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測試工業(yè)制動器襯片摩擦特性 摘要 在目前的研究中一個新的制動設置了測試鼓制動器摩擦襯片工業(yè)制動器與滾筒直徑為30。在安裝程序進行的測試，制動經(jīng)過一系列的循環(huán)中，鼓是從服務速度降低到停滯放緩。在每個周期的相同數(shù)量的能量耗散一個現(xiàn)實的安全停止。這是通過添加在安裝飛輪使系統(tǒng)的動能在服務速度相匹配的吊裝系統(tǒng)消耗緊急停止時獲得的能量。兩種不同的制動李寧材料進行了表征。這兩種材料進行兩個系列的試驗研究在多個周期系數(shù)摩擦力的變化。據(jù)觀察，對襯片摩擦系數(shù)是依賴于鼓度。隨著鼓溫度的升高第一材料的摩擦系數(shù)降低，后者則有相反的行為。 關鍵詞：鼓式制動器，摩擦，測試，摩擦系數(shù)，溫度介紹簡介應用彈簧，電釋放鼓式制動器在工業(yè)環(huán)境中使用，如鋼米爾斯，控制起重機以及起重機的起重設備的運動。這種起重機通常由電動機提供動力，但盡管提升機電動機通常是為了產(chǎn)生更大的扭矩，減小輸出速度提升升降重物的一個可接受的水平，但它仍然可能是由電機升降過程中的電氣故障的情況下一個沉重的驅動對象。這種危險的情況被稱為塊下降。停止電機在塊下降，案例應用彈簧，電釋放鼓式制動器使用。這些制動器包含重型彈簧推動制動蹄對與電機或傳動輸出軸旋轉的鼓?？s回彈簧，內置電磁已被供電。電磁閥一般是連接在電機的電路，當電源輸給電動機，電磁閥也失去權力，允許彈簧將制動蹄對鼓，從而防止電動機轉動自如。當塊出現(xiàn)下降，鼓式制動器是封閉的，停止起升載荷下降并保持在它的高度。但在試圖解決起重機的電氣電路的故障，它是將負載安全上重要的。正常的程序是使用手動控制備份電路一會兒打開制動。防止過快的下降速度，剎車片刻后關閉再次，停止加載。這些行動是重復幾次，直到負載降低完全。在這個過程中，制動鼓材料分別考驗，因為總負荷必須放慢多次在沒有起重設備的牽引的幫助。 制動鼓的制動力不僅取決于由彈簧施加的力，而且所使用的材料在制動蹄與制動鼓之間的摩擦特性決定的。在使用過程中的摩擦材料的行為是因為缺乏可導致制動摩擦滑移由于沉重的負荷。然而，摩擦系數(shù)（COF）太高會使?jié)L筒軸和可引起高鼓的溫度和在滾筒可導致裂縫在鼓面甚至鼓斷裂高動態(tài)負載。如今，摩擦材料的使用范圍很廣，但是已知的從張和王這些材料的行為是高度依賴于它們的組合物和使用條件。通過對小樣本進行了一系列的測試，他們發(fā)現(xiàn)的摩擦性能和耐磨性的材料相同的材料在改變負載，滑動速度，和溫度。在另一篇研究表明也鼓材料C一對制動摩擦學性能的影響由于在特定的熱容量和熱導率的變化。因此，當新的制動材料的開發(fā)，仍有必要進行實驗測試來表征在與滾筒的材料組合的李寧的材料。除此之外，它是已知的，壓力分布是不均勻的傳播由于鼓和制動蹄和動態(tài)效果的幾何偏差在制動表面。這意味著，對摩擦材料不能用于對全制動性能做出可靠的預測，小規(guī)模的試驗結果外推。因此，在大多數(shù)情況下的全面測試，得到的制動性能準確的信息的唯一選擇。 全面的測試設置 鼓式制動器的設置原則 在以往的研究中，建立了量化的摩擦行為在連續(xù)制動。3在這種情況下，局部摩擦強度的假想摩擦李寧段改變制動過程。這一過程稱為熱不穩(wěn)定moelastic（TEI）和原因，超過臨界速度，在摩擦諧波變化的穩(wěn)態(tài)制度。Tei可以通過有限元分析，準確的預測。4然而，在的情況下，塊下降和程序安全地降低負載后，短暫的政權是感興趣的區(qū)域，因為沒有達到穩(wěn)態(tài)政權。為此，一個新的安裝程序是用來模擬一個更好的方法塊下降現(xiàn)狀。 在新安裝的制動器進行了一系列的周期中，鼓是從服務速度慢下來休息。當然有一個現(xiàn)實的情況，應該有同等數(shù)量的能源消耗在一個周期為一個真正的安全停止。要獲得此，慣性系統(tǒng)的質量矩是這樣一種方式，在服務速度系統(tǒng)的動能將匹配的最大的能量被消耗在緊急情況下選擇。 在下面的文章中，首先，測試設置的詳細信息一起提交獲得摩擦系數(shù)計算方法。以后的兩種不同的制動李寧材料試驗數(shù)據(jù)將被討論。 測試設置的描述 正面設置的剖視圖示意圖顯示在圖1和2?？偟挠^點是建立在fig.3.the設置了包括應用和電氣安全制動釋放M 30型彈簧，其鼓（1）是由一個直流復合驅動（在100千瓦5000 rpm）電機（17）。制動力由彈簧施加（4）推動制動蹄對鼓（2）。李寧不同摩擦材料（3）可以被安裝在制動蹄在剎車試驗他們的行為。制動壓力可以通過螺栓調節(jié)彈簧壓縮（5）和可變化之間的0和16.6 N / cm2.the后者對應于最大制動力矩約10 kNm一COF之間的鼓和摩擦0.6.to李寧打開制動電磁閥（6）供電牽引部分（7）的左側和壓縮彈簧。 圖1原理前視圖的鼓式制動器設置 圖2示意剖面視圖的鼓式制動器設置 為了獲得一個系統(tǒng)，包含足夠的動能來模擬真實的塊的下降情況，驅動輪（8）是用來增加系統(tǒng)的慣性。鼓（1）和驅動輪（8）是由主軸進行（10）。驅動輪連接主軸使用兩個鎖緊組件（9）。主軸是由兩個自調心球軸承支承（11）是由一個彈性爪型聯(lián)軸器連接到直流電動機（12）。 滾筒和驅動輪具有相同的直徑30或760毫米。對不同的設置，旋轉部件在表1中給出的慣性矩。滾筒，驅動輪，與主軸貢獻最大的系統(tǒng)的慣性矩的部分。由于顎耦合，直流電動機的轉子旋轉和6公斤?M2慣性安裝其他旋轉部件必須加以考慮。這給設置一個總內TIA 95.1公斤?平方米在422 kJ的總動能在900轉的服務速度的時刻。因為總制動蹄的面積是0.28平方米，在每個制動周期的平均能量密度大約是1500 kJ / m2.in以前的研究severin5制動與25鼓散熱168 kJ在每個制動周期從900轉的服務速度開始被使用，提供約1100 kJ / m2.hence本研究建立的能量密度是可以申請一個更高的能量密度為材料，從相同的服務速度出發(fā)。 在制動周期，滾筒和驅動輪提出服務速度，而剎車是開放的。一旦達到900 rpm的速度，電機的功率開關合閘。當最后鼓來休息，制動打開再次和周期重復的。 在測試過程中，轉速的測量采用全站儀安裝在電動機和滾筒的表面溫度持續(xù)使用sp我- TEC 2005d紅外傳感器測量（見（18）圖）。控制系統(tǒng)的所有信號的測量，通過計算機進行與德克薩斯儀器bnc-2110數(shù)據(jù)采集卡和LabVIEW編程。速度，表面溫度和負荷傳感器的力被記錄在五個樣本的頻率/二。 為了制動轉矩測量，制動器是安裝在兩個傾斜的表面（13）和（14），可以看出在fig.1.these兩支撐在支撐面垂直于兩個建筑線A和B的鼓在逆時針方向旋轉的方式制作，在支持反應力（14）可以是負的。針對這種力的部分（15）存在時，其接觸面平行于接觸表面（14）。一個傳感器（16）與一個容量為20 kN安裝500毫米的滾筒旋轉的中心在制動過程中制動。將嘗試與滾筒轉動。傳感器將防止這種情況發(fā)生，將應用一個力FL（N）。由于傳感器是剛性的，實際的旋轉是非常小的剎車在傾斜的表面的位置（13）不會發(fā)生明顯變化。因此，在支撐反作用力在連接線A和B在fig.1.this對齊方式的反應力向量通過中心E的滾筒的旋轉和反力，不利于在力矩平衡這一點。計算摩擦系數(shù)的摩擦系數(shù)可從所施加的制動力矩MB計算，這可以從測得的傳感器FL表達在鼓的中心的力矩平衡力的計算（圖1）： MB = FL?0.500°FG?E（NM）（1） （N）的FG制動重力和E（M）的質量中心到滾筒的旋轉中心的偏心。制動器的引力常數(shù)，因為制動器的實際轉動很小，偏心率可以也被認為是恒定的。當制動是開放的，沒有施加制動力矩，但因其制動質量偏心，還有應用于傳感器的力。在這種情況下（MB = 0）公式1成 在佛羅里達州是一個測量值。通過這種方式為3136 nm的FG?E值被發(fā)現(xiàn)約1噸。隨著制動的質量，得到一個估計的偏心距0.31米。