輕型載貨汽車制動器設計【領從蹄式】【前盤后鼓式】【8張CAD圖紙+PDF圖】

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SY-025-BY-1 畢業(yè)設計（論文）題目審定表 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗員 從事 專業(yè) 汽車運用 是否外聘 □是√否 題目名稱 雙質量飛輪減震器式離合器設計 課題適用專業(yè) 車輛工程 課題類型 Z 課題簡介：（主要內容、意義、現(xiàn)有條件、預期成果及表現(xiàn)形式。） 指導教師簽字： 年 月 日 教 研 室 意 見 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合度 □好 □較好 □一般 □較差 2 對學生能力培養(yǎng)及全面訓練的程度 □好 □較好 □一般 □較差 3 選題與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 □好 □較好 □一般 □較差 4 論文選題的理論意義或實際價值 □好 □較好 □一般 □較差 5 課題預計工作量 □較大 □適中 □較小 6 課題預計難易程度 □較難 □一般 □較易 教研室主任簽字： 年 月 日 系（部）教學指導委員會意見： 負責人簽字： 年 月 日 注：課題類型填寫 W.科研項目；X.生產（社會）實際；Y.實驗室建設；Z.其它。 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 李正彬 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07-7班 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗員 從事 專業(yè) 汽車運用技術 是否外聘 □是□否 題目名稱 輕型載貨汽車制動器設計 一、設計（論文）目的、意義 隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系工作可靠地汽車才能充分發(fā)揮其動力性能。對汽車制動控制效果最終由制動器來實現(xiàn)，汽車的制動器在制動系統(tǒng)中的作用是很重要的。本次設計是通過合理整合已有的設計，閱讀大量文獻，掌握機械設計的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)機械制圖的步驟和規(guī)則，掌握制動器總成的相關設計方法，以及進一步扎實汽車設計基本知識，學會用CAD進行基本二維制圖，同時提高分析問題和解決問題的能力。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 內容：本設計題目要求學生利用計算機設計軟件完成汽車底盤中制動器的結構設計，包括制動盤、制動鉗、制動鼓、制動蹄等零件的設計以及部分零件的計算、校核。 掌握盤、鼓式制動器結構和原理，設計內容包括制動器總成、制動輪缸、制動鉗、制動鼓、制動蹄等。同時對整車制動力矩進行校核，并對零件強度進行校核。設計的圖紙包括制動器總成裝配圖和部分零件圖。整個設計中的零件尺寸選取均按國家標準選取。在設計的過程中充分考慮盤式制動器與鼓式制動器的區(qū)別，在制動輪缸的設計中很好的體現(xiàn)各自制動器的特點。 要求：1、查閱相關資料，學習使用相關軟件。 2、計算參數(shù)，設計結構，利用計算機輔助設計軟件繪圖。 3、編寫設計說明書。 4、結構設計合理，圖面清晰。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 1．設計說明書一份。說明書字數(shù)：15000字以上。 2．圖紙：總成圖4張（折合0號圖2張以上）；零件圖4張（折合0號圖1張以上）。 四、設計（論文）進度安排 （1）調研、查閱參考資料，了解貨車鼓式制動器的功能、主要結構。撰寫開題報告。 第2周（3月1日～3月11日） （2）開題。第2周（3月11日） （3）分析并確定鼓式制動器的具體結構形式，主要零部件及相互位置關系。根據(jù)給定的設計參數(shù)，按照有關的設計要求和順序進行具體結構尺寸參數(shù)計算及其他有關參數(shù)的選配，針對給定的設計參數(shù)優(yōu)選制動系統(tǒng)的總體方案。第3周（3月12日～3月20日） （4）進行制動系統(tǒng)零部件的設計計算。第4～5周（3月21日～4月2日） （5）完成部分設計圖紙，折合0# 圖紙1張，完成說明書初稿。第6周～8周（4月3日～4月22日） （6）中期檢查。第8周（4月22日） （7）完成制動系統(tǒng)裝配圖、主要零件圖，完成設計說明書 第9~13周（4月23日～5月27日） （8）設計及說明書初稿提交。第13周（5月27日） （9）畢業(yè)設計審核、修改。 第14～16周（5月28日～6月17日） （10）畢業(yè)設計答辯。 第17周（6月18日～6月 20日） 五、主要參考資料 [1] 　 王望予 . 汽車設計 （第四版） ，機械工業(yè)出版社 , 2004.8 [2] 王國林 . 汽車底盤構造及維修 ，高等教育出版社 , 2005.1 [3] 陳家瑞 . 汽車構造 ，機械工業(yè)出版社 , 2005.1 [4] 顧柏良 . 汽車工程手冊 ，北京理工大學出版社 ， 2004.4 [5] 汽車工程手冊-制造篇 ，人民交通出版社 ，2001.5 [6] 制動系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 . 汽車研究與開發(fā)，2005 [7] 龔 紅 .影響制動性能的因數(shù)及設計方法，汽車科技，2003.5 [8] 王世剛 . 機械設計實踐 . 哈爾濱工程大學出版社，2003 [9] 戴枝榮 . 工程材料 . 高等教育出版社，2001 [10] 劉惟信 . 汽車制動系的結構分析與設計計算 . 清華大學出版社，2004.9 [11] 支樹摸 . 轎車構造圖集 . 人民交通出版社，2001.7 [12] 劉惟信 . 汽車設計 . 清華大學出版社，2001 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-3 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是□否 題目名稱 一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 三、技術路線（研究方法） 四、進度安排 五、參考文獻 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 SY-025-BY-4 畢業(yè)設計（論文）指導記錄 日期 地點 指導方式 指導記錄 （指導內容、存在問題及解決思路） 學生（記錄人）簽名： 指導教師簽名： 日期 地點 指導方式 指導記錄 （指導內容、存在問題及解決思路） 學生（記錄人）簽名： 指導教師簽名： 日期 地點 指導方式 指導記錄 （指導內容、存在問題及解決思路） 學生（記錄人）簽名： 指導教師簽名： SY-025-BY-5 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 年 月 日 迄今已進行 周剩余 周 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是□否 題目名稱 學 生 填 寫 