輕型載貨汽車制動器設計【領從蹄式】【前盤后鼓式】,領從蹄式,前盤后鼓式,輕型,載貨,汽車,制動器,設計 本科學生畢業(yè)設計 輕型載貨汽車制動器設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 07-7班 學生姓名： 李正彬 指導教師： 田 芳 職 稱： 實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Light Bills of Automobile Brake Design Candidate：Li Zhengbin Specialty： Vehicle　Engineering　 Class ： 07-7 Supervisor：Tianfang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 從汽車誕生時起，車輛制動器在車輛的安全方面就起著決定性作用。目前，汽車所用制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓式剎車,制動效能的恒定性好。鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少,成本較低,便于維修、由于鼓式制動器的絕對制動力遠遠高于盤式制動器,所以普遍用于后輪驅動的卡車上，但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故輕型車一般還是使用前盤后鼓式。 本設計前軸采用浮動鉗盤式制動器，后軸采用制動器為領從蹄式鼓式制動器。主要設計內容包括制動器結方案分析與選擇、制動器主要參數的確定與計算、盤式與鼓式制動器具體結構參數設計與強度校核。 關鍵詞：輕型載貨汽車，盤式制動器，鼓式制動器，制動蹄，設計 ABSTRACT Born on, from cars in the vehicle's safety vehicle brake plays a decisive role in. , at present, the car is almost always used brake friction type, can be divided into two categories: drum and disc. The main advantage of the disc brake at high speed, braking can quickly brake cooling effect is better than that of drum brake, braking performance of constant qualitative good. The main advantages of drum brake is brake shoe pieces wear less, low cost, convenient in maintenance, because of drum brake absolute braking force far outclass disc brakes, so commonly used to rear wheel drive the truck on but because in order to improve its braking performance and must add braking force system, make its increased cost is higher, so small QianPan HouGu type or use commonly. This design by floating p-s-n caliper disc brake, brakes is brought by axle from hoof type drum brake. Main design content including brakes "plan analysis and choose to determine the brake, main parameters and calculation, disc and drum brake specific structure parameter design and strength check. Keywords: Light bills car,Disc brake ,drum brakes, Brake shoes, design. I 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 制動器的目的意義 1 1.2 制動器的研究現狀 1 1.3 制動器的研究方法 2 1.4 本章小結 2 第2章 制動器方案論證分析與選擇 3 2.1 制動器結構方案的確定 3 2.1.1鼓式制動器結構方案的確定 3 2.1.2盤式制動器結構方案的確定 6 2.2制動器主要參數及其選擇 7 2.2.1制動器設計相關主要技術參數 8 2.2.2同步附著系數 8 2.2.3前后軸制動力矩分配系數b 8 2.2.4制動器最大制動力矩 9 2.3 本章小結 9 第3章 盤式制動器結構設計計算與校核 10 3.1 盤式制動器的主要參數確定 10 3.1.1 制動盤直徑D 10 3.1.2 制動盤厚度h 10 3.1.3 摩擦襯片內半徑與外半徑 10 3.1.4 摩擦襯片工作面積A 10 3.2 盤式制動器的主要零部件設計與計算 11 3.2.1 制動盤 11 3.2.2 制動鉗 11 3.2.3 制動塊 11 3.2.4 摩擦材料 12 3.2.5 制動輪缸 12 3.2.6制動器間隙的調整方法 13 3.3 盤式制動器強度校核 13 3.3.1摩擦襯片的磨損特性的計算 13 3.3.2 盤式制動器最大制動力矩的計算 14 3.3.3 盤式制動器最大制動力矩的計算 16 3.4 本章小結 18 第4章 鼓式制動器結構設計計算與校核 19 4.1 鼓式制動器的主要參數確定 19 4.1.1 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數 19 4.2 鼓式制動器的主要零部件設計與計算 20 4.2.1 制動鼓 20 4.2.2 制動蹄 21 4.2.3 制動底板 21 4.2.4 制動蹄的支承 21 4.2.5 制動蹄片上的制動力矩與張開力 21 4.2.6 制動器因數與制動蹄因數的分析計算 26 4.2.7 駐車制動計算 28 4.2.8 制動輪缸的選擇 29 4.3 鼓式制動器強度校核 31 4.3.1緊固摩擦片鉚釘的剪切應力驗算 31 4.3.2制動蹄支承銷剪切應力計算 32 4.3.3 回位彈簧強度校核 32 4.4 本章小結 33 結 論 34 參考文獻 35 致 謝 36 附錄1 37 附錄2 39 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 制動器的目的意義 汽車是現代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),而制動器是直接制約制動系統(tǒng)的機構，它是制約汽車運動的裝置。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,交通事故也不斷增加。人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。