I 貨車凸輪驅(qū)動領(lǐng)從蹄式制動器及氣動制動系統(tǒng)設(shè)計 摘 要 本次我們設(shè)計的課題是 64T重型貨車 我的任務(wù)是負(fù)責(zé)貨車的制動系的設(shè)計 該制動系統(tǒng)的主要用途是使行駛中的貨車減速甚至停車 使下坡的貨車速度保持 平穩(wěn) 以及使已停駛的貨車保持不動 本次設(shè)計的制動系主要設(shè)計方案包含行車制動系統(tǒng)與駐車制動系統(tǒng)兩套系統(tǒng) 結(jié)構(gòu)形式方面選用凸輪驅(qū)動領(lǐng)從蹄式制動器 采用雙回路氣力驅(qū)動制動系統(tǒng) 前 制動氣室采用膜片式制動氣室 后制動氣室采用復(fù)合式制動氣室 行車制動系統(tǒng) 作用在前 后輪上 駐車制動系統(tǒng)為放氣制動式 作用于中 后輪上 用手制動 閥操縱 當(dāng)行車制動失效時 駐車制動可做緊急制動用 本次制動系的設(shè)計在工作過程中安全可靠 在初速為 30km h時制動距離小 于 10m 駐車坡度大于 35 制動輕便等都滿足了設(shè)計要求 而且在任何速度下 制動時 貨車都不喪失操縱性和方向穩(wěn)定性 當(dāng)制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā)生故 障并使其基本功能遭到破壞時 貨車制動系都通過傳感器傳遞信號對駕駛員給于 音響或光信號等報警提示 從而提高行車安全性 關(guān)鍵詞 制動系 制動蹄 氣力驅(qū)動 凸輪 II ABSTRACT The design of our 64T is the subject of heavy dump truck My task is responsible for vehicle braking system design The brake system s 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 design 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 brake 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 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 basic functions through the vehicle braking 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 III 目 錄 第一章 緒論 1 1 1 本課題的目的和意義 1 1 2 貨車制動系在國內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢 1 1 3 鼓式制動器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀 2 1 4 研究重點 3 第二章 貨車總體參數(shù)的選擇及計算 4 2 1貨車形式的確定 4 2 1 1 軸數(shù) 4 2 1 2 驅(qū)動形式 4 2 1 3 布置形式 4 2 2貨車質(zhì)量參數(shù)的確定 5 2 2 1 質(zhì)量系數(shù) 5 2 2 2 貨車總質(zhì)量 5 2 2 3 載荷分配 5 2 3貨車主要數(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 制動器的結(jié)構(gòu)型式及要求 7 3 1鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式 8 3 1 1 領(lǐng)從蹄式制動器 10 3 1 2 單向雙領(lǐng)蹄式制動器 13 3 1 3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 14 3 1 4 雙從蹄式制動器 15 3 1 5 單向增力式制動器 15 3 1 6 雙向增力式制動器 16 3 2鼓式制動器方案的確定 17 IV 第四章 理想制動力及其分配 18 4 1 制動力與制動力分配系數(shù) 18 4 2 同步附著系數(shù) 23 4 3制動器最大制動力矩 24 第五章 制動器的設(shè)計計算 26 5 1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 26 5 1 1 制動鼓內(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 28 0 5 1 4 制動器中心到張開力 作用線的距離 e 28 F 5 1 5 制動蹄支承點位置坐標(biāo) a 和 c 28 5 1 6 摩擦片摩擦系數(shù) 28 f 5 2制動蹄片上的制動力矩 29 5 3 行車制動效能計算 31 5 4 駐車制動計算 32 5 5 摩擦襯片的磨損特性計算 34 第六章 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計 36 6 1制動蹄 36 6 2制動鼓 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調(diào)整裝置 39 6 6制動支承裝置 41 6 7張開機(jī)構(gòu) 41 6 8制動蹄回位彈簧 41 第七章 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇與設(shè)計計算 42 7 1 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇 42 7 2 氣壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 43 第八章 結(jié)論 46 V 參考文獻(xiàn) 47 致謝 48 外文資料 49 外文資料譯文 55 1 第一章 緒論 1 1 本課題的目的和意義 車輛的制動性能是車輛主動安全性能中最重要的性能之一 貨車的制動性能 是由貨車的制動系統(tǒng)決定的 它主要是給安全行駛提供保證 其中其制動器性能 的優(yōu)劣將直接影響貨車整車性能的優(yōu)劣 直接關(guān)系到駕乘人員的生命財產(chǎn)安全 重大交通事故往往與制動距離過長 緊急制動時發(fā)生側(cè)滑和失去轉(zhuǎn)向能力等情況 有關(guān) 因此貨車的制動性能是貨車安全行駛的重要保障 貨車的制動過程是很復(fù) 雜的 它與貨車總布置和制動系各參數(shù)選擇有關(guān) 貨車制動系統(tǒng)主要由供能裝置 傳能裝置 控制裝置和制動器組成 制動器的實際性能是整個制動系中最復(fù)雜和 最不穩(wěn)定的因素 因此制動器的設(shè)計在整車設(shè)計中顯得非常重 1 2 貨車制動系在國內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢 隨著貨車安全性的日益提高 貨車制動系統(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 到后來的鼓式 盤式制動器 再到機(jī)械式 ABS制動系統(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制動系統(tǒng) 數(shù)字式電控 ABS制動 系統(tǒng) 等等 近 10年來 西方發(fā)達(dá)國家又興起了對貨車線控系統(tǒng)的研究 線控 制動系統(tǒng)應(yīng)運而生 并開展了對電控機(jī)械制動系統(tǒng)的研究 