轻型载货汽车制动器设计

摘要从汽车诞生时起，车辆制动器在车辆的安全方面就起着决定性作用。目前，汽车所用制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好。鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上，但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。本设计前轴采用浮动钳盘式制动器，后轴采用制动器为领从蹄式鼓式制动器。主要设计内容包括制动器结方案分析与选择、制动器主要参数的确定与计算、盘式与鼓式制动器具体结构参数设计与强度校核。关键词：轻型载货汽车，盘式制动器，鼓式制动器，制动蹄，设计ABSTRACTBornon,fromcarsinthevehicle'ssafetyvehiclebrakeplaysadecisiverolein.,atpresent,thecarisalmostalwaysusedbrakefrictiontype,canbedividedintotwocategories:drumanddisc.Themainadvantageofthediscbrakeathighspeed,brakingcanquicklybrakecoolingeffectisbetterthanthatofdrumbrake,brakingperformanceofconstantqualitativegood.Themainadvantagesofdrumbrakeisbrakeshoepieceswearless,lowcost,convenientinmaintenance,becauseofdrumbrakeabsolutebrakingforcefaroutclassdiscbrakes,socommonlyusedtorearwheeldrivethetruckonbutbecauseinordertoimproveitsbrakingperformanceandmustaddbrakingforcesystem,makeitsincreasedcostishigher,sosmallQianPanHouGutypeorusecommonly.Thisdesignbyfloatingp-s-ncaliperdiscbrake,brakesisbroughtbyaxlefromhooftypedrumbrake.Maindesigncontentincludingbrakes"plananalysisandchoosetodeterminethebrake,mainparametersandcalculation,discanddrumbrakespecificstructureparameterdesignandstrengthcheck.Keywords:Lightbillscar,Discbrake,drumbrakes,Brakeshoes,design.目录摘要 IABSTRACT II第1章绪论 11.1制动器的目的意义 11.2制动器的研究现状 11.3制动器的研究方法 21.4本章小结 2第2章制动器方案论证分析与选择 32.1制动器结构方案的确定 32.1.1鼓式制动器结构方案的确定 32.1.2盘式制动器结构方案的确定 62.2制动器主要参数及其选择 72.2.1制动器设计相关主要技术参数 82.2.2同步附着系数 82.2.3前后轴制动力矩分配系数b 82.2.4制动器最大制动力矩 92.3本章小结 9第3章盘式制动器结构设计计算与校核 103.1盘式制动器的主要参数确定 103.1.1制动盘直径D 103.1.2制动盘厚度h 103.1.3摩擦衬片内半径与外半径 103.1.4摩擦衬片工作面积A 103.2盘式制动器的主要零部件设计与计算 113.2.1制动盘 113.2.2制动钳 113.2.3制动块 113.2.4摩擦材料 123.2.5制动轮缸 123.2.6制动器间隙的调整方法 133.3盘式制动器强度校核 133.3.1摩擦衬片的磨损特性的计算 133.3.2盘式制动器最大制动力矩的计算 143.3.3盘式制动器最大制动力矩的计算 163.4本章小结 18第4章鼓式制动器结构设计计算与校核 194.1鼓式制动器的主要参数确定 194.1.1鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 194.2鼓式制动器的主要零部件设计与计算 204.2.1制动鼓 204.2.2制动蹄 214.2.3制动底板 214.2.4制动蹄的支承 214.2.5制动蹄片上的制动力矩与张开力 214.2.6制动器因数与制动蹄因数的分析计算 264.2.7驻车制动计算 284.2.8制动轮缸的选择 294.3鼓式制动器强度校核 314.3.1紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 314.3.2制动蹄支承销剪切应力计算 324.3.3回位弹簧强度校核 324.4本章小结 33结论 34参考文献 35致谢 36附录1 37附录2 39绪论1.1制动器的目的意义汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,而制动器是直接制约制动系统的机构，它是制约汽车运动的装置。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,交通事故也不断增加。人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动器故障引起的事故为总数的45%。可见，制动器是保证行车安全的极为重要的一个机构。此外，制动器的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。本次设计是通过查阅相关资料，掌握制动器设计的基本步骤和要求，及制动器总成的相关设计方法，运用汽车设计和汽车构造的基础知识，学习和利用CAD绘图软件对金杯牌SY1030BY2S型轻型载货汽车的制动器进行设计使其具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。1.2制动器的研究现状作为制动系重要组成部分之一的制动器的发展对汽车的安全性，可靠性有着极大的意义。国内目前乘用车主要采用前盘后鼓式和全盘式制动器，20%的乘用车采用前盘后鼓式制动器，全鼓式制动器已在乘用车领域淘汰；商用车主要采用全鼓式制动器，只有高档客车和有特殊需求的车辆才采用前盘后鼓式制动器和全盘式制动器。随着对汽车制动性能的提高，越来越多的先进电子制动技术得到采用。盘式制动器相比鼓式制动器，盘式制动器的优势已经得到广泛认可。鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而盘式制动器在液力助力下制动力大，舒适性更强，性能稳定，在各种路面都有较鼓式制动器更好的制动表现，尤其在长下坡等需要长时间制动的路段。