畢業(yè)設計（論文）工作進度 已完成主要內容 待完成主要內容 　 　 存在問題及努力方向 　 學生簽字： 指導教師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-6 畢業(yè)論文指導教師評分表 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是□否 題目名稱 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；選題的理論意義或實際價值 10 3 查閱文獻資料能力；綜合運用知識能力 15 4 研究方案的設計能力；研究方法和手段的運用能力；外文應用能力 25 5 文題相符程度；寫作水平 15 6 寫作規(guī)范性；篇幅；成果的理論或實際價值；創(chuàng)新性 15 7 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 　 　 指導教師簽字： 年 月 日 SY-025-BY-6 畢業(yè)設計指導教師評分表 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是□否 題目名稱 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據(jù)運算與處理能力）；外文應用能力 20 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 10 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 8 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 　 　 　 　 　 　 　　 指導教師簽字： 年 月 日 SY-025-BY-7 畢業(yè)論文評閱人評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導教 師姓名 職稱 題目 　 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 15 2 題目工作量；選題的理論意義或實際價值 10 3 查閱文獻資料能力；綜合運用知識能力 20 4 研究方案的設計能力；研究方法和手段的運用能力；外文應用能力 25 5 文題相符程度；寫作水平 15 6 寫作規(guī)范性；篇幅；成果的理論或實際價值；創(chuàng)新性 15 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 　 　 　 　 　 　 　 　 　　 　 　 　 　 　 評閱人簽字： 年 月 日 SY-025-BY-7 畢業(yè)設計評閱人評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導教 師姓名 職稱 題目 　 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與生產、科研、實驗室建設等實際的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據(jù)運算與處理能力）；外文應用能力 25 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 15 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 　 　　 　 　 　 　 　　 　 　 　　 　 　 評閱人簽字 ： 年 月 日 SY-025-BY-8 畢業(yè)論文答辯評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導 教師 職 稱 題目 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、理論意義或價值 10 2 研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力、綜合運用知識的能力、應用文獻資料和外文的能力 20 3 論文撰寫水平、文題相符程度、寫作規(guī)范化程度、篇幅、成果的理論或實際價值、創(chuàng)新性 15 4 畢業(yè)論文答辯準備情況 5 5 畢業(yè)論文自述情況 20 6 畢業(yè)論文答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 　 　 　 　 　 　 　 　 　 答辯組長簽字： 年 月 日 SY-025-BY-8 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導 教師 職 稱 題目 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、與實際的結合程度 10 2 設計（實驗）能力、對實驗結果的分析能力、計算能力、綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料、計算機、外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平、圖紙質量，設計的規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等）、實用性、科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 　 　 　 　 　 　 　 　 　 答辯組長簽字： 年 月 日 SY-025-BY-9 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 性別 系部 專業(yè) 班級 設計（論文）題目 指導教師姓名 職稱 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 系部公章： 年 月 日 注：1、指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價。 SY-025-BY-10 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 類別 學生姓名 系、專業(yè)、班級 指導教師 職 稱 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 系部公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文或畢業(yè)設計 畢業(yè)設計（論文）過程管理材料 題 目 學生姓名 系部名稱 專業(yè)班級 指導教師 職 稱 教研室 起止時間 教 務 處 制 SY-025-BY-3 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 李正彬 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07-7班 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗員 從事 專業(yè) 汽車運用技術 是否外聘 □是■否 題目名稱 輕型載貨汽車制動器設計 一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義 1.