在計算產(chǎn)品的成品?E用。偏心率的估計值是只提到一個例子。 從制動力矩計算公式1，MB，COFμ可以在下面的部分解釋計算。如圖如圖4所示，制動壓力P（n／m2）乘以系數(shù)，在制動蹄表面綜合等于制動力矩MB： 從兩個制動鞋是現(xiàn)在式結果因子2可以簡化方程3。 因此，B制動蹄的寬度（0.300米），R制動鼓的半徑（0.380米），P平均制動壓力測試中（8.1 N /平方厘米= 8.1?104 N/m2）和α一制動蹄角的一半35°或0.611 RAD）。與上述數(shù)值方程成為一個制動循環(huán)過程在每個循環(huán)制動，滾筒和驅動輪被帶到900轉。這花了大約90秒。一旦鼓是在所要求的速度，數(shù)據(jù)采集開始2秒后制動器關閉。滾筒停兩秒鐘后，數(shù)據(jù)采集中斷和中斷后再次打開，循環(huán)重新開始。為了控制數(shù)據(jù)流和避免過量的數(shù)據(jù)記錄，數(shù)據(jù)記錄被中斷時，鼓了服務速度。均鼓溫度為摩擦襯片幾乎是一樣的。此外，它可以從圖6，COF顯示隨溫度略有增加觀察：COF開始在一個值為36的平均鼓溫度0.44°C和增加材料2觀察到的是一個價值約0.47.the相反的行為（圖7）。這里的COF下降隨著鼓溫度：在開始的COF = 0.47和平均鼓溫度27.2°C，而COF = 0.35的50次循環(huán)后。 圖3鼓式制動器設置 圖4示意圖的閘瓦壓力 圖5測量信號在一個制動循環(huán) 長期的測試系列 在長期的試驗，證實了這兩種材料的溫度依賴的動態(tài)。材料1的長系列試驗結果表明。又可以看出，COF的增加鼓溫度增加。值得注意的是，在25個周期短的中斷發(fā)生時，鼓溫度下降到約8°C. TEM - perature下降也清晰可見，在這個周期中COF路徑一滴。 材料2的長系列試驗結果表明該COF明確的減少與增加鼓溫度。即使對于李寧材料在鼓溫度和摩擦系數(shù)的最重要的變化發(fā)生在第一個30制動周期，一個小的變化出現(xiàn)在隨后的周期中，導致材料1輕微的COF的增加（0.49在250個周期）和2（COF材料略有減少0.31在250個周期）。 結論 創(chuàng)造工業(yè)制動器襯片真實的測試條件下，一種新的測試設置直徑尺寸制動的開發(fā)。從測量信號的制動襯片的摩擦系數(shù)可以計算。 在兩個不同的鼓式剎車片進行的試驗表明，第一李寧材料有COF，鼓溫度升高，而第二個李寧材料顯示了相反的行為。因為在COF的安全制動一個太大的減少會導致不安全的工作條件，第一材料應安全制動應用的首選材料。 畢業(yè)設計(論文)外文資料翻譯 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： B090207 姓 名： 王瑋東 學 號： B09020724 外文出處： J.VanWittenberghe 附 件： 1. 原文； 2. 譯文 2013年3月 畢業(yè)設計（論文）中期報告 題目：某中型貨車后輪制動器設計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 導 師 2013年 3月23日 一、設計（論文）進展狀況 開題以后，收集和整理資料，參閱部分收集到的資料，對所選課題有了進一步的認識。在中期報告中，指導老師給予我們必要的疑難解答。查閱與本課題相關的外文文獻，并對其進行翻譯。通過對文獻的查閱和研究，對論文命題有了較為全面的理解后，結合前人的研究成果，初步制定論文大體框架并進行制動器零件的選材、計算。如下： 1 設計要求 1.1 制動器的功能及設計要求 1.2制動器的分類 1.3混合動力汽車制動器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.4設計任務簡介 2 方案設計 2.1制動器的結構設計及選擇（選用領從蹄式制動器） 2.2制動器主要零件的結構形式（制動鼓、制動蹄、制動底板、支撐、凸輪式張開機構、制動間隙的調整方法及間隙調整機構） 2.3 制動器主要性能參數(shù)的計算（制動力與制動力分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩） 3 制動器的計算 3.1 鼓式制動器的設計計算及主要結構參數(shù)的確定（制動鼓內徑D、摩擦襯片寬度b和包角β、摩擦襯片起始角、制動器中心到張開力P作用線的距離a、制動蹄支承點位置坐標k和c、襯片摩擦系數(shù)f） 3.2制動器的設計計算（制動器因素計算）（制動驅動機構的設計計算：所需制動力計算、制動踏板力驗算、確定制動輪缸直徑、輪缸的工作容積、制動器所能產(chǎn)生的制動力計算）（制動蹄片上的制動力矩）（行車制動效能計算）（駐車制動的計算） 3.3制動器性能參數(shù)的驗算 3.4制動器工藝性分析 二、 存在問題及解決措施 1對論文所涉及的知識認識得不夠深刻，所以對命題的探討不夠深入 2對制動器相關數(shù)據(jù)的理解不是很深入。 3論文的各部分之間的銜接不夠強，有的地方缺少邏輯 三、 后期工作安排 1繼續(xù)加深對制動器相關知識的學習和理解。 2在現(xiàn)有論文的基礎上繼續(xù)完善論文。 3認真學習相關軟件，完成制圖。 4同時學習CAD，PROE等相關軟件為后面的畫圖做好準備。 5爭取在四月底完成論文初稿并交予指導老師審核，五月初定稿。 畢業(yè)設計(論文)開題報告 題目：某中型貨車后輪鼓式制動器設計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 導 師 程文冬 2012年12月24日 1 畢業(yè)設計（論文）綜述 1.1題目背景： 制動器是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的安全性和操控性。本課題根據(jù)某中型貨車的主要行駛參數(shù)和運動要求，對其后輪制動器進行整體結構設計，然后在三維軟件環(huán)境下實現(xiàn)對制動器虛擬模型的建立，最終實現(xiàn)汽車良好的制動性能，保證其安全性和操控性。[1] 1.2研究意義： 21世紀，汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一。[2]汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。汽車制動器作為汽車的重要組成具有使運動部件（或運動機械）減速、停止或保持停止狀態(tài)等功能的裝置，特別是汽車已成為社會普遍的交通工具，研究制動器對于汽車的安全駕駛具有重要影響。因此改進制動器機構、解決制約其性能的突出問題具有重要意義。[3] 1.3國內外相關研究情況： 制動器（brake staff）可以分兩大類，工業(yè)制動器和汽車制動器 汽車制動器又分為行車制動器（腳剎），駐車制動器（手剎）和平衡增力制動器在行車過程中，現(xiàn)在一般都采用新型的平衡增力制動器，因為平衡增力制動器在行駛過程中配合螺旋凹槽剎車鼓會使汽車在整個行駛過程中保持平衡狀態(tài)，并且剎車的穩(wěn)定性也是目前國內汽車制動器最好的一種，對重載汽車的駕駛員有著很好的保駕護航的作用。[4] 汽車設計者從經(jīng)濟與實用的角度出發(fā)，一般貨車采用了混合的形式，前輪盤式制動，后輪鼓式制動。由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%－80%，因此前輪制動力要比后輪大。貨車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用前輪盤式制動，后輪鼓式制動的方式。[5]典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸（制動分泵）、回位彈簧、定位銷等零部件組成。 長期以來，為了發(fā)揮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改進一直在進行中，尤其對鼓式制動器的工作過程和性能計算分析方法的研究受到高度重視。