簡單來說 電控機(jī)械 制動系統(tǒng)就是把原來液壓或者壓縮空氣驅(qū)動的部分改為電動機(jī)驅(qū)動 借以提高響 應(yīng)速度 增加制動效能 同時大大簡化了結(jié)構(gòu) 降低了裝配和維護(hù)的難度 由于人們對制動性能要求的不斷提高 傳統(tǒng)的液壓或者空氣制動系統(tǒng)在加入 大量電子控制系統(tǒng) 如 ABS TCS ESP 后 結(jié)構(gòu)和管路布置越來越復(fù)雜 加大了 液壓 空氣 回路泄漏的隱患 同時裝配和維修的難度也隨之提高 因此 結(jié)構(gòu)相 對簡單 功能集成可靠的電控機(jī)械制動系統(tǒng)越來越受到青睞 可以預(yù)見 EMB 將 最終取代 1傳統(tǒng)的液壓 空氣 制動器 成為未來貨車制動系統(tǒng)的發(fā)展方向 2 1 3 鼓式制動器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀 長期以來 為了充分發(fā)揮蹄 鼓式制動器的重要優(yōu)勢 旨在克服其主要缺點 的研究工作和技術(shù)改進(jìn)一直在進(jìn)行中 尤其是對蹄 鼓式制動器工作過程和性能 計算分析方法的研究受到高度重視 這些研究工作的重點在于制動器結(jié)構(gòu)和實際 使用因素等對制動器的效能及其穩(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器 設(shè)計方案 該制動器是通過 機(jī)械的方法來實現(xiàn)鼓式制動器的自增力 制動效能因數(shù)的變化范圍為 2 6 應(yīng)用 一套電控機(jī)械裝置調(diào)整領(lǐng)蹄的支承點來提高制動器的制動效能數(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 該制動器達(dá)到相同的制動力矩所要求的 輸入力是盤式制動器 1 7 該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作 從而提 高了行車的安全性 另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高 但仍然存在一些問題 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 式制動器 通過對結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計 制動效能因數(shù)有一定地提高 同時制動效能 因數(shù)對摩擦系數(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效能的穩(wěn)定性 2000 年 提出一種 具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄 鼓式制動器 該型式的制動器使得制動效能因數(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 并延長摩擦片使用壽命 性能參數(shù)可設(shè)計性強(qiáng) 可根據(jù)對制動效能的 需要 較靈活地進(jìn)行制動器設(shè)計 另外 近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動器結(jié)構(gòu)形式 如磁粉制動器 濕式多 盤制動器 電力液壓制動臂型盤式制動器 濕式盤式彈簧制動器等 對于關(guān)鍵磁 性介質(zhì) 磁粉 選用了抗氧化性強(qiáng) 耐磨 耐高溫 流動性好的軍工磁粉 磁 轂組件選用了超級電工純鐵 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 盡管對蹄 鼓式制動器的設(shè)計研究取得了一定的成 績 但是對傳統(tǒng)蹄 鼓式制動器的設(shè)計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)計提供理論參考 3 1 4 研究重點 根據(jù)設(shè)計車型的特點 進(jìn)行參數(shù)選擇 確定制動器的結(jié)構(gòu)方案 完成制動器 的總體和主要零部件的設(shè)計 4 第二章 貨車總體參數(shù)的選擇及計算 2 1 貨車形式的確定 貨車的分類按照 GB T3730 1 2001將貨車分為乘用車和商用車 不同形式 的貨車 主要體現(xiàn)在軸數(shù) 驅(qū)動形式 以及布置形式上有區(qū)別 2 1 1 軸數(shù) 貨車可以有兩軸 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 貨車的總質(zhì)量 道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎負(fù)荷能力以及貨車的結(jié)構(gòu)等 包括乘用車以及貨車總質(zhì)量小于 19t的公路運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)簡單 制造成本低廉的兩軸方案 總質(zhì)量 在 19t以上的公路運輸車采用三軸形式 總質(zhì)量更大的貨車宜采用四軸或四軸以 上的形式 由于本設(shè)計的貨車是重型 所以采用三軸布置方案 2 1 2 驅(qū)動形式 由于本設(shè)計的貨車總質(zhì)量大于 19t 所以采用 6 4的驅(qū)動形式 2 1 3 布置形式 貨車可以按照駕駛室與發(fā)動機(jī)相對位置不同 分為平頭式 短頭式 長頭式 和偏置式四種 貨車又可按發(fā)動機(jī)位置不同 分為發(fā)動機(jī)前置 中置和后置三種 布置形式 平頭式貨車的發(fā)動機(jī)位于駕駛室內(nèi) 其主要優(yōu)點是 貨車總長和軸距尺寸短 最小轉(zhuǎn)彎直徑小 機(jī)動性能好 不需要發(fā)動機(jī)罩和翼子板 貨車整備質(zhì)量減小 駕駛員視野得到明顯改善 采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機(jī)及其附件的接近性 貨車貨箱與整車的俯視面積之比比較高 平頭式貨車得到廣泛的應(yīng)用 所以本設(shè)計采用偏置式的布置形式 并且采用發(fā)動機(jī)前置后橋驅(qū)動 5 2 2 貨車質(zhì)量參數(shù)的確定 貨車的質(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 貨車總質(zhì)量 軸荷分配等 0m a 本設(shè)計中給出裝載質(zhì)量 41t e 2 2 1 質(zhì)量系數(shù) 質(zhì)量系數(shù) 是指貨車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值 即 0m 0m e0 該系數(shù)反映了貨車的設(shè)計水平和工藝水平 值越大 說明該貨車的設(shè)計水平0m 和工藝水平越先進(jìn) 參考同類型的貨車的質(zhì)量系數(shù)值 表 2 1 后 綜合選定本設(shè)計中的質(zhì)量系 數(shù)值 表 2 1 不同類型貨車的質(zhì)量系數(shù) 0m 貨車類型 0m 輕型 0 80 1 10 中型 1 20 1 35貨車 重型 1 30 1 70 由此可以確定質(zhì)量系數(shù) 41000 23000 1 783 0m 2 2 2 貨車總質(zhì)量 貨車總質(zhì)量 是指裝備齊全 并按照規(guī)定裝滿客 貨時的整車質(zhì)量 a 