某轻型货车鼓式制动器设计含三维CATIA模型

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 目 录 摘要 4 Abstract 5 1 前言 6 1.1设计的目的和意义 6 1.2国内外发展概况及存在意义 7 1.3设计的指导思想 7 1.4设计需达到的目的 8 2 制动器的结构选择及方案分析 9 2.1制动器的结构形式的选择 9 2.2鼓式制动器按蹄的属性分类 10 2.2.1领从蹄式制动器 10 2.2.2单向双领蹄式制动器 11 2.2.3双向双领蹄式制动器 11 2.2.4单向增力式制动器 11 2.2.5双向增力式制动器 12 3 制动系的主要参数及其选择 14 3.1制动力与制动分配系数 14 3.2同步附着系数 19 3.3制动器的最大制动力矩 21 3.4鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 22 3.4.1制动鼓内径D 22 3.4.2制动蹄摩擦衬片的包角β及宽度b 23 3.4.3摩擦衬片起始角β0 25 3.4.4衬片摩擦系数f 25 3.4.5制动器中心到张开力P作用线的距离a 25 3.4.6制动蹄支承点位置坐标k和c 25 4 制动器的设计计算 26 4.1制动器因素计算 26 4.2制动蹄片上的制动力矩 27 4.3制动蹄摩擦片的压力分布规律 31 4.4摩擦衬片的摩擦特性计算 33 4.5制动器的热容量和温升的核算 34 4.6行车制动效能计算 35 4.7驻车制动计算 37 5 制动器主要零件的结构设计 38 5.1制动鼓 38 5.2制动蹄 39 5.3制动底板 39 5.4制动蹄的支承 40 5.5制动轮缸 40 5.5.1制动轮缸直径与工作容积 40 5.5.2制动轮缸的活塞宽度 42 5.5.3制动轮缸筒的壁厚 42 5.6制动器间隙的调整方法及相应机构 42 5.7制动摩擦衬片 43 5.8制动主缸 44 5.8.1制动主缸直径与工作容积 44 5.8.2制动主缸活塞宽度 45 5.8.3制动主缸筒的壁厚 45 5.9制动踏板力与踏板行程 46 5.10制动蹄支承销剪切应力计算 48 5.11主要零部件的加工工艺 49 5.11.1制动鼓 49 5.11.2摩擦衬片 49 5.12工艺尺寸链的计算 50 6 三维建模 51 结论 55 总结与体会 56 谢辞 57 参考文献 58 某轻型货车鼓式制动器设计 摘 要 制动系统在汽车安全行驶中起着举足轻重的作用，如果失效将会造成严重的后果。制动系统的主要部件就是制动器，在现代汽车上仍然广泛使用的是具有较高制动效能的鼓式制动器。 本设计是在参考车型SC1026DAN4轻型载货汽车的基础上，对制动器进行的一系列设计。制动器的选择是经查阅资料并考虑到制动效能及稳定性等因数后，选择了领从蹄式制动器。其中根据参考车型的整车参数和技术要求，确定制动器的结构形式及制动器主要参数，然后计算制动器的制动力矩、制动蹄上的压力分布、制动效能因数、耐磨损特性、制动踏板力与踏板行程、制动温升以及对制动器相关部件的校核等，并在此基础上进行制动器主要零部件的结构和布置设计。最后，绘制其装配图和零件图。 关键词：汽车，鼓式制动器，制动力矩，制动效能因数 The design of drum brake for a light truck Abstract Braking system plays an important role in vehicle safety driving, and if it failed, will cause serious consequences. The main components of the braking system is the brake, drum brakes witch has high brake efficiency is still widely used in modern cars. This design is based on the reference models SC1026DAN4 light truck, and has a series of design for the brake. The choice of the brake is after checking the data and considering the braking efficiency and stability factor, and then chose the collar shoe brake. Which according to the vehicle parameters and technical requirements for the reference model to determine the brake structure and main parameters of the brake, and then calculate the brake braking torque, the pressure distribution on the brake shoes, brake effectiveness factor, wear-resistant features, system pedal force and the pedal stroke, brake and brake temperature checking and other related components, and then structural design and arrangement of the main components of the brake. Finally, draw its assembly drawings and part drawings. Key words：cars, drum brakes, brake torque, braking efficiency factor 1 前言 1.1 设计的目的和意义 随着社会的进步，汽车已成为日常生活工作中重要的工具，在人们经济生活中有重要的作用。但汽车的增多，造成的交通意外也随之增多。除人为缘故外，在由车辆本身质量问题造成的事故中，制动系统故障造成的高达事故总数的45%。所以，提高它的设计制造水平具有很重要的意义。 近年来，国内外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性，如ABS技术等，而对制动器本身的研究改进较少。然而，对汽车制动过程的控制效果最终都须通过制动器来实现，现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。 