據有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動器故障引起的事故為總數的45%?？梢?，制動器是保證行車安全的極為重要的一個機構。此外，制動器的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經濟效益的重要因素。 本次設計是通過查閱相關資料，掌握制動器設計的基本步驟和要求，及制動器總成的相關設計方法，運用汽車設計和汽車構造的基礎知識，學習和利用CAD繪圖軟件對金杯牌SY1030BY2S型輕型載貨汽車的制動器進行設計使其具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 1.2 制動器的研究現狀 作為制動系重要組成部分之一的制動器的發(fā)展對汽車的安全性，可靠性有著極大的意義。 國內目前乘用車主要采用前盤后鼓式和全盤式制動器，20%的乘用車采用前盤后鼓式制動器，全鼓式制動器已在乘用車領域淘汰；商用車主要采用全鼓式制動器，只有高檔客車和有特殊需求的車輛才采用前盤后鼓式制動器和全盤式制動器。隨著對汽車制動性能的提高，越來越多的先進電子制動技術得到采用。 盤式制動器相比鼓式制動器，盤式制動器的優(yōu)勢已經得到廣泛認可。鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。而盤式制動器在液力助力下制動力大，舒適性更強，性能穩(wěn)定，在各種路面都有較鼓式制動器更好的制動表現，尤其在長下坡等需要長時間制動的路段。雖然盤式制動器性能優(yōu)于鼓式制動器，但是由于技術和成本原因想要普及前盤后盤的形式還需一個長期過程。目前國內只有中高檔城際大客車普遍使用盤式制動器，鼓式制動器造價便宜，而且符合傳統(tǒng)設計，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此生產廠家為了節(jié)省成本，大多數貨車采用前盤后鼓的形式選擇制動器類型。 1.3 制動器的研究方法 根據課題內容，任務要求深入了解汽車制動系統(tǒng)的構造及工作原理；并收集相關緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計資料；參考現有研究成果，并進行深入的學習和分析，借鑒經驗；同時學習有關汽車零部件設計準則；充分學習和利用畫圖軟件，并再次學習機械制圖，畫出符合標準的設計圖紙，通過自己的研究分析；發(fā)揮自己的設計能力并通過試驗最終確定制動系統(tǒng)設計方案。 1.4 本章小結 本章介紹了制動器的目的、意義及研究現狀，并闡述了制動器主要的研究方法。 第2章 制動器方案論證分析與選擇 2.1 制動器結構方案的確定 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 2.1.1鼓式制動器結構方案的確定 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現前，它已經廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： 1.領從蹄式制動器 如2-1圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 2.雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2.2所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動 時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 3.雙向雙領蹄式制動器 如圖2.3當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 4.單向增力式制動器 單向增力式制動器如2.4圖所示兩蹄下端以頂桿 相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因 此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。 因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 5.雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器如圖2.5。對雙向增力式制 動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器如圖2.5。對雙向增力式制 動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器 圖2—1領從蹄式制動器 圖2—2雙領蹄式制動器 圖2—3雙向雙領蹄式制動器 圖2—4單向增力式制動器 圖2—5雙向增力式制動器 2.1.2盤式制動器結構方案的確定 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 1. 鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性?。怀杀镜?；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 浮鉗盤式制動器按結構分可分旋轉部分（制動盤）、固定部分（制動鉗總成）、促動裝置（制動輪缸）和摩擦部分（制動塊總成）。所以浮鉗盤式制動器的結構設計主要是包括制動器總成、制動鉗總成和制動塊總成三個部分。 2. 全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點。 制動穩(wěn)定性好，的效能因素與摩擦系數關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 輸出力矩平衡，而鼓式則平衡性差。 制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。車速對踏板力的影響較小。 但盤式制動器制動效能低，兼做駐車制動時需加裝輔助制動裝置因而在后輪上應用受到限制。 a b c a—固定鉗式；b—浮動鉗式；c—擺動鉗式 圖2.6 鉗盤式制動器示意圖 1—制動盤； 2—制動鉗體； 3，4—制動塊總成；5—活塞； 6—支架； 7—導向銷 圖2.7 浮鉗盤式制動器工作原理示意圖 綜合以上優(yōu)缺點最終確定金杯牌SY1030BY2S型輕型載貨汽車采用前盤后鼓式，并采用浮鉗盤式和領從蹄式制動器。 2.2 制動器主要參數及其選擇 2.2.1制動器設計相關主要技術參數 整車質量： 空載：1820kg 滿載：3005kg 質心高度： 空載：hg=0.23m 滿載：hg=0.22m 軸 距： L=3.34m 最高車速： 95km/h 車輪工作半徑：357mm 369mm 輪 胎： 6.50-16 7.00-16 同步附著系數： 0.6 軸荷 ： 1315/1690 2.2.2同步附著系數 1.當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； 2.當時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3.當時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據相關資料查出輕型載貨汽車同步附著系數0.5取0.6。 