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)量三0e 部分組成 即 Kg1065aemn 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 0me a 2 2 3 載荷分配 貨車的軸荷分配是指貨車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下 各車軸對支承平面的垂 直負(fù)荷 也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示 軸荷分配對輪胎壽命和貨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 各個車輪的負(fù)荷應(yīng)相差不大 為了保證貨車有良好的動力性和通過 性 驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負(fù)荷 而從動軸上的負(fù)荷可以適當(dāng)減小 以利減小從動 6 輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性 為了保證貨車有良好的操縱穩(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 用性能對其要求是相互矛盾的 這就要求設(shè)計時應(yīng)根據(jù)對整車的性能要求 使用 條件等 合理地選擇軸荷分配 表 2 2 各類貨車的軸荷分配 滿載 空載 車型 前軸 后軸 前軸 后軸 乘 用 車 發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動 發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動 發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動 47 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42 后輪雙胎 長 短頭式 后輪雙胎 平頭式 后輪雙胎64 32 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)計選擇 后輪雙胎 平頭式的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算 2 3 貨車主要數(shù)據(jù)的確定 2 3 1 質(zhì)心高度 貨車的質(zhì)心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時的質(zhì)心高度為 1044mm 滿載時的質(zhì)心高度取為 1464mm gh gh 2 3 2 軸距 軸距 L對整備質(zhì)量 貨車總長 貨車最小轉(zhuǎn)彎直徑 傳動軸長度 縱向通過 半徑等有影響 當(dāng)軸距小時 上述指標(biāo)均減小 此外 軸距還對軸荷分配 傳動 軸夾角有影響 軸距過短 會帶來一系列缺點 車廂長度不足或后懸過長 制動 或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大 使貨車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞 車身縱向角震動過 大 此外還會導(dǎo)致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題 綜合各方面數(shù)據(jù)選擇重型貨車的軸距 L 4580mm 7 第三章 制動器的結(jié)構(gòu)型式及要求 貨車制動器除各種緩速裝置外 幾乎都是機(jī)械摩擦式的 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)生制動力矩使貨車減速或停車的 根據(jù)旋轉(zhuǎn)元 件的不同分為鼓式和盤式兩大類 不過對于重型車來說 由于車速一般不是很高 鼓式剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高 而且盤式制動器比鼓式制動器要貴些 因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設(shè)計 其工作原理如圖 3 1所示 圖 3 1 鼓式制動器工作原理 1 2 制動蹄 3 5 支承銷 4 制動鼓 帶有摩擦片的制動蹄 1 2 通過支承銷 5 3 鉸裝在制動底版上 制動時 輪 缸活塞 轉(zhuǎn)動凸輪軸 對制動蹄施加張開力 P 使其繞支承銷轉(zhuǎn)動 并抵靠在制 動鼓 4表面上 這是制動蹄 1 2 分別受到制動鼓作用的法向反力 和1Y2 切向力 而制動蹄的切向反力對制動鼓產(chǎn)生一個與其旋轉(zhuǎn)方向相反的1X2 制動力矩 R R為制動鼓工作半徑 從而達(dá)到使貨車減速的目的 制動系應(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 具有足夠的制動效能 包括行車制動效能和駐坡制動效能 3 工作可靠 4 制動效能的熱穩(wěn)定性好 8 5 制動效能的水穩(wěn)定性好 6 制動時的操縱穩(wěn)定性好 7 制動踏板和手柄的位置和行程符合人機(jī)工程學(xué)要求 8 作用滯后的時間要盡可能地短 9 制動時制動系噪聲盡可能小 且無異常聲響 10 與懸架 轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉 在車輪跳動或貨車轉(zhuǎn)向時不會引起 自行制動 11 能全天候使用 氣溫高時液壓制動管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象 氣溫低時氣制 動管路不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰 12 制動系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長 制造成本低 對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮 到環(huán)保要求 應(yīng)力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維 6 3 1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進(jìn)行分類 見圖 3 2 它們的制動效 能 制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?9 圖 3 2制動器的結(jié)構(gòu)形式 鼓式制動器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖 3 3a f所示 圖 3 3 鼓式制動器示意圖 a 領(lǐng)從蹄式 用凸輪張開 b 領(lǐng)從蹄式 用制動輪缸張開 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 不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有 1 蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同 2 張開裝置的形式與數(shù)量不同 3 制動時兩蹄片之間有無相互作用 10 因蹄片的固定支點和張開力位置不同 使不同形式鼓式制動器的領(lǐng) 從蹄數(shù) 量有差別 并使制動效能不一樣 在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩 稱為制動效能 在評比不 同形式制動器的效能時 常用一種稱為制動效能因素的無因次指標(biāo) 制動效能因 素的定義為 在制動鼓或制動盤的作用半徑 R上所得到的摩擦力 與輸 MR 入力 之比 即0F 0MKF 式中 K 為制動器效能因素 R 為制動器輸出的制動力矩 制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素 K對摩擦因素 的敏感性 使用中 隨溫度 和水濕程度變化 要求制動器的效能穩(wěn)定性好 即是其效能對 的變化敏感性小 3 1 1 領(lǐng)從蹄式制動器 如圖 3 3 a b 所示 圖上方的旋向箭頭代表貨車前進(jìn)時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方 向 制動鼓正向旋轉(zhuǎn) 蹄 1為領(lǐng)蹄 蹄 2為從蹄 貨車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪?旋轉(zhuǎn) 隨之領(lǐng)蹄與從蹄相互對調(diào) 制動鼓正 反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個 從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器 由圖 3 3 a b 可見 領(lǐng)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 稱減勢蹄 增勢 作用使領(lǐng)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 對于兩蹄的張開力 的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu) 如圖 3 3 b 所示 兩P 21 蹄壓緊制動鼓的法向力相等 但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時 領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的 增勢 作用 使其進(jìn)一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大 從蹄由于摩 擦力矩的 減勢 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 這種制動時兩蹄法向反 力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器 液壓或楔塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制 動器均為非平衡式結(jié)構(gòu) 也叫做簡單非平衡式制動器 非平衡式制動器將對輪轂 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 對于如圖 3 3 a 所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄式制動器 制動時 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)生的制動力矩分別 11 相等 而作用于兩蹄的張開力 P1 P2 則不等 且必然有 P10的車輪 其力矩平衡方程為 4 1 0 eBfrFT 式中 制動器對車輪作用的制動力矩 即制動器的摩擦力矩 其方向與fT 車輪旋轉(zhuǎn)方向相反 N m 地面作用于車輪上的制動力 之間的摩擦力 又稱為地面制即地BF 面與輪胎動力 其方向與貨車行駛方向相反 N 車輪有效半徑 m er 令 4 2 fFfTer 即制動器制動力 它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力 因此又稱 為制動周緣力 與地面制動力 的方向相反 當(dāng)車輪角速度 0時 大小亦fFB 相等 且 僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定 即 取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式 尺寸 f f 摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等 并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成 正比 當(dāng)加大踏板力以加大 和 均隨之增大 但地面制動力 受著附fTfFB BF 著條件的限制 其值不可能大于附著力 即 4 Z 3 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù) Z 地面對車輪的法向反力 當(dāng)制動器制動力 和地面制動力 達(dá)到附著力 值時 車輪即被抱死并在fFBF 地面上滑移 此后制動力矩 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)制動到 0以后 地面制動BF 19 力 達(dá)到附著力 值后就不再增大 而制動器制動力 由于踏板力 的增大使BF fFP 摩擦力矩 增大而繼續(xù)上升如圖 3 1 fT 圖 4 1 制動器制動力與踏板力關(guān)系曲線 根據(jù)貨車制動時的整車受力分析 考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移 可求得地面對 前 后軸車輪的法向反力 Z1 Z2 為 4 21dtughLGZ 4 4 12tg 5 式中 G 貨車所受重力 L 貨車軸距 貨車質(zhì)心離前軸距離 1 20 圖 4 2 貨車制動時整車受力分析圖 貨車質(zhì)心離后軸距離 2L 貨車質(zhì)心高度 gh g 重力加速度 貨車制動減速度 dtu 若在附著系數(shù)為 我們選擇在瀝青路面上制動 則選取 0 6 的路面上 制動 前 后輪均抱死 同時抱死或先后抱死均可 此時貨車總的地面制動力 為 4 6 GqdtugFBB 21 式中 q 制動強(qiáng)度 亦稱比減速度或比制動力 gdtu 前后軸車輪的地面制動力 1BF2 此時 等于貨車前 后軸車輪的總的附著力 亦等于作用于質(zhì)心的制 F 動慣性力 即有dtum 4 7 B FGdtum 則得水平地面作用于前 后軸車輪的法向反作用力的表達(dá)式 4 8 21ghLZ 4 9 12 G 21 在本設(shè)計中 重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下 軸距 L 4580mm 質(zhì)心距前軸距離 L 4580 78 3528mm L L L 1052mm 貨1 21 車所受的重力 G m g 64065 9 8 627837N 同步附著系數(shù) 0 6 貨車滿載時的a 質(zhì)心高度 h 1464mm g 重型貨車在空載時的基本數(shù)據(jù)如下 質(zhì)心距前軸的距離 4580 63 2870mm L 1710mm 1044mm 1L 2L 1 gh 23065 9 8 226037N G 故 滿載時 Z 145806273 6 014 264623 69N Z 24580673 6 0142 363213 3N 空載時 1Z 4580637 6 014 125613 4N 2Z 4580637 6 014 110728 5N 由以上兩式可求得前軸車輪附著力為 4 10 221 ggBhLGhFL 后軸車輪附著力為 4 112 ggBGF 11 