表1.1 鼓式制动器与盘式制动器优缺点比较[1] 优点 缺点 鼓 式 制 动 器 非常高的制动效能因数 制动效能的稳定性较差 具有多种不同性能的可选结构型式 摩擦副的压力分布均匀性也较差 制动效能因数的选择范围很宽 衬片磨损不均匀 可设计性强 摩擦副局部接触，易使制动器制动力矩发生较大的变化 对各种车的制动性能要求适应面宽 盘 式 制 动 器 制动效能稳定性和散热性好 摩擦副的工作压强和温度高 摩擦副的压力分布较均匀 制动效能因数很低 对摩擦材料的热衰退较不敏感 制动盘易被污染和锈蚀 结构较简单 作后轮制动器时不易加装驻车制动机构 维修较简便 所以，如今汽车上急切地需要一种克服这些不足之处的先进制动器，它不仅可以完全发挥鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时具有盘式制动器摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定等优点。 1.2 国内外发展概况及存在的问题 目前很多发动机排量较小的中低档车型，其制动系统大多采用“前盘后鼓式”，比如常见的大众捷达、长安铃木奥拓、东风悦达起亚千里马以及上海通用赛欧等。另外，鼓式制动器还用在一系列货车上。所以，鼓式制动器的设计制造水平很重要。鼓式制动又叫块式制动，是因为制动块在压紧轮来实现减速制动的。鼓式制动器是早期设计的制动系统，还没有出现盘式制动器时，已广泛用于各类汽车上。 另外，近年来则出现了一些全新的制动器结构形式，如磁粉制动器、湿式多盘制动器、电力液压制动臂型盘式制动器等。对于关键磁性介质——磁粉，选用了抗氧化性强、耐磨、耐高温、流动性好的军工磁粉；磁毂组件选用了超级电工纯铁DT4，保证了空转力矩小、重复控制精度高的性能要求；在热容量和散热等方面，采用了双侧带散热风扇，设计了散热风道等，使得该技术有着极好的应用前景[2]。 长期以来，要尽量发挥鼓式制动器的重要优点，一直在进行克服其缺点的研究和技术改造，尤其是针对制动器在工作过程和性能计算分析的研究。这些工作针对的重点是制动器结构和在实际使用过程因素条件下对制动器的效能及其稳定性等的影响。最后，取得了一些重要的研究成果，得到了一些有可行性以及有用的改进措施，从而对于制动器的性能也有了一定程度的提高。 1.3 设计的指导思想 汽车的制动系统种类形式多样，传统的结构型式有机械式、气压式、液压式、气液混合式。它们的工作原理大体都一样，都是通过制动装置，在工作时发生的摩擦热来慢慢消耗车辆的动能，以至车辆制动减速，或停车。制动器是制动系的主要组成部分，而鼓式制动器包括领从蹄、双领蹄、双从蹄、双向自增力型等不同的结构型式[2]。 鼓式制动器的设计计算是汽车设计工作的主要内容之一，它也是在汽车行驶过程中比较容易损耗的一个部分。本次设计中，需要根据设计车型的特点，查找大量的图书、文献资料等信息，进行鼓式制动器的结构方案设计，提高制动器的工作性能等。 1.4 设计需达到的目的 根据参考车型的特点，合理计算该车型制动系统制动力及制动器最大制动力矩、鼓式制动器的结构形式及选择、鼓式制动器主要参数的计算与确定、摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算、制动力矩的计算与校核，完成鼓式制动器零件图以及装配图的绘制、设计合理性的分析和评价等。 经过整理已经有的设计，然后浏览大量文献，来熟悉机械设计的基本步骤和要求，以及机械制图的步骤和标准；掌握鼓式制动器总成的相关设计方法，巩固汽车设计相关知识；精通AUTO CAD，CATIA等制图软件来进行基本的建模和制图，同时提高分析问题及解决问题的能力。然后，将各种设计方法相互融合，对于不同的设计内容分别使用不同的设计方法，来达到该设计过程的方法优化、设计结果精益求精的效果。 2制动器的结构选择及方案分析 汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，即利用旋转元件和固定元件两个工作表面间的摩擦产生的制动力矩来使汽车减速或停车。 2.1 制动器的结构型式的选择 不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同；（2）张开装置的形式和数量不同；（3）制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄的数量有差别，并使制动效能不一样。按制动蹄张开时其和制动鼓的转动方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开时的转动与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。 鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2.1），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。 图2.1 鼓式制动器简图 （a）领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）单向双领蹄式； （d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向増力式 2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类 2.2.1 领从蹄式制动器 如图2.1（a），（b）所示，若图上的旋转箭头代表汽车前进时的制动鼓的旋转方向（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改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调。这种当制动鼓正，反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。由图2.1（a），（b）可见，领蹄所受的摩擦力矩使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故称为增势蹄；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。 领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式（见图2.1（a）），锲块式，曲柄式和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的（见图2.1（b））。