鼓式制動器除了成本比較低之外，還有一個好處，就是便于與駐車（停車）制動組合在一起，凡是后輪為鼓式制動器的汽車，其駐車制動器也組合在后輪制動器上,這是一個機械系統(tǒng)，它完全與車上制動液壓系統(tǒng)是分離的。這些研究的重點在于制動器結構和實際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)定性的影響，取得了一些重要研究成果，得到一些比較可行、有效地改進措施，制動器的性能已有一定程度的提高。[6] 圖1 鼓式制動器基本結構圖 2 本課題研究的主要內容 2.1 主要內容： 第一章 鼓式制動器的概述及結構形式選擇。[7] 1.1鼓式制動器的形式結構 1.2鼓式制動器按蹄的屬性分類 第二章 制動系主要參數(shù)及其選擇計算[8] 2.1制動力與制動力分配系數(shù) 2.2同步附著系數(shù) 2.3制動器最大制動力矩 2.4鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 第三章 制動器的設計計算 3.1領從蹄式制動器的計算 3.2 制動驅動機構的設計計算 3.3制動蹄片上的制動力矩 3.4制動蹄上的壓力分布規(guī)律 3.5摩擦襯片的磨損特性計算 3.6制動器的熱容量和溫升的核算 3.7行車制動效能計算 3.8駐車制動的計算 第四章 制動器的主要零件的結構計算 4.1制動鼓 4.2制動蹄 4.3制動底板 4.4制動蹄的支承 4.5制動輪缸 4.6摩擦材料 4.7制動器間隙 2.2采用的研究方案、研究方法或措施： (1) 了解汽車制動系統(tǒng)的現(xiàn)狀，熟悉其發(fā)展狀況、詳細構造和工作原理；[9] (2) 根據(jù)解放單橋平板運輸車的主要參數(shù)，對其制動系統(tǒng)的操縱機構進行結構設計，實現(xiàn)汽車的制動功能并滿足要求；[10] (3) 運用Auto CAD軟件繪制總裝配圖。運用AUTO CAD設計軟件繪制裝配圖與主要零件圖； (4) 運用三維設計軟件（如Pro/e）進行主要零部件設計與裝配； 本次設計解放 J6L中卡的基本參數(shù)見圖2 基本參數(shù) 后輪輪距 1800 mm 扭矩 560N·m 軸距 5300 mm 發(fā)動機最大輸出功率 118KW 后輪輪胎型號 9.00R20 最高車速 96 KM/h 圖2 3 本課題研究的重點及難點，前期已開展工作 3.1重點及難點： (1) 重點掌握鼓式制動器的工作原理以及動力傳遞路線；[11] (2) 了解制動器操縱機構的功能與要求、構造形式及操縱原理；[12] (3) 運用三維軟件建立制動器的三維模型并進行裝配。 3.2前期已開展工作： 在撰寫開題報告之前已在圖書館等查閱了大量關于汽車制動器方面的書籍、期刊和手冊，并且在互聯(lián)網(wǎng)上搜索了一些汽車制動器及其零部件的視頻、圖片和文字等信息，通過進行了這些前期工作，使我對汽車制動器的功用、結構和工作原理都有了進一步的了解和認識，相信能比較成功地完成這次畢業(yè)設計。[13] 4 完成本課題的工作方案及進度計劃（按次填寫）： 第1周：消化課題題目，收集資料，明確設計的任務及要求；[14] 第2-3周：撰寫開題報告； 第4-8周：確定設計方案,熟悉AutoCAD軟件和三維建模軟件； 第9-11周：設計計算制動器的主要零部件；[15] 第12-13周：運用Auto CAD軟件繪制總裝配圖。運用AUTO CAD設計軟件繪制裝配圖與主要零件圖； 第14-15周：運用三維設計軟件（如Pro/e）進行主要零部件設計與裝配； 第16周：進行畢業(yè)設計總結，編寫畢業(yè)設計論文，并作好答辯的準備。 5.指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見） 指導教師： 年 月 日 6.所在系審查意見： 系主管領導： 年 月 日 參考文獻 [1] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M]：設計篇.北京：人民交通出版社，2006. [2] 張義民.汽車零部件可靠性設計[M].北京:北京理工大學出版社, 2000. [3] 毛智東，王學林，胡于進.鼓式制動器接觸分析［J］.華中科技大學學報：自然科學版，2002，3 （7）：71-73. [4] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M]：基礎篇.北京：人民交通出版社, 2006. [5] 唐善政.汽車驅動橋噪聲的實驗研究與控制[J].汽車科技,2000:14-24. [6] 王國權，龔國慶.汽車設計課程設計指導書[M].北京:機械工業(yè)出版社，2010. [7] 陳家瑞.汽車構造（下）[M].北京:機械工業(yè)出版社，2009. [8] 王望予，吉林大學.汽車設計[M].北京:機械工業(yè)出版社，2011. [9] 濮良貴，紀名剛.機械設計[M].第八版.北京.高等教育出版社, 2006. [10] 黃其柏,周明剛,王　勇.基于遺傳算法的鼓式制動器結構參數(shù)優(yōu)化設計[J].機械制造, 2006, 44(11): 24-26. [11] A.Czinczel,A.Stegmanier. Braking Systems with ABS for Passenger Cars.Bosch Co Ltd. [12] John Fenton. Handbook of Automotive Powertrains and Chassis Design. London and Bury st Edmunds,UK:Professional Engineering Publishing Limited,1998. [13] Rodolf Limper. Brake Design ang Safety (Second Edition).Warrendale,PA,USA:SAE,lnc,1998. [14] A.Czinczel,A.Stegmanier. Braking Systems with ABS for Passenger Cars.Bosch Co Ltd. [15] 羅明軍，謝亞清.基于ANSYS鼓式制動器有限元模型的建立與分析. 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：解放牌中型貨車后輪鼓式制動器設計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 導 師 2013年 5月 解放牌中型貨車后輪鼓式制動器設計 摘 要 鼓式制動也叫塊式制動，現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內張式，它的制動蹄位于制動輪內側，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內側，達到剎車的目的。 制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災嚴重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄—鼓式制動器。本設計就摩擦式鼓式制動器進行了相關的設計和計算。在設計過程中，以實際產(chǎn)品為基礎，根據(jù)我國目前進行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結合理論設計的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術要求，確定制動器的結構形式、制動器主要參數(shù)及其選擇，然后計算制動器的最大制動力矩、同步附著系數(shù)、制動力與制動力分配系數(shù)、制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)等，并在此基礎上進行制動器主要零部件的結構設計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。 