課題研究現(xiàn)狀： 在汽車技術飛速發(fā)展的今天，汽車制動系統(tǒng)直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能作為制動系重要組成部分之一的制動器在我國發(fā)展前景廣闊，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，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。從中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計的情況來看，2008年汽車鼓式制動器總成需求規(guī)模達到2046萬臺，其中乘用車鼓式制動器總成市場377萬臺，商用車鼓式制動器總成市場1669萬臺，預計2013年乘用車鼓式制動器總成市場928萬臺，商用車鼓式制動器總成市場2937萬臺。 制動器作為制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用，而中央制動器則僅用于駐車制動，當然也可起應急制動的作用。汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系的某軸上。制動器是將汽車的動能以摩擦方式轉化為熱能并加以吸收的機構，不僅要按產生足夠的制動力的條件，還要按能量容量和磨損壽命足夠的條件來確定制動器。為確保制動穩(wěn)定性可靠，熱穩(wěn)定性好，壽命長，造價低，現(xiàn)今的制動器產品無論從性能、結構方面，還是生產制造方式和操縱控制方面，都在發(fā)生著諸多的變化。它們大大地優(yōu)化了制動器各方面的性能，從某種程度上看,這些變化也反映了汽車制動器的發(fā)展方向。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且街頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質量較大的商用車用車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。在國內主要從事鼓式制動器總成的企業(yè)有萬向錢潮、亞太機電、重慶紅宇等一些企業(yè)。2004年前八家企業(yè)產量集中度達到85.4%。隨著近幾年汽車盤式制動器的發(fā)展，液壓鼓式制動器目前只在一些比較低檔的經濟型轎車上在使用。根據(jù)慧聰汽車市場研究所最新的統(tǒng)計表明，2008年1～7月，我國乘用車中剎車制動器用鼓式制動器只占20%，并且鼓式制動器目前已經徹底退出前輪制動。自2000年以來，我國盤式制動器市場需求增長速度發(fā)展非常快。從中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計的情況來看，2000年我國盤式制動器的產量只有57.58萬套，到2004年迅速增長到468.72萬套，增長7倍多，年平均增長率高達68.9%，2007年增長至1000萬套。過去5年里，我國盤式制動器應用的增長非常迅速。 目前汽車制動器基本都是摩擦制動器按照摩擦副中旋轉元件的不同分為鼓式制動器和盤式制動器兩大類。鼓式制動器又有領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式 、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結構型式。盤式制動器有固定鉗式，浮動鉗式，浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式。滑動鉗式是目前使用廣泛的一種盤式制動器 。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠 性和安全性也好，而得到廣泛應用但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復雜的手驅動機構，因而在后輪上的應用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)組成。鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。制動蹄按其張開時的轉動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，成為領蹄；反之，則成為從蹄。此次鼓式制動器我采用領從蹄式制動器，領從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端。領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片與制動鼓之間的間隙。此次盤式制動器我采用鉗盤式制動器，它的固定摩擦元件是制動塊，裝在與車軸連接且不能繞車軸軸線旋轉的制動鉗中。制動襯塊與制動盤接觸面很小，故又稱點盤式制動器。此次設計我將對其兩種制動器進行設計。 2.選題的目的依據(jù)和意義 汽車是現(xiàn)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),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,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)。 雖然近幾年從德國大眾、法國雷諾、美國通用等國外汽車引進了轎車，不少零配件的國產率也比較高，但引進的主要是總成和零配件，沒有引進開發(fā)技術，至于輕型客貨車的開發(fā)技術引進就更少了，所以我國自行開發(fā)輕型客貨車及其轎車的能力，跟汽車發(fā)達國家相比差距還是很大。近年來我國出版過很多汽車制動方面的著作，但是從數(shù)量上還是不能滿足汽車工業(yè)發(fā)展的要求。特別是在汽車制動器的開發(fā)和設計方面與發(fā)達國家相差很大，許多尖端技術還不能了解。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。 輕型載貨汽車制動器設計是通過合理整合已有的設計，通過努力，閱讀大量的文獻，掌握制動器設計的基本步驟和要求，以及制圖的步驟和規(guī)則，掌握制動器總成的相關設計方法，以及進一步更扎實汽車設計基本知識，學會使用CAD進行基本二維制圖，同時提高分析問題和解決問題的能力。制動器的設計有利于提高汽車的整體性能，同時綜合運用知識的能力和技能得以提高，通過課題的設計，積累制動器制動過程的理論知識，通過設計還可以系統(tǒng)的培養(yǎng)工程文化素養(yǎng)，有利于未來的發(fā)展。 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CA6780中型客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。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 （一）基本內容： 本設計題目要求利用計算機設計軟件完成汽車底盤中制動器的結構設計，包括制動盤、制動鉗、制動鼓、制動蹄等零件的設計以及部分零件的計算、校核。 掌握盤式制動器、鼓式制動器結構和原理，設計內容包括制動器總成、制動輪缸、制動鉗、制動鼓、制動蹄等。同時對整車制動力矩進行校核，并對零件強度進行校核。設計的圖紙包括制動器總成裝配圖和部分零件圖。整個設計中的零件尺寸選取均按國家標準選取。