2.2.3前后軸制動力矩分配系數b 根據所給定的同步附著系數 由公式 （2—1） 滿載時 2.2.4制動器最大制動力矩 由輪胎與路面附著系數所決定的后軸最大附著力矩。由公式： （2—2） （2—3） 式中 —該車所能遇到的最大附著系數=0.8； Q —制動強度； —車輪有效半徑； —后軸最大制動力矩； G —汽車滿載質量； L —汽車軸距 其中 2.3 本章小結 本章介紹了制動器結構方案的確定及盤式、鼓式制動器的主要分類，制動器主要參數及選擇，制動力矩分配系數、同步附著系數及制動器最大制動力矩。 第3章 盤式制動器結構設計計算與校核 3.1 盤式制動器的主要參數確定 3.1.1 制動盤直徑D 制動盤直徑D希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑就得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動盤直徑D受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑D選擇為輪輞直徑的70%～79%，而總質量大于2t的汽車應取其上限。 本設計的盤式制動器是輕型載貨汽車盤式制動器設計。因輪輞直徑為16英寸，換算后為406.4mm,則D取406.4×0.79=321mm。 3.1.2 制動盤厚度h 制動盤厚度直接影響著制動盤質量和工作時的溫升。為使質量不致太大，制動盤厚度應取得適當小些；為了降低制動工作時的溫升，制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以制成實心的，而為了通風散熱，又可在制動盤的兩工作面之間鑄出通風孔道。通常，實心制動盤厚度可取為10mm～20mm；具有通風孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20mm～50mm，但多采用20mm～30mm。 本設計采用通風制動盤，厚度取20mm。 3.1.3 摩擦襯片內半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內緣的周圍速度相差較大，則其磨損就不會均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。初選外徑略小于制動盤直徑 故選=100mm， =150m。 3.1.4 摩擦襯片工作面積A 推薦根據制動摩擦襯塊單位面積占有汽車質量在1.6kg/cm2～3.5kg/ cm2范圍內選取。 因汽車質量為3005kg，則取一個制動器的摩擦襯塊的工作面積為120 cm2。 3.2 盤式制動器的主要零部件設計與計算 3.2.1 制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或者添用Cr，Ni等的合金鑄鐵制成。其結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，這樣可以大大的增加散熱面積，降低溫升約20%～30%，但盤的整體厚度較厚。重型貨車制動盤其厚度在20mm～22.5mm之間。而一般不帶通風槽的制動盤，其厚度約在10mm～13mm之間。 制動盤的工作表面應光潔平整，制造時應嚴格控制表面的跳動量、兩側表面的平行度（厚度差）及制動盤的不平衡量。 本設計制動盤厚度選為20mm。 3.2.2 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370—12或球墨鑄鐵QT400—18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄?？勺龀烧w的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗應有高的強度和剛度。一般多在鉗體加工中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。鉗盤式制動器油缸直徑比鼓式制動器中的油缸大的多，轎車鉗盤式制動油缸的直徑最大可達68.1mm（單缸）或45.4mm（雙缸），客車和貨車可達82.5mm（單缸）或79.4mm（雙缸）。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。有的將活塞開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金制造或由鋼制造。為了提高其耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量則稱為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。 制動鉗在汽車上的安裝位置可在半軸的前方或后方。制動鉗位于車軸前可避免輪胎甩出來的泥、水進入制動鉗，位于車軸后則可減少制動時輪轂軸承的合成載荷。本設計的制動鉗位于車軸前。 3.2.3 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結在一起。襯塊多為扇形，也有矩形正方形、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動塊的面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。為了避免制動時產生的熱量傳給制動鉗而引起制動液汽化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴涂）一層隔熱減震墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等原因，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。據統(tǒng)計，轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm～16mm之間，中、重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14mm～22mm之間。許多盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達到極限時的報警裝置，以便能及時更換摩擦襯塊。 本設計摩擦塊厚度選為12mm。 3.2.4 摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。 目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(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)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，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。 另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數（f≥0.4），沖擊強度比模壓材料高4～5倍。但耐熱性差，在200℃～250℃以上即不能承受較 高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占質量的60％～80％），加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 各種摩擦材料摩擦系數的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數愈高的材料其耐磨性愈差。 