關鍵詞：鼓式制動器；制動力；最大制動力矩；結構參數(shù)；摩擦系數(shù) 1 The design of jiefang medium-sized truck rear wheel drum brake Abstract Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes. In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters and their choice, and then calculate the maximum braking torque of brake, the synchronous adhesion coefficient and brake force and brake force distribution coefficient, the structural parameters of the brake and friction coefficient, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping. KeyWords:drumbrake; braking force; maximum braking torque; Structure parameters; the coefficient of friction 1 目 錄 1 緒論 1 1.1汽車制動器發(fā)展的概況 1 1.2研究制動器系統(tǒng)的意義 2 1.3制動系應滿足的要求 2 1.4本設計要完成的內容 2 2 鼓式制動器的結構形式與選擇 3 2.1鼓式制動器的結構形式 4 2.1.1領從蹄式制動器 4 2.1.2雙領從蹄式制動器 4 2.1.3雙向雙領從蹄式制動器 4 2.1.4單項增力式制動器 5 2.1.5雙向增力式制動器 5 3 制動器的主要參數(shù)及其選擇 6 3.1制動力與制動力分配系數(shù) 6 3.2同步附著系數(shù)的計算 10 3.3制動器最大制動力矩 11 3.4制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 12 4 制動器的主要零件的結構計算 15 4.1制動鼓 15 4.2制動蹄 15 4.3制動底板 15 4.4支承 16 4.5制動輪缸 16 4.6摩擦材料 16 4.7制動器間隙的調整方法及相應機構 16 4.8液壓驅動機構的設計與計算 17 4.9制動器的校核 17 5 結論 19 致 謝 20 1 參考文獻 21 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 22 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 23 附錄1 24 附錄2 25 1 1 緒論 1.1汽車制動器發(fā)展的概況 從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演者至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)的越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構形式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣-液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，已達到車輛制動減速，或制止停車的目的。 伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車制動系統(tǒng)發(fā)生了很大的變化，出現(xiàn)了很多新的結構形式和功能形式。新型制動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結構形式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內燃機，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是利用電動真空泵為真空助力器提供真空。汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結構形式變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大的變化[1]。 1.2研究制動系統(tǒng)的意義 制動系統(tǒng)是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據(jù)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，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45％?？梢姡苿酉到y(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)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(jīng)濟效益的重要因素[2]。 近年來，我國出版過一些汽車制動方面的專著，但從數(shù)量上和深度上都遠遠不能滿足汽車工業(yè)及汽車運輸業(yè)發(fā)展的要求。特別是在汽車制動系統(tǒng)的開發(fā)設計方面與汽車發(fā)達國家相比水平差距甚遠，這是因為我國很長時間主要設計制造載貨汽車，許多尖端技術問題對我們來說迄今還不太了解。所以對于研究設計制動器來說，在我國有著非常重要的影響[3]。 1.3制動系應滿足的要求 （1）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。 （2）工作可靠，汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30％；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 （3）制動效能的散熱性和導熱性要好，且制動時的操縱穩(wěn)定性好[4]。 1.4本設計要完成的內容 根據(jù)解放牌中型貨車的主要參數(shù)，對其制動系統(tǒng)的制動機構進行結構設計，實現(xiàn)汽車的制動功能并滿足制動性要求，運用Auto CAD軟件繪制制動器總裝配圖以及主要部件的零件圖，利用Pro/E軟件對制動器進行建模、裝配,并撰寫畢業(yè)設計論文。 2 2 鼓式制動器的結構形式與選擇 2.1鼓式制動器的結構形式 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動效能、制動鼓的平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 圖2.1制動器的結構形式圖 制動蹄按其張開時的旋轉方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄[4]。 鼓式制動器的各種結構形式如圖2.2a-f所示。 圖2.2 鼓式制動器簡圖 （a） 領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；(d)雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 2.1.1領從蹄式制動器 領從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式、楔塊式、曲柄式和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅動。