在設計的過程中充分考慮盤式制動器與鼓式制動器的區(qū)別，在制動輪缸的設計中很好的體現(xiàn)各自制動器的特點。 要求：1、查閱相關資料，學習使用相關軟件。 2、計算參數(shù)，設計結構，利用計算機輔助設計軟件繪圖。 3、編寫設計說明書。 4、結構設計合理，圖面清晰。 （二）擬解決的主要問題 1、 制動器因數(shù)的分析計算。 2、 摩擦力矩的分析計算 3、 制動蹄上的壓力分布規(guī)律與制動力矩的簡化計算。 4、 摩擦襯片（襯塊）得磨損特性的計算。 5、 盤式制動力矩的確定。 6、 制動鼓直徑或半徑的確定。 7、零件強度的校核。 三、技術路線（研究方法） 研究方法主要有：對比法（對制動系統(tǒng)零部件各種性質進行擇優(yōu)選?。?；查閱法（對設計參數(shù)查閱） 查閱文獻，了解輕型載貨汽車制動器的結構和工作原理 輕型載貨汽車制動器具體結構的選型和確定 盤式制動器（前） 鼓式制動器（后） 盤式制動器主要參數(shù)的選擇和確定 盤式制動器主要幾何尺寸的計算 強度校核 鼓式制動器主要參數(shù)的選擇和確定 鼓式制動器主要幾何尺寸的計算 強度校核 完成畢業(yè)設計和說明書，利用AUTOCAD進行繪圖 四、進度安排 （1）調研、查閱參考資料，了解貨車鼓式制動器的功能、主要結構。撰寫開題報告。 第2周（3月1日～3月11日） （2）開題。第2周（3月11日） （3）分析并確定鼓式制動器的具體結構形式，主要零部件及相互位置關系。根據(jù)給定的設計參數(shù)，按照有關的設計要求和順序進行具體結構尺寸參數(shù)計算及其他有關參數(shù)的選配，針對給定的設計參數(shù)優(yōu)選制動系統(tǒng)的總體方案。第3周（3月12日～3月20日） （4）進行制動系統(tǒng)零部件的設計計算。第4～5周（3月21日～4月2日） （5）完成部分設計圖紙，折合0# 圖紙1張，完成說明書初稿。第6周～8周（4月3日～4月22 日） （6）中期檢查。第8周（4月22日） （7）完成制動系統(tǒng)裝配圖、主要零件圖，完成設計說明書 第9~13周（4月23日～5月27日） （8）設計及說明書初稿提交。第13周（5月27日） （9）畢業(yè)設計審核、修改。 第14～16周（5月28日～6月17日） （10）畢業(yè)設計答辯。 第17周（6月18日～6月 20日） 五、參考文獻 [1] 王望予 . 汽車設計 （第四版） ，機械工業(yè)出版社 , 2004.8 [2] 王國林 . 汽車底盤構造及維修 ，高等教育出版社 , 2005.1 [3] 陳家瑞 . 汽車構造 ，機械工業(yè)出版社 , 2005.1 [4] 顧柏良 . 汽車工程手冊 ，北京理工大學出版社 ， 2004.4 [5] 汽車工程手冊-制造篇 ，人民交通出版社 ，2001.5 [6] 制動系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 . 汽車研究與開發(fā)，2005 [7] 龔 紅 .影響制動性能的因數(shù)及設計方法，汽車科技，2003.5 [8] 王世剛 . 機械設計實踐 . 哈爾濱工程大學出版社，2003 [9] 戴枝榮 . 工程材料 . 高等教育出版社，2001 [10] 劉惟信 . 汽車制動系的結構分析與設計計算 . 清華大學出版社，2004.9 [11] 支樹摸 . 轎車構造圖集 . 人民交通出版社，2001.7 [12] 劉惟信 . 汽車設計 . 清華大學出版社，2001 [13] J.Reimpell,H.stoll.The Automotive chassis: Engineering Principles.Warrendale,PA15096,USA,SAE,1996 [14] John Fenton.Hand Book of Vehicle Design Analysis.Warrendale,PA.,USA:Society of Automotive Engineers,Inc.,1996 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院汽車與交通工程學院 畢 業(yè) 設 計（論文）預 答 辯 意 見 反 饋 表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導 教師 職 稱 題目 答辯組 預答辯成績等級 預 答 辯 意 見 秘書簽字： 指 導 教 師 意 見 簽字： 備注：1、請答辯組認真填寫此表，由秘書統(tǒng)一返給指導教師； 2、學生正式答辯過程必須攜帶此表； 3、指導教師須針對答辯意見是否需要修改給予確認意見。 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 Bachelors Degree Light Bills of Automobile Brake Design Candidate：Li Zhengbin Specialty： VehicleEngineering Class ： 07-7 Supervisor：Tianfang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin 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(shù) 的 確 定 與 計 算 、 盤 式 與 鼓 式 制 動 器 具 體 結 構 參 數(shù) 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I ABSTRACT Born on, from cars in the vehicles 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. 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(xiàn)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(shù)及其選擇 .7 2.2.1 制動器設計相關主要技術參數(shù) .8 2.2.2 同步附著系數(shù) .8 2.2.3 前后軸制動力矩分配系數(shù) 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(shù)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 .101R2 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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(shù)確定 .19 4.1.1 鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) .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(shù)與制動蹄因數(shù)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?shù)募羟袘︱炈?.