本設計的摩擦材料的摩擦系數取0.3。 3.2.5 制動輪缸 制動輪缸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。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸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。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞；此盤式制動器用一個單活塞制動輪缸推動。 3.2.6制動器間隙的調整方法 制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動盤能自由轉動。一般說來，盤式制動器的設定間隙為0.1mm～0.3mm（單側為0.05mm～0.15mm）。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小。 另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯片或摩擦襯塊的磨損而使間隙加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 本設計采用一次調準式間隙自調裝置。 3.3 盤式制動器強度校核 3.3.1摩擦襯片的磨損特性的計算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯塊的磨損愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量[9]，其單位為W／mm2。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為： （3—1） （3—2） （3—3） 式中： δ—汽車回轉質量換算系數；ma—汽車總質量；v1，v2—汽車制動初速度與終速度，m／s；計算時輕型載貨汽車取v1=95km/h；j—制動減速度，m／s2，計算時取j=0.6g；t—制動時間，s；A1，A2—前、后制動器襯塊的摩擦面積； β—制動力分配系數。 在緊急制動到v2=0時，并可近似地認為 δ=1，則有： （3—4） （3—5） 將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）則可求得e1=5.08 W／mm2＜6.0W／mm2。 、輕型貨車盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0W／mm2。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動盤的龜裂。 經校核A1=120cm2符合要求。 3.3.2 盤式制動器最大制動力矩的計算 如圖3—1所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況： 圖3—1 制動時的汽車受力圖 根據圖3—1給出的汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： （3—6） 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： （3—7） 式中：Z1—汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N；Z2—汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N；L—汽車軸距，mm；L1—汽車質心離前軸距離，mm；L2—汽車質心離后軸距離，mm；—汽車質心高度，mm； G—汽車所受重力，N；m—汽車質量，㎏；—汽車制動減速度，m／s2。 若在附著系數為的路面上制動，前、后輪均抱死，此時汽車總的地面制動力于汽車前、后軸車輪的總的附著力 （3—8） 可得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的另一表達式： （3—9） （3—10） （3—11） 式中：q—制動強度；FB1，FB2—前后軸車輪的地面制動力。 前后軸車輪的附著力為： （3—12） （3—13） 由式（4—12），式（4—13）可求得在任何附著系數 φ的路面上，前、后輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件為： (3—14) (3—15) 式中：Ff1—前軸車輪的制動器制動力： Ff1=FB1=φZ1； （3—16） Ff2—前軸車輪的制動器制動力： Ff2=FB2=φZ2； （3—17） FB1—前軸車輪的地面制動力；FB2—前軸車輪的地面制動力；Z1，Z2—地面對前、后軸車輪的法向反力；G—汽車重力；L1，L2—汽車質心離前、后軸的距離；hg—汽車質心高度。 本設計為輕型載貨汽車，滿載質量為3005㎏，φ=0.6 ，L=3340， L1=1470mm，L2=1870mm，hg=220mm。根據式（3—9），（3—10）可得Z1=17652N，Z2=15324N；由式（3—12），（3—13）可求得Fφ1=1069N，Fφ2=666N。 最大制動力矩是汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力Z1，Z2成正比。由式（3—14），（3—15）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為。通常，此比值：轎車約為1.3～1.6。經校核，符合要求。 前軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為： （3—18） 式中re—車輪有效半徑，本設計為輕型載貨汽車，輪胎型號為6.50-16。則有效半徑re=357mm。根據式（3—13）可得：Tf1max=350N/m。 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上式計算所得結果的半值。 3.3.3 盤式制動器最大制動力矩的計算 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取作用半徑R為平均半徑Rm或有效半徑Re已足夠精確。.如圖3—2所示，平均半徑為 (3—19) 式中：R1 ，R2—扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 圖3—2 鉗盤式制動器的作用半徑計算用簡圖 根據圖3—2，在任一單元面積上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為： （3—20） 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為： （3—21） 得有效半徑為： (3—22) 令 則有： （3—23） 因，，故。當,，。但當m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 根據摩擦襯塊的外半徑R1與內半徑R2的比值不大于1.5，則取R1=100R2=150，可得作用半徑R=125。 