故滿載時前 后軸車輪附著力即地面最大制動力為 22 F Z 264 62 0 6 158 77kN1 F Z 363 21 0 6 217 93 kN2 空載時前 后軸車輪附著力 115 31 0 6 69 19 kN1 Z 110 73 0 6 66 44 kN2F 當(dāng)貨車各車輪制動器的制動力足夠時 根據(jù)貨車前 后軸的軸荷分配 前 后車輪制動器制動力的分配 道路附著系數(shù)和坡度情況等 制動過程可能出現(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 車輪同時抱死即前 后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 4 12 GFFBff 2121 4 13 1ggff hL 式中 前軸車輪的制動器制動力 1f 1ZFBf 后軸車輪的制動器制動力 2f 22f 前軸車輪的地面制動力 1BF 后軸車輪的地面制動力 2 地面對前 后軸車輪的法向反力 1Z G 貨車重力 貨車質(zhì)心離前 后軸距離 1L2 貨車質(zhì)心高度 gh 由式 4 12 4 13 得 4 14 2 421112 fgfggf FhGLFLhGF 式中 L 貨車的軸距 將上式繪成以 為坐標(biāo)的曲線 即為理想的前 后輪制動器制動力分1f2f 配曲線 簡稱 I曲線 如圖 4 3所示 23 如果貨車前 后制動器的制動力 能按 I曲線的規(guī)律分配 則能保證1fF2f 貨車在任何附著系數(shù) 的路面上制動時 都能使前 后車輪同時抱死 然而 目 前大多數(shù)貨車尤其是貨車的前 后制動器制動力之比值為一定值 并以前制動 與貨車總制動力 之比來表明分配的比例 稱為貨車制動器制動力分配系數(shù)1fFfF 4 112ff 15 圖 4 3 空載與滿載時理想制動力分配曲線 則 4 Lhg 2 16 代入數(shù)據(jù)得空載時 0 510 滿載時 0 421 由于在附著條件限定的范圍內(nèi) 地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力 故 又可通稱為制動力分配系數(shù) 又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近 故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥 4 2 同步附著系數(shù) 式 4 15 可表達(dá)為 4 17 12fF 24 上式在圖 4 3中是一條通過坐標(biāo)原點且斜率為 1 的直線 它是具有制動 器制動力分配系數(shù)為 的貨車的實際前 后制動器制動力分配線 簡稱 線 圖中 線與 I曲線交于 B點 可求出 B點處的附著系數(shù) 則稱線與 I曲 0 線交點處的附 著系數(shù) 為同步附著系數(shù) 它是貨車制動性能的一個重要參數(shù) 0 由貨車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定 同步附著系數(shù)的計算公式 4 18 ghL20 滿載時 0 5980 空載時 0 599 利用附著系數(shù)就是在某一制動強(qiáng)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 3 制動器最大制動力矩 最大制動力是在貨車附著質(zhì)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 成正比 由式 2 8 可知 雙軸貨車前 后車輪附1Z2 著力同時被充分利用或前 后同時抱死時的制動力之比為 4 12fF21gLh 19 式中 貨車質(zhì)心離前 后軸距離 1L2 同步附著系數(shù) 0 貨車質(zhì)心高度 gh 通常 上式的比值 轎車約為 1 3 1 6 貨車約為 0 5 0 7 制動器所能產(chǎn)生的制 動力矩 受車輪的計算力矩所制約 即 4 1fTfeFr 20 4 2ffe 21 25 式中 前軸制動器的制動力 1fF1fFZ 后軸制動器的制動力 2f 2f 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 2 車輪有效半徑 er 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn) GB T 2977 1977 選取的輪胎 型 14 00R24 可得有效半徑 680mmer 4 1maxfTZ 2geGLhr 22 4 2maxf 1maxfT 23 由式 4 19 式 4 20 可得 158 77 680 107963 6 1maxfT 2geGLhr N 148192 42axf 1maxf 0 73max21fT4 896073 前軸單個制動器制動力矩為 T 53981 81f2maxf 6 073mN 后軸單個制動器制動力矩為 T 37048 12f4maxf 4 189 26 第五章 制動器的設(shè)計計算 5 1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 5 1 1 制動鼓內(nèi)徑 D 輸入力 一定時 制動鼓內(nèi)徑越大 則制動力矩越大 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 制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙 通常要求該間隙不小于 20 30mm 否則不僅制動鼓散熱條件太差 而且輪輞受熱 后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴 制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚 用來保證有較大的剛度 和熱容量 以減少制動時的溫度 制動鼓的直徑小 剛度就大 并有利于保證制 動鼓的加工精度 圖 5 1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) 27 制動鼓直徑與輪輞直徑之比 的范圍如下 rD 乘用車 0 64 0 74 r 商用車 0 70 0 83 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC T309 1999 制動鼓工作直徑及制動蹄 片寬度尺寸系列 轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm 150mm 載貨貨車和 客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 80mm 100mm 設(shè)計時亦可按輪輞直徑初步確 定制動鼓內(nèi)徑 見表 5 1 表 5 1 制動鼓最大內(nèi)徑 輪輞直徑 in 12 13 14 15 16 20 轎車 180 200 240 260 制動鼓 最大內(nèi) 徑 mm 貨車 客車 220 240 260 300 320 420 初選輪輞直徑 24英寸 則輪輞直徑 24 25 4mm 609 6mm rD 所以 D 609 6 0 83 506mm R 253 5 1 2 摩擦襯片寬度 b 和包角 摩擦襯片寬度尺寸 的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響 襯片寬度尺寸取 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 這兩個參數(shù)加上已初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積 