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式，锲块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动锲块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。 根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不同的结构方案，如图2.2所示 图2.2 领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动） （a）一般形式；（b）单固定支点；（c）双固定支点；（d）浮动蹄片； 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和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作货车前、后轮以及轿车后轮制动器[3]。 2.2.2 单向双领蹄式制动器 当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向为单向双领蹄式制动器。如图2.1（c）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为对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。 该制动器有高的正向制动效能，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。 2.2.3 双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如2.1（d）所示。其两蹄的两端均为浮式支承，它属于平衡式制动器。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞或其他张开装置的两侧均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。由于这种这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中，轻型载货汽车和部分轿车的前，后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。 2.2.4单向増力式制动器 如图2.1（e）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。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一制动蹄的推力P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2-3倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此属于一种非平衡式制动器。 虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型货车和轿车上作前轮制动器。 2.2.5 双向増力式制动器 如图2.1（f）所示，将单向増力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向増力式制动器。对双向増力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为増力式制动器。双向増力式制动器也是属于非平衡式制动器。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正，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不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。 上述制动器的特点是用制动器效能，效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。増力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，増力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。 还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构形式，结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时输出的制动力矩最小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动器效能因数或简称为制动器因数BF来衡量，制动器因数BF可以用下式表达： (2.1) 式中，fN1、fN2—制动器摩擦副间的摩擦力，见图2.1； N1、N2—制动器摩擦副间的法向力，对于平衡式鼓式制动器相等； f—制动器摩擦副的摩擦系数； P—鼓式制动器的蹄端作用力，见图2.1。 基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器的制动因数BF与摩擦系数f之间的关系如图2.3所示。BF值大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是变化的，因此摩擦系数变化时。BF值变化小的，制动效能稳定性就好。制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动效能的影响也就愈大。所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要[4]。 图2.3 制动器因数BF与摩擦系数f的关系曲线 1増力式制动器；2双领蹄式制动器；3领从蹄式制动器；4盘式制动器；5双从蹄式制动器 结合本次课题参考研究的对象，得出以下结论：虽然领从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。故仍广泛用作载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，选用领从蹄式制动器，其支承结构型式为固定式支撑,支承销选择偏心式。 3 制动系的主要参数及其选择 在制动器设计中需预先给定的参数如下表： 表3.1 参考车型的基本参数 3.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度（ω>0）的车轮，其力矩平衡方程为： -=0 （3.1） 式中：Tf—制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反（N·m）； FB—地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反（N）。 