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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 附錄 2 .39 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 0 第 1 章 緒 論 1.1 制動器的目的意義 汽車是現(xiàn)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(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 動器故障引起的事故為總數(shù)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(xiàn)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(xiàn)，尤其在長下坡等需要長時間制動的路段。雖然盤式制 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 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(shù)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(jù)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(xiàn)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(xiàn)狀，并闡述了制動器主要的研究 方法。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 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(xiàn)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(xiàn)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 為反向旋轉，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” 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 作用，故又稱為減勢蹄。 “增勢”作用使領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(shù)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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 圖 21 領從蹄式制動器 圖 22 雙領蹄式制動器 圖 23 雙向雙領蹄式制動器 圖 24 單向增力式制動器 圖 25 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(lián)并 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 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(xiàn)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??；成本低；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(shù)關系的 K-p 曲線變化平衡，所以對 摩擦系數(shù)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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 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(shù)及其選擇 2.2.1 制動器設計相關主要技術參數(shù) 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(shù)： 0.60 軸荷 ： 1315/1690 2.2.2 同步附著系數(shù) 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；0 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 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0 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0 向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)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gqdtu0/0q 數(shù) 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 q 在 的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。0 根據(jù)相關資料查出輕型載貨汽車同步附著系數(shù) 0.5 取 0.6。0 2.2.3 前后軸制動力矩分配系數(shù) b 根據(jù)所給定的同步附著系數(shù) 0 由公式 （2L hg02 1） 滿載時 6.034. 287 2.2.4 制動器最大制動力矩 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的后軸最大附著力矩。由公式： （2)(12gqhLGF 2） （2egerrM)(12max2 3） 式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù)=0.8； Q 制動強度； 車輪有效半徑；er 后軸最大制動力矩；max2M G 汽車滿載質量； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 L 汽車軸距 其中 7.02.)68.0(47.1)(01 ghq mNrqLGrFMee /34534.69.08)1(352max2 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(shù)及選擇，制動力矩分配系數(shù)、同步附著系數(shù)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(shù)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 406.40.79=321mm。 3.1.2 制動盤厚度 h 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 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 10mm20mm；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 20mm50mm，但多采用 20mm30mm。 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1R2 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，21R 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。