即 mm 5 360 21 DbA2 1 式中 D 制動鼓內(nèi)徑 mm b 制動蹄摩擦襯片寬度 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 試驗表明 摩擦襯片 90 12 包角 時磨損最小 制動鼓的溫度也最低 而制動效能則最高 再90 減小 雖有利于散熱 但由于單位壓力過高將加速磨損 包角不宜大于 120 因為過大不僅不利于散熱 而且易使只動作用不平順 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的尺寸過大則不易 保證與制動鼓全面接觸 通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過 2 5MP 的 條件來選擇襯片寬度 b的 設(shè)計時應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇 b值 另外 28 根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知 單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨貨車總質(zhì)量的 增大而增大 如表 5 2所示 而單個摩擦襯片的摩擦面積 A又取決于制動鼓半 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 制動器襯片摩擦面積 貨車類型 貨車總質(zhì)量 m ta 單個制動器總的襯片摩擦面 積 mmA 2 轎車 0 9 1 5 1 5 2 5 100 200 200 300 客車與貨車 1 0 1 5 1 5 2 5 2 5 3 5 3 5 7 0 7 0 12 0 12 0 17 0 120 200 150 250 多為 150 200 250 400 300 650 550 1000 600 1500 多 600 1200 制動鼓各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大 則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力越小 從而磨損也越小 本設(shè)計中 摩擦襯片包角 取 100 制動蹄摩擦襯片寬度 b根據(jù) QC T309 1999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 可取 b取 150mm 5 1 3 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蹄外緣得得o 中央 有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況 將襯片相對于最大壓力點對稱布置 以改善制動效能和磨損的均勻性 09 2 40 5 1 4 制動器中心到張開力 作用線的距離 eF 在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內(nèi)的條件下 應(yīng)使距離 a盡可能地 大 以提高起制動效能 初步設(shè)計時可暫取 左右 e 取 205mm 0 8R 29 5 1 5 制動蹄支承點位置坐標(biāo) a 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盡可能小 圖 5 1 初步設(shè)計可取 a 0 8R左右 c 42mm a 取 205mm 5 1 6 摩擦片摩擦系數(shù) f 選擇摩擦片時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 不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù) 應(yīng)提高對摩擦系數(shù) 的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求 后者對蹄式制動 器非常重要 各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0 3 0 5 少數(shù)可 達(dá) 0 7 一般說來 摩擦系數(shù)愈高的材料 其耐磨性愈差 所以在設(shè)計制動器時 并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料 當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于 250 時 保持摩擦系數(shù) 0 35 0 40 已不成問題 因此 在假設(shè)的理想條件下f 計算制動器的制動力矩 取 0 4可使計算結(jié)果接近實際值 另外 在選擇摩擦 材料時 應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料 在本設(shè)計中選取 0 4 f 5 2 制動蹄片上的制動力矩 在實際計算中采用由張開力 P計算制動力矩的方法更為方便 圖 5 3 張開力計算用簡圖 圖 5 4 制動力矩計算用簡圖 前輪 對領(lǐng)蹄 11 58 28 4 128 4 40 30 Tan r 0 205 r 11 6 2054 2sinicoarctn1 8 3 式中 制動器摩擦襯片包角 摩擦襯片徑向變形系數(shù) 1 R 1 22sinicos2co4 R 0 28m 式中 R 制動器摩擦襯片摩擦力作用半徑1mc21 0425 D 1 11sinofRfh 0 425m 式中 h 制動器凸輪軸中心到制動器支撐中心的距離 C 制動鼓中心到制動蹄支撐中心的距離 D 制動器凸輪張開力作用直徑 1 所以 F kN015 Tf 51 6342 0859 從蹄 28 4 128 4 8 3 R R 0 28m12 21 D 22sincoffh 0 150m 31 所以 F 179 94 kN0215 DTf 對中后軸 因為其有 4個制動器 領(lǐng)蹄 F 43 59 kN0125 Tf 5 01378 從蹄 F 123 49 kN022 Df 4 計算鼓式制動器 必須檢查蹄有無自鎖的可能 由 0 83 f 0 43 8sin21 0cosinco11 R 故制動器不會自鎖 5 3 行車制動效能計算 行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動 距離來評價的 貨車的最大減速度 由下式確定 maxj 5 29 dtvgGa 由此得出 5 30 tjmax 式中 貨車所受重力 N aG 附著系數(shù) g 重力加速度 g 9 8 2 s v 制動初速度 m s 故最大減速度 9 8 0 7 6 86maxj 2 m 制動距離 S m 5 31 ax219 5 6 3jvt 32 式中 機(jī)構(gòu)制動滯后時間 1t 制動器制動力增長過程所需時間 2 制動作用時間 一般在 0 2s 0 9s之間 取 0 5 1t 1t2 V 制動初速度 由表 取為 47km h 故制動距離 S 8 9702 547 063 18 95 m 我國試驗路面 任意載荷 制動初速度 47km h時 緊急制動 要求 制動距離要不大于 20m 制動減速度不小于 5 9 經(jīng)過驗證該制動器符合2 sm 要求 5 4 駐車制動計算 貨車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖 5 5所示 圖 5 5 貨車在上坡路上停駐時的受力簡圖 由此可得出貨車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為 5 32 sinco 12 gahLgmZ 