re— 车轮有效半径（m）。 （3.2） 并称之为制动器制动力，是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度ω>0时，大小亦相等，且Ff只由制动器结构参数所决定，即Ff取决于制动器结构形式、尺寸、车轮半径及摩擦副的摩擦系数等，并与制动踏板力即制动系的气压或液压成正比。当加大踏板力以加大Tf ，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即： =Z （3.3） 或 == Z （3.4） 式中，— 轮胎与地面间的附着系数； Z —地面对车轮的法向反力。 当制动器制动力Ff和地面制动力FB达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。之后制动力矩Tf ，即表现为静摩擦力矩，而Ff =Tf / re，即成为与FB相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当车轮角速度ω=0后，地面制动力FB达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力Ff则由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tf 增大而继续上升，见图3.1 图3.1 制动器制动力Ff，地面制动力FB与踏板力Fp的关系 根据图3.2，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力，为： = = （3.5） 式中，G —汽车所受重力（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）； hg—汽车质心高度（mm）； —附着系数。 图 3.2 制动时的汽车受力图 取一定值附着系数=0.8；所以在空、满载时，由式3.5可得前后制动反力为： 满载时：=12855.81N =5247.18N 空载时：=7170.39N =2139.61N 由以上两式可求得前、后轴法向反力即为： 表3.2 前、后轴法向反力 车辆工况 前轴法向反力Z1（N） 后轴法向反力Z2（N） 汽车空载 7170.39 2139.61 汽车满载 12855.81 5247.18 汽车总的地面制动力为： =+==Gq （3.6） 式中，q（q=）—制动强度，亦称比减速度或比制动力； FB1，FB2—前后轴车轮的地面制动力（N）。 由以上两式可求得前、后车轮附着力为： == == （3.7） 由已知条件及式（3.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： 满载时：=10284.65N =4219.34N 空载时：=5736.31N =1711.69N 故前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： 表3.3 前、后轴车轮附着力 车辆工况 前轴车轮附着力（N） 后轴车轮附着力（N） 汽车空载 5736.31 1711.69 汽车满载 10284.65 4219.34 上式表明：汽车附着系数在任意确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是关于制动强度或总制动力的函数。当制动器的制动力保证足够时，根据汽车前、后车轮制动器制动力的分配，前、后的轴荷分配，附着系数和坡度情况等，制动过程可能会出现以下三种情况：（1）前轮先抱死，然后后轮再抱死；（2）后轮先抱死，然后前轮再抱死；（3）前、后轮同时抱死。在以上三种情况中，显然是第三种情况的附着条件利用得最好[4]。 由式（3.6），（3.7）求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： +=+=G == （3.8） 式中，Ff1—前轴车轮的制动器制动力，Ff1= FB1=； Ff2—后轴车轮的制动器制动力，Ff2= FB2=； FB1—前轴车轮的地面制动力； FB2—后轴车轮的地面制动力； G —汽车重力； hg—汽车质心高度； Z1，Z2—地面对前、后轴车轮的法向反力； L1，L2—汽车质心离前、后轴距离。 由式（3.8）可知，前、后车轮同时抱死时，前、后制动器的制动力Ff1、Ff2是关于的函数。在式（3.8）中消去，得： （3.9） 式中，L—汽车的轴距。 将上式绘成以Ff1，Ff2为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3.3所示。如汽车前、后制动器的制动力Ff1、Ff2能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车，尤其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动Ff1与总制动力Ff之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数β， == （3.10） 联立式（3.8）和式（3.10）可得 = 带入得，满载时： ==0.71 空载时：==0.77 由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故β又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，整个制动系应加装ABS防抱死制动系统。 图3.3 该载货汽车的I曲线与β线 3.2 同步附着系数 由式（3.10）可得表达式 = （3.11） 上式在图3.3中是一条通过坐标原点斜率为的直线，它是实际前、后制动器制动力分配线，简称β线。图中β线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=，则称β线与I线交线处的附着系数为同步附着系数。是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。 同步附着系数的计算公式是： （3.12） 由已知条件以及式（3.12）可得， 满载时：=0.774 空载时：=0.739 根据设计经验，各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势，国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。 