當張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊都是浮動的時，也能保證兩蹄張開力相等，這時的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。 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和倒車時的制動性能不變，結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。 2.1.2雙領蹄式制動器 當汽車前進時，若兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙領蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向雙領蹄式制動器。 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。中級轎車的前制動器常采用這種形式，這是由于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，采用這種結構作為前輪制動器并與領從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它所以不同于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅動機構，但便于布置雙回路制動系統(tǒng)。 2.1.3雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙向雙領蹄式制動器。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上或其他張開裝置的支座上。當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側活塞或其他張開裝置的兩側均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉過一小角度，使兩制動蹄的轉動方向均與制動鼓的旋轉方向一致；當制動鼓反向旋轉時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄，故稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種制動器在汽車前進和倒退時的性能不變，故廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后輪。但用作后輪制動器時，需另設中央制動器。 2.1.4單向增力式制動器 7 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。 當汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉過一小角度，進而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2~3倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。 2.1.5雙向增力式制動器 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用得較多，而且往往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通過制動輪缸產(chǎn)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繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正、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不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 以上介紹的各種輪缸式制動器各有利弊。就制動效能而言，在基本結構參數(shù)和輪缸工作壓力相同的條件下，自增力式制動器由于對摩擦助勢作用利用等最為充分而居首位，以下依次為雙領蹄式、領從蹄式、雙從蹄式。但蹄鼓之間的摩擦因數(shù)本身是一個不穩(wěn)定的因素，隨制動鼓和摩擦片的材料、溫度和表面狀況的不同，可在很大范圍內變化。自增力式制動器的效能對摩擦因數(shù)的依賴性最大，因而其效能的熱穩(wěn)定性最差。此外，在制動過程中，自增力式制動器制動力矩的增長在某些情況下顯得過于急速。雙向自增力式制動器多用于轎車后輪，原因之一是便于兼充駐車制動器。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的后輪，因倒車制動時對前輪制動器效能的要求不高。 考慮到制動器的效能因數(shù)和制動器效能的穩(wěn)定性，且領從式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調整，便于附裝駐車制動裝置，所以本設計采用領從蹄式制動器[5]。 3 制動器的主要參數(shù)及其選擇 制動器設計中需要預先給定的整車參數(shù)有：汽車軸距L＝5300mm單位；汽車滿載時總質量16000 kg；空載時總質量5500 kg；空載時軸荷分配65％/35％；滿載時軸荷分配60％/40％；而對汽車制動性能有著重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動器因數(shù)等。 3.1制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角度ω>0的車輪，其力矩平衡方程為 Tf—FBre=0 （3.1） 式中：Tf—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N·m。 FB—地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N。 re—車輪有效半徑，m。 令Ff=Tf/re （3.2） 并稱之為制動器制動力，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。Ff與地面制動力FB的方向相仿，當車輪角速度ω>0時，大小亦相等，且Ff僅有制動器結構參數(shù)所決定。即Ff決定于制動器結構形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大Tf，F(xiàn)f和FB均隨之增大。但地面制動力FB受附著條件的限制，其值不可能大于附著力Fφ，即 FB≤Fφ=Zφ （3.3） 或FBmax=Fφ=Zφ （3.4） 式中：φ—輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z—地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力Ff和地面制動力FB達到附著力Fφ值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩Tf即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而Ff=Tf/re 即成為與FB相平衡以阻值車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到ω=0以后，地面制動力FB達到附著力Fφ值后就不再增大，而制動氣制動力Ff由于踏板力Fp增大使摩擦力矩Tf增大而繼續(xù)上升（見圖3.1） 圖3.1 制動器制動力 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1,Z2為： Z1= Z2= （3.5） 式中：G —汽車所受重力，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； hg —汽車質心高度，mm； φ —附著系數(shù)。 