虽然盘式制动器性能优于鼓式制动器，但是由于技术和成本原因想要普及前盘后盘的形式还需一个长期过程。目前国内只有中高档城际大客车普遍使用盘式制动器，鼓式制动器造价便宜，而且符合传统设计，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此生产厂家为了节省成本，大多数货车采用前盘后鼓的形式选择制动器类型。1.3制动器的研究方法根据课题内容，任务要求深入了解汽车制动系统的构造及工作原理；并收集相关紧凑型轿车制动系统设计资料；参考现有研究成果，并进行深入的学习和分析，借鉴经验；同时学习有关汽车零部件设计准则；充分学习和利用画图软件，并再次学习机械制图，画出符合标准的设计图纸，通过自己的研究分析；发挥自己的设计能力并通过试验最终确定制动系统设计方案。1.4本章小结本章介绍了制动器的目的、意义及研究现状，并阐述了制动器主要的研究方法。制动器方案论证分析与选择2.1制动器结构方案的确定汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。2.1.1鼓式制动器结构方案的确定鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用干各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为：1.领从蹄式制动器如2-1图所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。2.双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.2所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。3.双向双领蹄式制动器如图2.3当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。4.单向增力式制动器单向增力式制动器如2.4图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。5.双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器如图2.5。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器如图2.5。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器图2—1领从蹄式制动器图2—2双领蹄式制动器图2—3双向双领蹄式制动器图2—4单向增力式制动器图2—5双向增力式制动器2.1.2盘式制动器结构方案的确定盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。1.钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。浮钳盘式制动器按结构分可分旋转部分（制动盘）、固定部分（制动钳总成）、促动装置（制动轮缸）和摩擦部分（制动块总成）。所以浮钳盘式制动器的结构设计主要是包括制动器总成、制动钳总成和制动块总成三个部分。2.全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点。制动稳定性好，的效能因素与摩擦系数关系的K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。输出力矩平衡，而鼓式则平衡性差。制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。车速对踏板力的影响较小。但盘式制动器制动效能低，兼做驻车制动时需加装辅助制动装置因而在后轮上应用受到限制。abca—固定钳式；b—浮动钳式；c—摆动钳式图2.6钳盘式制动器示意图1—制动盘；2—制动钳体；3，4—制动块总成；5—活塞；6—支架；7—导向销图2.7浮钳盘式制动器工作原理示意图综合以上优缺点最终确定金杯牌SY1030BY2S型轻型载货汽车采用前盘后鼓式，并采用浮钳盘式和领从蹄式制动器。2.2制动器主要参数及其选择2.2.1制动器设计相关主要技术参数整车质量：空载：1820kg满载：3005kg质心高度：空载：hg=0.23m满载：hg=0.22m轴距：L=3.34m最高车速：95km/h车轮工作半径：357mm369mm轮胎：6.50-167.00-16同步附着系数：0.6轴荷：1315/16902.2.2同步附着系数1.当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；2.当时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；3.当时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。根据相关资料查出轻型载货汽车同步附着系数0.5取0.6。2.2.3前后轴制动力矩分配系数b根据所给定的同步附着系数由公式（2—1）满载时2.2.4制动器最大制动力矩由轮胎与路面附着系数所决定的后轴最大附着力矩。由公式：（2—2）（2—3）式中—该车所能遇到的最大附着系数=0.8；Q—制动强度；—车轮有效半径；—后轴最大制动力矩；G—汽车满载质量；L—汽车轴距其中2.3本章小结本章介绍了制动器结构方案的确定及盘式、鼓式制动器的主要分类，制动器主要参数及选择，制动力矩分配系数、同步附着系数及制动器最大制动力矩。第3章盘式制动器结构设计计算与校核3.1盘式制动器的主要参数确定3.1.1制动盘直径D制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径就得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘直径D受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径D选择为轮辋直径的70%～79%，而总质量大于2t的汽车应取其上限。本设计的盘式制动器是轻型载货汽车盘式制动器设计。因轮辋直径为16英寸，换算后为406.4mm,则D取406.4×0.79=321mm。3.1.2制动盘厚度h制动盘厚度直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取为10mm～20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。本设计采用通风制动盘，厚度取20mm。3.1.3摩擦衬片内半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的周围速度相差较大，则其磨损就不会均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。