足够的刚度外，还必须保证上面各零件安装位置的正确。因此在加工时通常用钢板冲压成型并且上面成高低不平的形状。只有保证制动底板具有足够的刚度，踏板行程大小、衬片磨损程度才能处在一个合适的值之中。根据相关的资料，制动底板选用45号钢冲压成型，厚度为3mm。制动鼓的选择制动鼓是一种制动器零部件，通过旋转摩擦副所提供的摩擦力来实现制动，制动鼓内部具有一定空间，其主要功能是散热，在选择制动鼓时要具备一定的强度和刚度以及稳固的摩擦系数等。查阅相关资料得到乘用车制动鼓厚度建议范围是7~12mm。因而制动鼓选用灰铸铁HT200作为制动鼓材料，厚度为10mm。制动蹄的选择按照相关规定，制动蹄腹板厚度在不同车型上有所不同，对于轿车而言3~5mm；货车则为5~8mm。摩擦衬片厚度与轿车型号也有所差异，轿车和货车分别为4.5~5mm、8mm。根据以上所述内容可知，最终选择制动蹄钢板材料为HT200，制动蹄腹板以及翼缘的厚度为3mm，摩擦衬片为金属基材料。制动器的设计计算与校核制动蹄片上的制动力矩由2.2.3中的计算方法可以得出对于领蹄：=≈≈0.134对于从蹄：BB所需的张开力为：P=所以领蹄的制动力矩Tf1、从蹄的制动力矩TTT符合要求规定的制动力矩为从蹄的2~2.5倍。平均压力可通过下式予以计算：领蹄：P1=符合规定要求的压力值范围。由Tf1f成立，不会自锁。最大压力为：q式中：，，，，，——见图2-2；，——见图2-1；——摩擦衬片宽度；——摩擦系数。根据计算结果可知本设计符合设计要求。制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动蹄施加的张开力P与轮缸直径dw及制动轮缸中的液压压力p之间d式中：p——管路液压压力，p=8MPa~12MPa。p一般不超过10MPa~12MPa。p越高和轮缸直径之间呈负相关关系，对软件耐压性和强度等要求也更为严格。轮缸直径dw应根据行业标准HG2865-199719mm，22mm，24mm，25mm，28mm，30mm，32mm，35mm，38mm，40mm，45mm，50mm，55mm。鼓式制动器直径与工作容积Ρ=4355.34N，选取Ρ=9MPa，求dwd选取制动轮缸的直径dw选取δ=2.5mm，n=2，一个制动轮缸的工作容积VwV衬片磨损特性的核算由于温度等多种方面的影响，在进行磨损性能计算时考虑不同方面的因素。其中，摩擦面的温度和摩擦力是影响磨损最严重的因素。从能量的角度来看，在汽车进行高强度的紧急制动时，由于制动器承担了车辆全部的能量，这些能量顺时生成大量的热能，在一定的时间内不能释放到大气中，这些热能在制动器内给制动器造成负荷，负荷越大则摩擦衬片的磨损越严重，在实践中，制动器能量符合是一个定性指标。这个指标表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量。双轴汽车单个前轮制动器比能量耗散功能可通过下式予以计算：式中：δ——汽车回转质量换算系数；maV1，Vj——制动减速度，m/s2t——制动时间，s；t=VA1β——制动力分配系数。在紧急制动到V2=0时，认为根据已有的文献资料：e因此，符合热性能指标要求。驻车制动的核算汽车在上坡段受力简图如下图所示，由图可知此时后轴车轮的附着力：下坡停驻时后轴车轮的附着力图STYLEREF1\s4SEQ图\*ARABIC\s11汽车在上坡路上停驻时的受力简图由上坡停驻极限上坡路倾角：下坡停驻极限下坡倾角：得：满载：上坡α下坡α符合要求。制动效能的核算最大制动减速度地面制动力：F最大制动减速度可通过下式予以计算abmax若前后轮同时抱死：abmax式中：φ重力加速度g=9.8m/带入数据得a制动距离取初速度为50km/h则可根据上式计算汽车制动距离s=式中ua0T2'——T2''——带入公式计算得：s=1根据GB/T7258-2004规定，乘用车的制动减速度不得小于5.9m/s2总结在制动效能方面的提升：制动减速度：原始制动系所产生的制动减速度为6.67m/s2,经过设计计算制动减速度为6.86m/s制动距离：在初始速度为50km/h的情况下，在原始制动系制动减速度6.67m/s2下s与设计计算的S比较，制动距离减少了40cm，紧急制动时，在轮胎不发生爆死和拖滑、车辆仍保持直线行驶的前提下，尽可能的避免了车辆与障碍物相撞和交通事故的发生，保证了驾乘人员的安全。制动蹄制动力矩的改变制动器尺寸结构的改变对制动器制动力矩有很大的影响，使得领蹄的制动力矩减小，从蹄的制动力矩增加，充分的利用了制动器，并且保证了制动力矩符合标准，由于平均压力的下降，减小了摩擦衬片的磨损，从而延长了摩擦衬片的使用寿命。参考文献[1]孟杰.基于参数化技术的鼓式制动器设计系统的开发研究[D].河北工业大学,2009.

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