1R2 3.1.4 摩擦襯片工作面積 A 推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有汽車質量在 1.6kg/cm23.5kg/ 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，N i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 20mm22.5mm 之間。而一般不帶通風槽的 制動盤，其厚度約在 10mm13mm 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 KTH37012 或球墨鑄鐵 QT40018 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 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。活塞應能壓住盡量多的 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(jù)統(tǒng)計， 轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在 7.5mm16mm 之間，中、重型汽車的摩擦襯 塊的厚度在 14mm22mm 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(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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 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 100120溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù) （ f0.4） ，沖擊強度比模壓材料高 45 倍。但耐熱性差，在 200250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 6080） ， 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(shù)的穩(wěn)定值約為 0.30.5，少數(shù)可達 0.7。設計計算 制動器時一般取 0.30.35。選用摩擦材料時應注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈 高的材料其耐磨性愈差。 本設計的摩擦材料的摩擦系數(shù)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(shù)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 0.1mm0.3mm（單側為 0.05mm0.15mm） 。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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 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(shù)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 Wmm 2。 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： （31 21)(tAvmea 1） （3)(2(12tvea 2） （3jvt21 3） 式中： 汽車回轉質量換算系數(shù)；m a汽車總質量；v 1，v 2汽車制動初速度 與終速度，ms；計算時輕型載貨汽車取 v1=95km/h；j制動減速度，ms 2， 計算時取 j=0.6g；t制動時間，s；A 1，A 2前、后制動器襯塊的摩擦面積； 制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到 v2=0 時，并可近似地認為 =1，則有： （31 21tAvea 4） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 （3)1(2tAvmea 5） 將 v2=0， =1，m a =3005kg， v1 =22.2m/s， A1 =120cm2， =0.6。代入式 （33）可求得 t=3.7s；代入式（34）則可求得 e1=5.08 Wmm 26.0Wmm 2。 、輕型貨車盤式制動器的比能量耗散率應不大于 6.0Wmm 2。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 31 所示為汽車在水平路面上制動時的受力情況： 圖 31 制動時的汽車受力圖 根據(jù)圖 31 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： （3ghdtumGLZ21 6） 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： （3ghdtuLZ12 7） 式中：Z 1汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力， N；Z 2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；L 1汽車質心離前軸距 離，mm；L 2汽車質心離后軸距離，mm； 汽車質心高度，mm； Ggh 汽車所受重力，N； m汽車質量，； 汽車制動減速度，ms 2。dtu 若在附著系數(shù)為 的路面上制動，前、后輪均抱死，此時汽車總的地面制動力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 于汽車前、后軸車輪的總的附著力21BBF 21F （3dtumGFB 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： （3LhZg/)(21 9） （3Gg/)(2 10） （3qdtugFBB21 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 ggBqhLGhL221 12） （3 )()(222 ggBqhhFG 13） 由式（412） ，式（413）可求得在任何附著系數(shù) 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： (314)GFff21 (315)(12gfhL 式中： Ff1前軸車輪的制動器制動力： Ff1=FB1=Z 1； （3 16） Ff2前軸車輪的制動器制動力： Ff2=FB2=Z 2； （3 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 17） FB1前軸車輪的地面制動力；F B2前軸車輪的地面制動力； Z1，Z 2地面對前、 后軸車輪的法向反力；G汽車重力；L 1，L 2汽車質心離前、后軸的距離；h g 汽車質心高度。 