初选外径略小于制动盘直径故选=100mm，=150m。3.1.4摩擦衬片工作面积A推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有汽车质量在1.6kg/cm2～3.5kg/cm2范围内选取。因汽车质量为3005kg，则取一个制动器的摩擦衬块的工作面积为120cm2。3.2盘式制动器的主要零部件设计与计算3.2.1制动盘制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或者添用Cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘，这样可以大大的增加散热面积，降低温升约20%～30%，但盘的整体厚度较厚。重型货车制动盘其厚度在20mm～22.5mm之间。而一般不带通风槽的制动盘，其厚度约在10mm～13mm之间。制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量、两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。本设计制动盘厚度选为20mm。3.2.2制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370—12或球墨铸铁QT400—18制造，也有用轻合金制造的，例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳应有高的强度和刚度。一般多在钳体加工中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的油缸大的多，轿车钳盘式制动油缸的直径最大可达68.1mm（单缸）或45.4mm（双缸），客车和货车可达82.5mm（单缸）或79.4mm（双缸）。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的将活塞开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制造或由钢制造。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀鉻处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传给制动液的热量则称为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。制动钳在汽车上的安装位置可在半轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后则可减少制动时轮毂轴承的合成载荷。本设计的制动钳位于车轴前。3.2.3制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一起。衬块多为扇形，也有矩形正方形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块的面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。据统计，轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm～16mm之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在14mm～22mm之间。许多盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置，以便能及时更换摩擦衬块。本设计摩擦块厚度选为12mm。3.2.4摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数（f≥0.4），冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200℃～250℃以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占质量的60％～80％），加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。本设计的摩擦材料的摩擦系数取0.3。3.2.5制动轮缸制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；此盘式制动器用一个单活塞制动轮缸推动。3.2.6制动器间隙的调整方法制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般说来，盘式制动器的设定间隙为0.1mm～0.3mm（单侧为0.05mm～0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片或摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。本设计采用一次调准式间隙自调装置。3.3盘式制动器强度校核3.3.1摩擦衬片的磨损特性的计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变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。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬块的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量[9]，其单位为W／mm2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为：（3—1）（3—2）（3—3）式中：δ—汽车回转质量换算系数；ma—汽车总质量；v1，v2—汽车制动初速度与终速度，m／s；计算时轻型载货汽车取v1=95km/h；j—制动减速度，m／s2，计算时取j=0.6g；t—制动时间，s；A1，A2—前、后制动器衬块的摩擦面积；β—制动力分配系数。在紧急制动到v2=0时，并可近似地认为δ=1，则有：（3—4）（3—5）将v2=0，δ=1，ma=3005kg，v1=22.2m/s，A1=120cm2，β=0.6。代入式（3—3）可求得t=3.7s；代入式（3—4）则可求得e1=5.08W／mm2＜6.0W／mm2。、轻型货车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W／mm2。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动盘的龟裂。经校核A1=120cm2符合要求。