盤式制動器的計算用簡圖如圖3—3所示： 圖3—3 盤式制動器的計算用簡圖 今假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為： (3—24) 式中：f —摩擦系數；N—單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖3—3)；R—作用半徑。 取f=0.3，由，可得N=12053.49N，Tf=846.15 N/m。 3.4 本章小結 本章主要是盤式制動器主要參數的確定及設計盤式制動器的主要原件：1制動鉗、2制動塊、3摩擦材料、4制動輪缸、5制動器間隙調整方法，對摩擦襯片的磨損特性、盤式制動器最大制動力矩、制動力矩進行分析計算。通過對盤式制動器的設計計算，使我掌握了盤式制動器的主要原件的計算過程以及分析方法。 第4章 鼓式制動器結構設計計算與校核 4.1 鼓式制動器的主要參數確定 4.1.1 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數 1.結構參數 1．制動鼓直徑D 輪胎規(guī)格為7.00-16 Dr=2.54×16=406.4mm 根據商用車D/Dr=0.70～0.83之間，故取0.8 D=Dr×0.8=325.12mm 2．制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b 摩擦襯片的包角在范圍內選取。 取 根據單個制動器總的襯片摩擦面積取250-400 初選A=300 其中為弧度。 R=D/2=325.12/2=162.56mm 3．摩擦襯片初始角的選取 根據 4． 張開力P作用線至制動器中心的距離a 根據a=0.8R 得a=0.8×162.56=130.048mm取130mm 制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c 根據c=0.8R 得c=0.8×162.56=130.048mm取130mm 2 摩擦片的摩擦系數 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所以選擇摩擦系數f=0.3 4.2 鼓式制動器的主要零部件設計與計算 4.2.1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。 制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N·cm～20 N·cm；對貨車和客車為30N·cm～40 N·cm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由11 mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是灰鑄鐵HT200。 4.2.2 制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車和客車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm～5mm；貨車和客車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為KTH370-12。 4.2.3 制動底板 制動底板是除制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。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可聯鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用可聯鑄鐵KTH370—12。 4.2.4 制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使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。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 4.2.5 制動蹄片上的制動力矩與張開力 計算鼓式制動器，必須查明蹄壓緊到制動鼓上的力與產生制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，。它位于a角內，面積為bRda ，其中b 為摩擦襯片寬度，單元面積bRda R為制動鼓半徑。 制動鼓作用在微元面積上的法向力為 （4—1） 而摩擦力fdN產生的制動力矩為 （4—2） 從到區(qū)段積分上式得到 （4—3） 法向壓力均勻分布時，有 （4—4） 由（4—3）、（4—4）可求出不均勻系數 （4—5） 由（4—3）、（4—4）給出的是由壓力計算制動力矩的方法，在實際計算中也可以采用由張開力P計算制動力矩的方法，且更為方便 圖4.1 計算制動力矩簡圖 圖4.2計算張開力簡圖 增式蹄產生的制動力矩可表達如下： （4—6） 式中： -摩擦系數 -單元法向的合力 -摩擦力的的作用半徑 若已知制動蹄的幾何參數及法向壓力的大小便可計算出蹄的制動力矩。 如圖4.1所示為了計算與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （4—7） (4—8) 式中: -支承反力在軸上的投影； 軸與的作用線之間的夾角。 （4—9） 聯立（4—6）、（4—7）式得到 （4—10） 將式（4—10）帶入式（4—6）中得到領蹄的制動力矩為 (4—11) 對于從蹄可得類此的表達式 （4—12） 為了確定及必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上的分量和的合力，根據公式（4—1）有 （4—12）式中 （4—13） 所以 （4—14） 式中 摩擦襯片起始角，題目取則 根據（4——3）(4——6)得則有 那么 根據和其中 , 因此 由于領蹄與從蹄對稱布置，所以，得出 對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和即 （4—15） 對凸輪張開機構，其張開力可有前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出 ， 知道了制動力矩與張開力的關系，計算鼓上的制動力矩，在汽車設計時應滿足最大制動力（為附著力）根據公式 式中：地面附著系數（干水泥混凝土路面） 汽車重力 根據前后車輪制動器制動力分配系數 (4—16) 聯立（4——16）得 單個后輪制動器制動力 單個后輪制動力矩為 （4—17） 式中：為車輪滾動半徑 由于SY1030BY2S型選用的輪胎型號是7.00-16，子午線普通花紋輪胎。滾動半徑，即輪胎在額定載荷時滾動半徑。 根據公式（4——17）單個后輪制動力矩 計算張開力得 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖現象的可能。由式（4—10）得出自鎖條件 如果式中不會自鎖因為 ，所以滿足條件不自鎖。由（4—3）和（4——10）式可計算出領蹄表面最大壓力為 4.2.6 制動器因數與制動蹄因數的分析計算 1.領蹄制動蹄因數 鼓式制動器的簡化圖，如圖4—3 圖4—3鼓式制動器簡化受力圖 根據公式：其中h/b=260/130=2;通過查制動因數與摩擦系數關系曲線可 因此可計算出 2.從蹄的制動因數 根據公式：得出 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