同樣可求出貨車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為 5 33 sinco 12 gahL 33 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得貨車在上坡路和下坡路上停 駐時的坡度極限傾角 即由 5 34 sin sico 1gmhLgmaga 求得貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 5 35 ghL 1arctn 貨車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 5 36 gh 1arctn 故 滿載時 貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 ghL 1arctn 46 045832rt 29 8 貨車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ghL 1arctn 46 045832rt 21 2 空載時 貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 ghL 1arctn 046 45827 23 5 貨車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ghL 1arctn 046 45827 34 18 3 一般要求各類貨車的最大停駐坡度不應(yīng)小于 16 20 貨車列車的最大停 駐坡度約為 12 左右 由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定值 5 5 摩擦襯片的磨損特性計算 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 相對滑磨速度等多種因素有關(guān) 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(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因 素 貨車的制動過程是將其機(jī)械能 動能 勢能 的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^ 程 在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中 制動器幾乎承擔(dān)了耗散貨車全部動力的 任務(wù) 此時由于在短時間內(nèi)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(fù)荷 能量負(fù)荷愈大 則襯片 襯塊 的磨損愈嚴(yán)重 制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(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間內(nèi)耗散的能量 其單位 為 W mm 2 雙軸貨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 5 37 1 21 tAvmea 5 38 22 5 39 jvt1 式中 貨車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) 近似取 1 0 貨車總質(zhì)量 am 貨車制動初速度與終速度 m s 計算時轎車取1v2 km h 27 8m s 總質(zhì)量 3 5t以下的貨車取 80km h 22 2m s 總質(zhì)0 1v 量 3 5t 以上的貨車取 65km h 18m s 1v j 制動減速度 計算時取 j 0 6g 2 s t 制動時間 s Al A 2 前 后制動器襯片 襯塊 的摩擦面積 35 Al 253 264806 7mm 41508 2 A2 253 529613 3mm 2 制動力分配系數(shù) 0 421 故在緊急制動到 0 km h 時 并可近似地認(rèn)為 1 2 23sjvt21 8 9603 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 121 tAmea 1 96W mm 2 212 tva 1 35W mm 2 對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的貨車 按上述條件算出的 e值允 許略大于 1 8 W mm 2 故設(shè)計滿足要求 另一個磨損特性指標(biāo)是襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 比摩擦力越大 則磨損越嚴(yán)重 單個車輪制動器的比摩擦力為 對前輪 0 0016N mm 0 48 N mm3 124058910 RATff 2 0f2 對后輪 0 0011 N mm 0 48 N mm 720ff 20f2 36 第六章 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計 6 1 制動蹄 乘用車和總質(zhì)量較小商用車的制動蹄廣泛采用 T形型鋼碾壓或鋼板沖壓 焊 接制成 總質(zhì)量較大商用車的制動蹄則多用鑄鐵 鑄鋼或鑄鋁合金制成 制動蹄 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蹄腹板上有時 開有一 兩條徑向槽 使蹄的彎曲剛度小些 以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之 間的解除壓力均勻 因而使襯片的磨損較為均勻 并可減少制動時的尖叫聲 重 型貨車制動蹄的斷面有工字形 山字形幾種 為了提高效率 增加制動蹄的使用壽命和減小磨損 在總質(zhì)量較大的商用車 的鑄造制動蹄靠近張開凸輪一端 設(shè)有滾輪或鑲裝有支持張開凸輪的墊片 圖 6 1 圖 6 1 鑄鐵制動蹄的結(jié)構(gòu)形式 設(shè)計時襯片鉚接在制動蹄上 制動蹄腹板和翼緣的厚度商用車的為 5 8mm 本次設(shè)計去 8mm 制動蹄采用雙固定式支撐銷支撐 偏心軸調(diào)整制動蹄的工作表面與制動鼓的 工作表面同軸心 支撐銷由 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 6 2 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量 制動時其溫升不應(yīng)超過極限值 制動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 制動鼓有鑄造和組合式兩種 鑄造制動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 為防止制動鼓工作時受載變形 常在制動鼓的外 圓周部分鑄有加強(qiáng)肋 用來加強(qiáng)剛度和散熱效果 圖 6 2a 制動鼓鼓壁厚的選 取主要是從其剛度和強(qiáng)度方面考慮 壁厚取大些也有利于增大其熱容量 但實驗 表明 壁厚由 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 乘用車為 7 12 mm 中 商用車為 13 18 mm 制動鼓在閉合一側(cè) 外緣可開小孔 用于檢查制動器間隙 本次設(shè)計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鼓內(nèi)側(cè) 鑲裝用離心澆鑄的合金鑄鐵組合構(gòu)成制 