3.3.2盘式制动器最大制动力矩的计算如图3—1所示为汽车在水平路面上制动时的受力情况：图3—1制动时的汽车受力图根据图3—1给出的汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为：（3—6）对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为：（3—7）式中：Z1—汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N；Z2—汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N；L—汽车轴距，mm；L1—汽车质心离前轴距离，mm；L2—汽车质心离后轴距离，mm；—汽车质心高度，mm；G—汽车所受重力，N；m—汽车质量，㎏；—汽车制动减速度，m／s2。若在附着系数为的路面上制动，前、后轮均抱死，此时汽车总的地面制动力于汽车前、后轴车轮的总的附着力（3—8）可得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式：（3—9）（3—10）（3—11）式中：q—制动强度；FB1，FB2—前后轴车轮的地面制动力。前后轴车轮的附着力为：（3—12）（3—13）由式（4—12），式（4—13）可求得在任何附着系数φ的路面上，前、后轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为：(3—14)(3—15)式中：Ff1—前轴车轮的制动器制动力：Ff1=FB1=φZ1；（3—16）Ff2—前轴车轮的制动器制动力：Ff2=FB2=φZ2；（3—17）FB1—前轴车轮的地面制动力；FB2—前轴车轮的地面制动力；Z1，Z2—地面对前、后轴车轮的法向反力；G—汽车重力；L1，L2—汽车质心离前、后轴的距离；hg—汽车质心高度。本设计为轻型载货汽车，满载质量为3005㎏，φ=0.6，L=3340，L1=1470mm，L2=1870mm，hg=220mm。根据式（3—9），（3—10）可得Z1=17652N，Z2=15324N；由式（3—12），（3—13）可求得Fφ1=1069N，Fφ2=666N。最大制动力矩是汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力Z1，Z2成正比。由式（3—14），（3—15）可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为。通常，此比值：轿车约为1.3～1.6。经校核，符合要求。前轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为：（3—18）式中re—车轮有效半径，本设计为轻型载货汽车，轮胎型号为6.50-16。则有效半径re=357mm。根据式（3—13）可得：Tf1max=350N/m。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上式计算所得结果的半值。3.3.3盘式制动器最大制动力矩的计算对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取作用半径R为平均半径Rm或有效半径Re已足够精确。.如图3—2所示，平均半径为(3—19)式中：R1，R2—扇形摩擦衬块的内半径和外半径。图3—2钳盘式制动器的作用半径计算用简图根据图3—2，在任一单元面积上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为：（3—20）单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为：（3—21）得有效半径为：(3—22)令则有：（3—23）因，，故。当,，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。根据摩擦衬块的外半径R1与内半径R2的比值不大于1.5，则取R1=100R2=150，可得作用半径R=125。盘式制动器的计算用简图如图3—3所示：图3—3盘式制动器的计算用简图今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为：(3—24)式中：f—摩擦系数；N—单侧制动块对制动盘的压紧力(见图3—3)；R—作用半径。取f=0.3，由，可得N=12053.49N，Tf=846.15N/m。3.4本章小结本章主要是盘式制动器主要参数的确定及设计盘式制动器的主要原件：1制动钳、2制动块、3摩擦材料、4制动轮缸、5制动器间隙调整方法，对摩擦衬片的磨损特性、盘式制动器最大制动力矩、制动力矩进行分析计算。通过对盘式制动器的设计计算，使我掌握了盘式制动器的主要原件的计算过程以及分析方法。第4章鼓式制动器结构设计计算与校核4.1鼓式制动器的主要参数确定4.1.1鼓式制动器的结构参数与摩擦系数1.结构参数1．制动鼓直径D轮胎规格为7.00-16Dr=2.54×16=406.4mm根据商用车D/Dr=0.70～0.83之间，故取0.8D=Dr×0.8=325.12mm2．制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角在范围内选取。取根据单个制动器总的衬片摩擦面积取250-400初选A=300其中为弧度。R=D/2=325.12/2=162.56mm3．摩擦衬片初始角的选取根据4．张开力P作用线至制动器中心的距离a根据a=0.8R得a=0.8×162.56=130.048mm取130mm制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c根据c=0.8R得c=0.8×162.56=130.048mm取130mm2摩擦片的摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。所以选择摩擦系数f=0.34.2鼓式制动器的主要零部件设计与计算4.2.1制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15N·cm～20N·cm；对货车和客车为30N·cm～40N·cm。制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm～12mm；中、重型载货汽车为13mm～18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是灰铸铁HT200。4.2.2制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm～5mm；货车和客车的约为5mm～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5mm～5mm；货车和客车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为KTH370-12。