所以，所得同步附着系数满足要求。 制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评定。利用附着系数就是在某一制动强度q下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数。 前轴车轮的利用附着系数可由下求得： 设汽车前轮刚要抱死或前、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为，则 (3.13) 而由式可求前轴车轮的利用附着系数为： (3.14) 同样可求出后轴车轮的利用附着系数为： (3.15) 根据GB12676—1999[10]，在各种载荷情况下，应符合下列要求： (1)值在0.2～0.8之间时，则必须满足q≥0.1+0.85(-0.2)； (2)q值在0.15～0.8之间，车辆处于各种载荷状态时，前轴利用附着系数应在后轴利用附着系数线之上；但q值在0.3～0.45时，后轴利用附着系数线不超过=q线以上0.05，则允许后轴利用附着系数线位于前轴利用附着系数线之上。 图3.4 除M1、N1外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求 由以上图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。 3.3制动器最大制动力矩 最大制动力是在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。所以，由式（3.8）可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用即前、后同时抱死时的制动力之比为： == （3.16） 式中，L1，L2—汽车质心离前、后轴距离； —同步附着系数； hg—汽车质心高度。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 = （3.17） = （3.18） 式中：Ff1 —前轴制动器的制动力，； Ff2 —后轴制动器的制动力，； 参考车型的轮胎型165/70R13，根据国家标准GB9744-2007可得有效半径re=280mm[8]。 对于常遇到的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为保证在>的良好路面上（例如=0.8）能够制动到后轴和前轴先抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为 == （3.19） = （3.20） 由式（3.19），（3.20）代入可得： ===2879.70N·m = ==1176.26N·m 3.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 3.4.1 制动鼓内径D或半径R 当输入力P一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不小于20mm—30mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而粘住内胎或烤坏气门嘴。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为： 轿车D/Dr=0.64—0.74mm 货车D/Dr=0.70—0.83mm 由参考车辆的轮胎型号165/70R13，取D/Dr=0.73得： Dr=13×25.4=330.2mm 故 D=0.73×330.2=241.05mm 表3.4 QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》[9] 轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20、22.5 制动鼓最大内径（mm） 轿车 180 200 240 260 — — 货车 220 240 260 300 320 420 从表3.4，取得制动鼓内径=240mm 图3.5 鼓式制动器的主要几何参数 3.4.2制动蹄摩擦村片的包角β及宽度b 摩擦衬片的包角β通常在β=90º—120º范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角β=90º—100º时，磨损最小，制动鼓温度最低，而制动效能最高。虽然β减小有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，包角过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。因此，包角β也不宜大于120º。 综合上述，在本设计中根据车型我选择β为95º。 由表3.4的规定，选取制动蹄摩擦片宽度b=50mm。 表3.5 QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》[9] 制动鼓工作直径D 制动蹄片宽度b 160 30 35 40 45 50 60 180 30 35 40 45 50 60 75 200 30 35 40 45 50 60 75 220 30 35 40 45 50 60 75 90 240 40 50 60 75 90 110 260 40 50 60 75 90 110 280 40 50 60 75 90 110 300 45 60 75 85 100 120 （310） 50 65 75 85 95 100 120 140 320 50 65 75 85 (95) 100 120 140 340 65 80 100 120 140 160 180 （350） 65 80 100 120 140 160 180 制动鼓半径R、衬片宽度b和包角β决定了单个摩擦衬片的摩擦面积A，即： (3.21) 式中，β是以弧度(rad)为单位。 表3.6 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） 所以，根据式（3.21）衬片的摩擦面积A=120×50×95°/180°×3.14mm2=99.43cm2 单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=198.87cm2，如表3.6所示，摩擦衬片宽度b的选取合理，由上表数据可知设计符合要求。 3.4.3 摩擦衬片起始角β0 摩擦衬片起始角β0如图3.7所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令β0=90º-β/2=42.5。 