本設計為輕型載貨汽車，滿載質量為 3005，=0.6 ，L=3340， L1=1470mm，L 2=1870mm，h g=220mm。根據(jù)式（39） ， （310）可得 Z1=17652N，Z 2=15324N；由式（312） ， （313）可求得 F1=1069N，F(xiàn) 2=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（314 ） ， （315）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 1.31.6。經校核，符合要求。47.21ZFf 前軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為： （3egref rqhLGZT21max 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(jù)式（313）可得：T f1max=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 32 所示，平均半徑為 (319)1Rm 式中：R 1 ，R 2扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 圖 32 鉗盤式制動器的作用半徑計算用簡圖 根據(jù)圖 32，在任一單元面積 上的摩擦力對制動盤中心的力矩為Rd ，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dRfq 用于制動盤上的制動力矩為： （3 )(32231211 RfqdRfqT 20） 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為： （3 )(2121fqfdfNR 21） 得有效半徑為： (322)21()(1342223 RRfNTRe 令 則有：m21 （3meRR)1(342 23） 因 ， ，故 。當 , ， 。但當12Rm41)(2me 211meR 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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 根據(jù)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 33 所示： 圖 33 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： (324)fNRTf2 式中：f 摩擦系數(shù)；N單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖 33)；R作用 半徑。 取 f=0.3，由 ，可得 N=12053.49N， Tf=846.15 N/m。fTff2max1 3.4 本章小結 本章主要是盤式制動器主要參數(shù)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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 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(shù)確定 4.1.1 鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 1.結構參數(shù) 1制動鼓直徑 D 輪胎規(guī)格為 7.00-16 Dr=2.5416=406.4mm 根據(jù)商用車 D/Dr=0.700.83 之間，故取 0.8 D=Dr0.8=325.12mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 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。1209 取 10 根據(jù)單個制動器總的襯片摩擦面積 取 250-400A2cm 初選 A=300 2cm 其中 為弧度。RAb R=D/2=325.12/2=162.56mm mb106)8/1056.2(3 3摩擦襯片初始角 的選取 根據(jù) 40)2/(90 4 張開力 P 作用線至制動器中心的距離 a 根據(jù) a=0.8R 得 a=0.8162.56=130.048mm 取 130mm 制動蹄支撐銷中心的坐標位置 k 與 c 根據(jù) c=0.8R 得 c=0.8162.56=130.048mm 取 130mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 2 摩擦片的摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數(shù)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(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。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(shù) 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(shù)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 15Ncm20 Ncm；對貨車和客車為 30Ncm 40 Ncm。 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 7mm12mm；中、重型載貨 汽車為 13mm18mm。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 3mm5mm；貨車和客車的約為 5mm8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為 4.5mm5mm；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(lián)鑄鐵 KTH37012 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(lián)鑄鐵 KTH37012。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 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(KTH37012)或球墨鑄鐵(QT40018)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 （4adbRqdaNsinmx 1） 而摩擦力 fdN 產生的制動力矩為 （4adfbqfdTf sin2max 2） 從 到 區(qū)段積分上式得到a （4)cos(2maxfbRqTf 3） 法向壓力均勻分布時，有 （4bdaqNp)(2fbqTpf 4） 由（43） 、 （44）可求出不均勻系數(shù) （4)cos( 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 5） 由（43） 、 （44）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fT 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：Tf （41fNfT 6） 式中： -摩擦系數(shù)f -單元法向的合力1N -摩擦力的 的作用半徑1f 若已知制動蹄的幾何參數(shù)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：11P （40)sin(cocos1101 NSx 7） (48)11faPx 式中: -支承反力在 軸上的投影；xS11 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 軸與 的作用線之間的夾角。