取一定值附著系數(shù)φ=0.8；所以在空載、滿載時式（3.5）可得前后制動反力Z為以下數(shù)值。 在本設計中，解放牌貨車在滿載時的數(shù)據(jù)如下： 軸距L=5300 mm，質心距前軸的距離L1=L×40%= 2120mm，L2=L-L1=3180mm,汽車所受的重力G=mg=16000×9.8=15680N，同步附著系數(shù)φ=0.6，汽車滿載時的質心高度hg=2650×40%=1060 mm。 故滿載時：Z1==11289.6N Z2==4390.4 N 在本設計中，解放牌貨車在空載時的數(shù)據(jù)如下： 軸距L=5300 mm，質心距前軸的距離L1=L×35%=1855mm，L2=L-L1=3445 mm,汽車所受的重力G=mg=5880×9.8=5762.4N，同步附著系數(shù)φ=0.6，汽車滿載時的質心高度hg=2650×35%=927.5mm。 故空載時：Z1==4350.612 N Z2==1411.788 N 圖3.2 制動時的汽車受力圖 汽車總的地面制動力為： FB=FB1+FB2==Gq （3.6） 式中：q(q=)—制動強度，亦稱比減速度或比制動力； FB1，F(xiàn)B2—前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前、后車輪附著力為： Fφ1= Fφ2= （3.7） 有已知條件及式（3.7）可得前、后車輪附著力即地面最大制動力為： 故滿載時：Fφ1=×0.6= 6773.76N Fφ2=×0.6=2634.24N 空載時：Fφ1=×0.6=2610.3672N Fφ2=×0.6=847.0728 N 上式表明：汽車附著系數(shù)φ為任一確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力FB的函數(shù)，當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后的周和分配，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； 9 （3） 前、后輪同時抱死拖滑[6]。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（3.6），（3.7）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 Ff1+=FB1+FB2=G Ff1/Ff2=FB1/FB2= （3.8） 式中 Ff1—前軸車輪的制動器制動力，F(xiàn)f1=FB1=； Ff2—后軸車輪的制動器制動力，F(xiàn)f2=FB2=； FB1—前軸車輪的地面制動力； FB2—后軸車輪的地面制動力； ，—地面對前，后軸車輪的法向反力； G —汽車重力； ，—汽車質心離前，后軸距離； —汽車質心高度。 由式（3.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 由式（3.8）中消去，得 （3.9） 式中：L —汽車的軸距。 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) == （3.10） 聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得 = 帶入數(shù)據(jù)得滿載時： ==0.72 空載時： ==0.76 由于在附著條件限定的范圍內，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周緣力，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，故應采用結構簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)，見圖3.3。 圖 3.3 某載貨汽車的I曲線與線 3.2同步附著系數(shù)的計算 由式（3.7）可得表達式 （3.11） 上式在圖3.3中是一條通過坐標原點且斜率為（1-β）/β的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為β的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。圖中β線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)＝，則稱β線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結構參數(shù)所決定。 同步附著系數(shù)的計算公式是： = （3.12） 由已知條件可得： 滿載時：= ==0.6 空載時：φ'0= ==0.62 根據(jù)設計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)φ'0和應在下列范圍內：轎車：0.65~0.8；輕型客車、輕型貨車：0.55~0.70；大型客車及中重型貨車：0.45~0.65。 故所得同步附著系數(shù)滿足要求。 3.3制動器最大制動力矩 為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。最大制動力是在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成正比。由式（3.8）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后同時抱死時的制動力之比為： （3.13） 式中：L1 ，L2—汽車質心離前、后軸距離； φ0—同步附著系數(shù)； hg—汽車質心高度。 通常，上式的比值約為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 （3.14） （3.15） 式中：Ff1—前軸車輪的制動氣制動力，F(xiàn)f1=φZ1; Ff2—后軸車輪的制動氣制動力，F(xiàn)f2=φZ2; Z1—作用于前軸車輪上的地面法向反力； Z2—作用于后軸車輪上的地面法向反力； re—車輪有效半徑。 根據(jù)市場上的大多數(shù)中型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB9744-2007：選取的輪胎胎型175/70R 16。由GB2978可得有效半徑re=403.2 mm。 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)φ0值的汽車，為了保證在φ>φ0的良好的路面上能夠制動到后輪和前輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為： （3.16） （3.17） 式中：φ—該車所能遇到的最大附著系數(shù)； re—車輪有效半徑。 在本設計中，中型貨車在滿載時的數(shù)據(jù)如前所述，代入式（3.16）(3.17)中，得： ＝1977.93792 N·m ＝3288.284532 N·m 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。 3.4制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 在有關的整車總布置參數(shù)和制動器的結構型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數(shù)進行初選[7]。 圖3.6 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 3.4.1制動鼓直徑或半徑 當輸入力F一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩亦越大，散熱性能亦越好。