3.4.4 制动器中心到张开力P作用线的距离a 为保证轮缸能够布置于制动鼓内，应使距离a如图3.7尽可能大，来提高制动效能。初取a=0.8R左右，则取a=96mm。 3.4.5 制动蹄支承点位置坐标k和c 为保证两蹄支承端毛面不致互相干涉，应使k如图3.7尽可能小而c尽可能大。初取k=0.2R=24mm，c=96mm。 3.4.6 衬片摩擦系数f 选择摩擦片时，不仅希望它的摩擦系数要高，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响应该要小。但是不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，对领从蹄式制动器而言，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。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f=0.35~0.4已不成问题。因此，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[10]。 4 制动器的设计计算 4.1制动器因数计算 制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于比较不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 （4.1） 式中：R——制动鼓或制动盘的作用半径； P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。 图4.1 支承销式制动蹄 由式(4.1)导出制动器因数，下面对支承销式领—从蹄制动器的制动因数进行分析计算： 单个领蹄的制动蹄因数BFT1： (4.2) 单个从蹄的制动蹄因数BFT2： (4.3) 以上两式中： 以上各式中有关结构尺寸参数见图4.1。 所以，整个制动器因数BF为： 表4.1 现行制动器结构的制动因数[13] 制动器类型 制动器因数BF 盘式制动器 0.7 领从蹄式制动器 2.0—2.8 双领蹄式制动器 2.5—3.5 双向增力式制动器 3.0—7.0 4.2 制动蹄片上的制动力矩 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩TTf1，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与y1轴的交角为处，单元面积为。其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图4.2示。 图4.2 张开力计算用图 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： (4.4) 而摩擦力fdN产生的制动力矩为： 在由至区段上积分上式，得 (4.5) 当法向压力均匀分布时，则有 (4.6) 增势蹄产生的制动力矩可表达如下： (4.7) 式中：N1—单元法向力的合力； ρ1—摩擦力fN1的作用半径(见图4.2)。 如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。 为了求得力N1与张开力P1的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： (4.8) 式中：δ1——x1轴与力N1的作用线之间的夹角； S1x——支承反力在工：轴上的投影。 解式(4.8)，得： (4.9) 对于增势蹄可用下式表示为： (4.10) 对于减势蹄可类似地表示为： (4.11) 图4.3力矩计算用图 为了确定ρ1，ρ2及δ1，δ2必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见4.3)它投影在x1轴和y1轴上分量dNx和dNx的合力，则根据式（3.11）有： (4.12) 因此， (4.13) 式中， 并考虑到： (4.14) (4.15) 如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和同，显然两种蹄的δ和ρ值也不同。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 (4.16) 由之前的计算可得上式各参数如下[3]： ==98.95mm h=a + c=96+96=192mm 则： = = = =225.10mm 由式对于增势蹄： = =904.04 N·m 对于减势蹄： = =204.76 N·m 故对于后轴单个鼓式制动器有： =904.04+204.76 =1108.80 N·m 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能： (4.17) 如果式 (4.18) 成立，则不会自锁，代入之前数据得： =0.48>f=0.3 式成立，不会自锁 求出领蹄表面的最大压力为： (4.19) 式中，P1，h，ρ1，R，，δ1—见图4.2； ，—见图4.3；， b—摩擦衬片宽度。 所以， =2.984mpa 4.3 制动蹄摩擦片的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数BF有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在通常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件的变形的影响较小，可忽略不计，通常作如下一些假定： （1）制动鼓、制动蹄为绝对刚体； （2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； （3）压力和变形符合虎克定律。 如图4.4所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为： =· （4.20） 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为， 从图4.4中的几何关系可看到： = 因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成： (4.21) 即制动器蹄片上压力呈正弦分布，最大压力作用在与连线呈90°的径线上。 图4.4该制动摩擦片径向变形分析简图 4.4摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损，与摩擦副材质、温度、表面加工情况、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，摩擦表面的摩擦系数、温度、表面状态和压力等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能的一部分转变为热量而耗散的过程。