4.2.3制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH370—12的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用可联铸铁KTH370—12。4.2.4制动蹄的支承二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。4.2.5制动蹄片上的制动力矩与张开力计算鼓式制动器，必须查明蹄压紧到制动鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，。它位于a角内，面积为bRda，其中b为摩擦衬片宽度，单元面积bRdaR为制动鼓半径。制动鼓作用在微元面积上的法向力为（4—1）而摩擦力fdN产生的制动力矩为（4—2）从到区段积分上式得到（4—3）法向压力均匀分布时，有（4—4）由（4—3）、（4—4）可求出不均匀系数（4—5）由（4—3）、（4—4）给出的是由压力计算制动力矩的方法，在实际计算中也可以采用由张开力P计算制动力矩的方法，且更为方便图4.1计算制动力矩简图图4.2计算张开力简图增式蹄产生的制动力矩可表达如下：（4—6）式中：-摩擦系数-单元法向的合力-摩擦力的的作用半径若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小便可计算出蹄的制动力矩。如图4.1所示为了计算与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：（4—7）(4—8)式中:-支承反力在轴上的投影；轴与的作用线之间的夹角。（4—9）联立（4—6）、（4—7）式得到（4—10）将式（4—10）带入式（4—6）中得到领蹄的制动力矩为(4—11)对于从蹄可得类此的表达式（4—12）为了确定及必须求出法向力N及其分量。如果将dN看作是它投影在轴和轴上的分量和的合力，根据公式（4—1）有（4—12）式中（4—13）所以（4—14）式中摩擦衬片起始角，题目取则根据（4——3）(4——6)得则有那么根据和其中,因此由于领蹄与从蹄对称布置，所以，得出对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和即（4—15）对凸轮张开机构，其张开力可有前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出，知道了制动力矩与张开力的关系，计算鼓上的制动力矩，在汽车设计时应满足最大制动力（为附着力）根据公式式中：地面附着系数（干水泥混凝土路面）汽车重力根据前后车轮制动器制动力分配系数(4—16)联立（4——16）得单个后轮制动器制动力单个后轮制动力矩为（4—17）式中：为车轮滚动半径由于SY1030BY2S型选用的轮胎型号是7.00-16，子午线普通花纹轮胎。滚动半径，即轮胎在额定载荷时滚动半径。根据公式（4——17）单个后轮制动力矩计算张开力得计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁现象的可能。由式（4—10）得出自锁条件如果式中不会自锁因为，所以满足条件不自锁。由（4—3）和（4——10）式可计算出领蹄表面最大压力为4.2.6制动器因数与制动蹄因数的分析计算1.领蹄制动蹄因数鼓式制动器的简化图，如图4—3图4—3鼓式制动器简化受力图根据公式：其中h/b=260/130=2;通过查制动因数与摩擦系数关系曲线可因此可计算出2.从蹄的制动因数根据公式：得出摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变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。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为（4—18）（4—19）式中：—汽车回转质量换算系数，紧急制动时，；—汽车总质量，—汽车制动初速度与终速度，；计算时货车取22.2m/s—制动时间，单位；按下式计算单位；—制动减速度，，—后制动器衬片的摩擦面积；质量在2.5-3.5t货车摩擦衬片面积在，故取。—制动力分配系数。轻型载货汽车鼓式制动器的比能量消耗率不大于故符合要求。磨损特性也可以用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的磨损功（4—20）式中：—汽车总质量；—汽车最高车速；—车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积；—许用比摩擦功，对于客车和货车取600J/cm²-900J/cm²；满足要求。4.2.7驻车制动计算汽车在上坡路上停驻的受力如图所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为图4—4汽车在坡路上停驻受力简图根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡和下坡路上停驻时的坡度极限倾角。（4—21）球得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡倾角为（4—22）故满载时：空载时：一般要求各类汽车的最大驻车坡度不应小于16%-20%汽车列车的最大停驻坡度约为12%左右。由以上计算可知满足法规规定。汽车满载在上坡时后轴的驻车制动力矩接近于有a所定的极限值4.2.8制动轮缸的选择1.制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动蹄块施加的张开力与轮缸直径和制动管路的关系为其中：—制动轮缸对制动蹄施加的张开力，N；P—制动管路压力，Mpa。制动管路液压在制动时一般不超过，对盘式制动器可再取高些。压力越高，轮缸直径就越小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：17.5,19，22，24，25，28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。得：前轮缸直径，根据HG2865-1997标准规定尺寸系列取，取直径为22mm;将半径带入式中计算得管路压力为后轮缸直径d2=40.6，取为40mm，将半径带入计算的管路压力为压力比为制动力分配调节装置选用惯性比例阀GPF-1，其要求压力比为2.制动主缸直径的确定第i个轮缸的工作容积为其中：—第i个轮缸活塞的直径，mm；n—轮缸中的活塞数目，mm；—第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0～2.5mm。盘式：d=22mm，n=2，得鼓式：d=40mm,n=2,得全部轮缸的总工作容积:所有轮缸的工作容积为，式中m为轮缸数目。对于乘用车，v0=1.1v在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为主缸活塞行程