但直徑D的尺寸受到輪轂內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸掛質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪轂之間應有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不應小于20~30 mm,以利于散熱通風，也可避免由于輪轂過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪轂的尺寸即可求得制動鼓直徑D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為： 轎車：＝0.64~0.74 貨車：＝0.70~0.83 轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125 mm~150 mm。 載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80 mm~100 mm。 本次設計后輪胎型號：175/70R16 由表3.1《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》可得制動鼓最大內徑為320mm，本次設計去D=300mm。 表3.1 （QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》） 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20,22.5 制動鼓最大直徑/mm 轎車 180 200 240 260 - - 貨車 220 240 260 300 320 420 3.4.2制動蹄摩擦襯片的包角和寬度 摩擦稱片的包角β可在β＝90°~120°范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角β＝90°~100°時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小β雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。β一般也不宜大于120°，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。選取β＝120°。 摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，減少磨損，但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2.5 MPa，國 13 家標準QC/T309-1999選取摩擦襯片寬度b=100mm。 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汽車總質量的增大而增大，如表3.2所示。而單個摩擦襯片的摩擦面積Ap又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角β，即 Ap=Rbβ （3.15） 式中β是以弧度為單位，當Ap,R, β確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。見表3.2 表3.2制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量Ga/kN 單個制動器總的襯片摩擦面積∑A/cm2 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（多為600~1200） 故摩擦襯片的摩擦面積Ap=150×100×120×3.14/180° mm2= 314cm2 ，單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=628cm2，如表3.1所示，摩擦襯片寬度b的選取合理[8]。 3.4.3摩擦襯片起始角 一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令＝90 °－。有時為了適應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。得＝30°。 3.4.4張開力的作用線至制動器中心的距離 在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計可暫定a＝0.8R左右。取a＝110 mm。 3.4.5制動蹄支承中心的坐標位置 制動蹄支承中心的坐標尺寸k應盡可能地小，以使尺寸c盡可能大，初步 設計可暫定c＝0.8R左右。取c＝110 mm，k＝20 mm。 3.4.6摩擦片摩擦系數(shù) 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)定性更好，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，后者對蹄式制動器是非常重要的。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0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性越差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)f＝0.35~0.40。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f＝0.37可使計算結果接近實際。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[9] 。本設計取摩擦系數(shù)f＝0.30。 4 制動器主要零件的結構設計 4.1制動鼓 中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用。鑄鐵內鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這鐘內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質量。本設計中采用HT200[10]。 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明。壁厚從11 mm增至20 mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚，轎車為7~12 mm。中、重型貨車為13~18 mm。取壁厚為14 mm，制動鼓在閉口一側可開小孔，用于檢查制動器間隙[11]。 本設計制動鼓壁厚為13mm。 4.2制動蹄 制動蹄采用采用（可鍛鑄鐵）鑄造制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3~5mm，貨車的約為5~8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5~5mm，貨車多在8mm以上。 制動蹄和摩擦片可以鉚接，也可以粘接。粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨損的厚度較大，其缺點是工藝較復雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。 故選用鉚接。 4.3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，應保證各安裝零應有足夠的剛度。 故選用由鋼板沖壓成型的制動底板并且有凹凸起伏的形狀。 4.4支承 二自由度制動蹄的支承，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（QT400-1－18）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。