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，即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。比能量耗散率常被用作制动器能量负荷的评价指标。比能量耗散率又称为单位能量负荷或功负荷，表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，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： (4.22) (4.23) (4.24) 式中：δ—汽车回转质量换算系数； v1、v2—汽车制动初速度与终速度（m/s），计算时货车取v1=16.7m/s； j—制动减速度（m/s2），计算时取j =0.6g； Al、A2 —前、后制动器衬片的摩擦面积。 在紧急制动到v2=0时，并可近似地认为δ=1，则有： =2.84s (4.25) 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜，比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓的龟裂。 因此，符合磨损和热的性能指标要求。 磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量，单个车轮制动器的比摩擦力为： (4.26) 式中：Tf——单个制动器的制动力矩； A——单个制动器的衬片摩擦面积。 当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N/mm2为宜。 所以，以上设计符合要求。 磨损和热的性能指标也可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滑磨功即比滑磨功Lf来衡量： (4.27) 式中：ma—汽车总质量（kg）； vamax—汽车最高车速，25m/s； —车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积（cm2）； [Lf]—许用滑磨功，对轿车取[Lf]＝1000～1500J/cm2；对客车和货车取[Lf]＝600～800J/cm2。 因此，符合磨损和热的性能指标要求。 4.5 制动器的热容量和温升的核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件： (4.28)式中，md——各制动鼓的总质量； mh——与各制动鼓相连的受热金属件(如轮副、轮毂、轮辋等)的总质量； cd——制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金c=880 J／(kg·K)； ch——与制动鼓相连受热金属件的比热容； ∆t ——制动鼓的温升(一次由va=30km/h到完全停车的强烈制动，温升不应超过15℃)； L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 (4.29) 式中，ma——满载汽车总质量； va——汽车制动时的初速度，可取va=vamax； β——汽车制动器制动力分配系数。 代入数据计算得： =1.9 =0.6 由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。 4.6行车制动效能计算 行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。 汽车的最大减速度jmax由下式确定： (4.30) 由此得出： (4.31) 式中：g—重力加速度，9.8； v—制动初速度，16.7m/s。 所以，最大减速度=0.8g 制动距离S= (4.32) 式中：t1——机构制动滞后时间，取0.2s； t2——制动器制动力增长过程所需时间，取0.6s； t1+ t2——制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间； V——制动初速度，由表4.2取为60km/h。 故制动距离S==31.04m 我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，对于小型客车（9座以下）和轻型货车（总重3.5t以下）制动初速度50～80km/h、踏板力不大于500N；根据GB 12676-1999中对汽车行车制动性的要求，在规定的车速下，各类车辆试验结果必须达到下表4.2规定的最低性能要求。 表4.2 制动性能对最大制动距离的规定[10] 车辆类型 试验车制动初速度（km/h） 80 60 60 80 60 60 制动距离（m） 由以上计算及表 可得制动距离S=31.04m< =36.60m，故该制动系的行车制动效能满足要求。 4.7 驻车制动计算 图4.5 汽车在上坡路上停驻时的受力简图 汽车在上坡路上停住时的受力简图如图4.5所示，取路面遇到的最大附着系数=0.8，可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： 由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (4.33) 同样，可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (4.34) 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即由 (4.35) 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为： (4.36) 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 ： (4.37) 一般对轻型货车要求不应小于25%，中型货车不小于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值。 为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值(因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。 单个后轮驻车制动器的制动上限为 = (4.38) =×1850×9.8×0.28×sin32.0