1x1N （4cachos 9） 聯(lián)立（46） 、 （47）式得到 （4111)sin(co ffhPN 10） 將式（410）帶入式（46）中得到領蹄的制動力矩為 (411)1111)sin(co BPffhTf 對于從蹄可得類此的表達式 （42222)sin(co ffhPf 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21 軸和 軸上的分量 和 的合力，根據(jù)公式（41）有1XYxdy （44)2sini2(sinsinmax2ma bRqdbRqdNx 12）式中 （44)2cos(cosincos maxmax bRqdbRqdx 13） 所以 （4)2sini2coarctn()arctn( yxN 14） 式中 摩擦襯片起始角 ，題目取 則10 4010a 30 130 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 2.7)60sin)132sin(1802co)coartn()arctn(1 yxN 根據(jù)（43）(46)得 則有yxN 那么221 )sini()cos2( )co4R m3.182)60ii745.1()60( 35.121 根據(jù) 和 其中111)sin(co ffhB 222)sin(co ffhB ,3.0f ma300 ma60132.71 因此 ffchB 7.153.82.0).7sin3.027(cos136)sin(o 111 由于領蹄與從蹄對稱布置，所以 ， 得出17.83.12.0).7sin3.027(cos36)sin(co 222 ffh 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 （42121BPTfff 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 ， 15.0BTPf25.0BTPf 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(jù)公式Fmax GF 式中：地面附著系數(shù) （干水泥混凝土路面）8.0 汽車重力 NG29435 N23597.0294 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 根據(jù)前后車輪制動器制動力分配系數(shù) (416)5.160.12F 聯(lián)立（416）得 NF2359 N4.31 NF6.923 單個后輪制動器制動力 單個后輪制動力矩為 8.72.942 （4rFT 17） 式中： 為車輪滾動半徑r 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。mr369 根據(jù)公式（417）單個后輪制動力矩 計算張開力得mNFTr 173968.472BP5.0.1NTp10487.39.2 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖現(xiàn)象的可能。由式（410）得出自鎖條 件 0)sin(co 11fRf 如果式中 不會自鎖因為1icof3.0f ，所以滿足條件不自鎖。由（4.79.2.sin3.82sin1co1 3）和（410）式可計算出領蹄表面最大壓力為 1121max )sin(co)s(coffbRhPq 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 3.182.0).7sin3.027(cos13)0cos3(56.120 .869kpamN/. 4.2.6 制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)的分析計算 1.領蹄制動蹄因數(shù) 鼓式制動器的簡化圖，如圖 43 h R b c 鼓 式 制 動 器 簡 化 受 力 圖 p 圖 43 鼓式制動器簡化受力圖 根據(jù)公式： 其中 h/b=260/130=2;通過查制動因數(shù)與摩擦系數(shù))1(bcfhBFT 關系曲線可 因此可計算出85.01T 98.0 2.從蹄的制動因數(shù) 根據(jù)公式： 得出)1(2bcfhBFT 4.0)67.13(2BFT 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 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(shù)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?過程。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制動摩擦產生的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，則摩擦襯片 （襯塊）的磨損亦愈嚴重。 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 （41 21)(tAvmea 18） （4)(2(12tvea 19） 式中： 汽車回轉質量換算系數(shù)，緊急制動時 ， ； 02v1 汽車總質量am ， 汽車制動初速度與終速度， ；計算時貨車取 22.2m/s1v2 sm/ 制動時間，單位 ；按下式計算單位 ；t s sjvt7.3621 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 制動減速度， ，j 2/sm2/610.6.0smgj 后制動器襯片的摩擦面積；質量在 2.5-3.5t 貨車摩擦襯片面積在2A ，故取 。)405(c223A 制動力分配系數(shù)。 22212 /3.1)60(37.05)( mwtAvmea 輕型載貨汽車鼓式制動器的比能量消耗率不大于 故符合要求。2/8. 磨損特性也可以用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯 片面積的磨損功 fL （42maxff LAvL 20） 式中： 汽車總質量；am 汽車最高車速；xv 車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積；A 許用比摩擦功，對于客車和貨車取 600J/cm-900 J/cm；fL 滿足要求。/4.863042522max ff LcmJAv 4.2.7 駐車制動計算 汽車在上坡路上停駐的受力如圖所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后 軸車輪的附著力為 同樣)sinco()sinco( 112 g