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄地正確安裝位置，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，以保持制動蹄的位置[12]。 本設計中采用偏心支承銷。 4.5制動輪缸 采用活塞式制動蹄張開結構。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制成?；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。輪缸的工作腔由靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封[13]。 4.6摩擦材料 制動摩擦材料應具有高而穩(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；材料的耐磨性能好，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。 目前在制動器中普遍采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘接劑、調整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的擾性較差，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制成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其擾性好，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(shù)（f=4.0以上），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的汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。 粉末冶金摩擦材料是以鐵粉或銅粉為主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退性能和抗水衰退性能好，但造價高，適用與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[14]。 綜上所述，故選用編織材料。 4.7制動器間隙的調整方法及相應機構 26 制動鼓（制動盤）與摩擦片（摩擦襯片）之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓（制動盤）能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.2~0.5mm；盤式制動器的為0.1~0.3mm。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?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過實驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦片（襯塊）的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構[15]。 故選用楔塊式自動調整機構。 4.8液壓驅動機構的設計與計算 (1) 制動輪缸直徑d的確定 制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力F0與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關系為： (4.1) 制動管路壓力不超過10~12MPa，取p=12MPa，得d=24.5mm。又因為輪缸直徑d應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，故取d=25mm。 （2）制動主缸的直徑d0的確定 第i個輪缸的工作容積為： (4.2) 式中：di為第i個輪缸活塞的直徑； n為輪缸中活塞的數(shù)目； δi為第i個輪 。 在初步設計時，對鼓式制動器可取δi=2~2.5mm。 所有輪缸的總工作容積為： (4.3) Vi=981 mm 式中：m為輪缸的數(shù)目。 所以V=4Vi=2943mm 制動主缸應有的工作容積為： (4.4) 式中：為制動軟管的容積變形。 在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為： V0=1.1V （轎車）； V0=1.3V （貨車）。 主缸活塞行程S0和活塞直徑d0可用下確定： (4.5) 一般S0=（0.8~1.2）d0，?。篠0=1.2d0，d0=28.86mm。又因為主缸直徑d0應在標準規(guī)定尺寸系列中選取，故取d0=30mm。 （3）制動踏板力Fp 制動踏板力Fp用下式計算： (4.6) 式中：ip為踏板機構的傳動比； η為踏板機構及液壓主缸的機構效率，可取η=0.82～0.86 其中：制動踏板杠桿比一般為3.5到4.65之間ip=291/(291-217) =4，(說明：由制動踏板設計圖得)。管路壓力不大于10~12Mpa。選裝合適的真空助力裝置可以使踏板力F<700N。 制動踏板力應滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車），故滿足要求[16]。 4.9制動器的校核 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的： T=mg=0.3×2.032×480×9.8=2867.5584 N·m； ——車輪有效半徑； m——后軸質量； ——摩擦系數(shù)； =3288.284532 N·m>2867.5584 N·m。 因此后輪最大制動力矩符合要求。 5 結論 致 謝 參考文獻 [1] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊（設計篇）[M].北京:人民交通出版社,2001. 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Ivanov Study of hysteresis of disk brake mechanism for heavy-duty vehicles [J]. Belarus National Technical University Journal of Friction and Wear Springer Journal. 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 附錄1 主 要 符 號 表 Tf 制動器對車輪作用的制動力矩 FB地面作用于車輪上的制動力 re 車輪有效半徑 φ 輪胎與地面間的附著系數(shù) Z 地面對車輪的法向反力 G 汽車所受重力L 汽車軸距 L1 汽車質心離前軸距離 L2 汽車質心離后軸距離 hg 汽車質心高度 φ 附著系數(shù)。 L 軸距 q制動強度 L1 質心距前軸的距離 hg 汽車滿載時的質心高度 FB2 后軸車輪的地面制動力 Ff1前軸車輪的制動氣制動力 Ff2 后軸車輪的制動氣制動力 FB1前軸車輪的地面制動力 G 汽車重力 L2 汽車質心離后軸距離； D制動鼓直徑 Dr 輪輞直徑 摩擦襯片起始角 個輪缸活塞的直徑 m輪缸的數(shù)目 Fp 制動踏板力 Tf制動器的摩擦力矩 R 制動鼓或制動盤的作用半徑； F輸入力 單元法向的合力 摩擦力的作用半徑 δ 汽車回轉質量換算系數(shù) mα 汽車總質量 汽車制動初速度與終速度 j 制動減速度 t 制動時間 前、后制動器襯片的摩擦面積 β 制動力分配系數(shù) 單個制動器的制動力矩 汽車總質量 R 制動鼓半徑 A 單個制動器的襯片摩擦面積 附錄2 三維建模 圖1 制動器總成圖 圖2 輪缸裝配圖 圖3 制動底板 圖4 制動蹄摩擦片總成圖 圖5 制動鼓 圖6 主缸