動鼓 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 組合式制動鼓的共同特點是質(zhì)量小 工作面耐磨 并有較高的 摩擦系數(shù) 圖 6 2 制動鼓的結(jié)構(gòu)形式 6 3 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 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 而且對偶摩擦 38 副的磨耗也要求盡可能小 通常要求制動盤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主缸的排量和 踏板行程 降低制動靈敏度 膨脹率過大 摩擦襯塊和制動盤要產(chǎn)生拖磨 尤其 是對鼓式制動器襯片受熱膨脹消除間隙后 可能產(chǎn)生咬死現(xiàn)象 4 制動時不應(yīng)產(chǎn)生噪聲 對環(huán)境無污染 5 應(yīng)采用對人體無害的摩擦材料 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 190 C 防止防塵罩 密封圈過早老化和 制動液溫度迅速升高 以前制動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 不易刮傷對偶等優(yōu) 點 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 具有較高的 耐熱性和耐磨性 這幾年來得到廣泛的應(yīng)用 6 4 摩擦材料 制動摩擦材料應(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 制動時不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?應(yīng)盡量采用少污染和對人體 無害的摩擦材料 車輪制動器采用廣泛應(yīng)用的模壓材料 它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑 調(diào)整摩擦性能的填充劑 由無機(jī)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(yīng)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 帶式中央制動器采用編織材料 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(jīng)干燥后輥壓制成 其撓性好 剪切后可以直接鉚到 任何半徑的制動蹄或制動帶上 在 100 C 120 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 4 5 倍 但耐熱性差 在 200 C 250 f C以上即不能承受較高的單位壓力 磨損加快 表 6 1 摩擦材料性能對比 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0 3 0 5 設(shè)計計算中制動器時摩擦系 數(shù)一般選用 0 3 0 4 f 表 6 1列出了各種摩擦材料主要性能指標(biāo)的對比 6 5 蹄與鼓之間的間隙自動調(diào)整裝置 為了保證制動鼓在不制動時能自由轉(zhuǎn)動 制動鼓與制動襯片之間 必須保持 一定間隙 此間隙量應(yīng)盡可能小 因為制動系的許多工作性能受此間隙影響而變 化 使用中因磨損會增大此間隙 過分大的間隙會帶來許多不良的后果 制動器 產(chǎn)生制動作用的時間增長 各制動器因磨損不同 間隙也不一樣 結(jié)果導(dǎo)致各制 動器產(chǎn)生制動作用的時間不同 即同步制動性能變壞 增加了壓縮空氣或制動液 的消耗量 并使制動踏板行程增加 為保證制動鼓與制動襯片之間在使用期間始終有出設(shè)定的間隙量 要求采用 間隙自動調(diào)整裝置 現(xiàn)在鼓式制動器中采用間隙自動調(diào)整裝置的也日益增多 一般來說 鼓式制動器的設(shè)定間隙為 0 2mm 0 5mm 盤式制動器的為 0 1mm 40 0 3mm 單側(cè)為 0 05mm 0 15mm 此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失 因 而間隙量應(yīng)盡量小 考慮到制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機(jī)械變形 因此 制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)設(shè)的間隙要通過試驗來確定 設(shè)計中 鼓式制動器的設(shè)定間隙為 0 2mm 0 5mm 取間隙為 0 4mm 鼓式制動器也有采用波爾舍乘用車的制動器間隙調(diào)整裝置的 摩擦元件可以 裝在輪缸中 也可以裝在制動蹄腹板上 采用這類間隙自調(diào)裝置時 制動器安裝在貨車上后不需要人工精細(xì)調(diào)整 只 需要進(jìn)行一次完全制動即可調(diào)整到設(shè)定間隙 并且在行車過程中隨時補(bǔ)償過量間 隙 因此 可將這種自調(diào)裝置稱為一次調(diào)準(zhǔn)式 鼓式制動器間隙自動調(diào)整的一般方法 1 采用輪缸張開裝置 可采用不同的方法及其響應(yīng)機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)制動鼓與摩擦襯片間的間隙 1 借助于 裝在制動地板上的調(diào)整凸輪和偏心支承銷 用手調(diào)整制動蹄的原始安裝位置以得 到所要求的間隙 凸輪工作表面螺旋線的半徑增量和支承銷的偏心量應(yīng)超過襯片 的厚度 2 借助于自動調(diào)整裝置使制動蹄位于間隙量所要求的原始位置 也可在 制動輪剛上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整 2 采用凸輪張開裝置 采用凸輪張開裝置時 制動器的工作間隙調(diào)整可通過轉(zhuǎn)動凸輪相對于臂的位 置來實現(xiàn) 而臂的位置則保持不變 凸輪位置的改變是靠裝在臂上的渦輪蝸桿副 來實現(xiàn)的 因此臂又稱為調(diào)整臂 3 采用楔塊張開裝置 該結(jié)構(gòu)的制動器工作間隙是借助于調(diào)整套筒 棘爪和調(diào)整螺釘進(jìn)行自動調(diào)整 在套筒的外表面上切有螺旋棘齒 而套筒的內(nèi)孔則為螺孔 朝向套筒一側(cè)的棘爪 端面則做成與套筒外表面的螺旋棘齒相配的齒槽 如果在制動時柱塞的行程超過 棘齒的軸向螺距 則棘爪移動一個齒 當(dāng)套筒和柱塞返回原始位置時 棘爪和套 筒的相互作用便使套筒轉(zhuǎn)動某一角落 從而使調(diào)整螺釘旋出相應(yīng)的距離 現(xiàn)在的鼓式制動器多采用所謂階躍式自調(diào)裝置 6 6 制動支承裝置 二自由度制動蹄的支承 結(jié)構(gòu)簡單 并能使制動蹄相對制動鼓自行定位 為 41 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(yīng)使支承位置可調(diào) 例如采用偏心支承 支承銷由 45號鋼制造并高頻淬火 其 支座為可鍛鑄鐵 KTH 370 12 或球墨鑄鐵 QT400 18 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 具有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(cè)向偏擺 在制動底板上附加一壓緊裝置