后制動系統(tǒng)設(shè)計(課程設(shè)計)
后制動系統(tǒng)設(shè)計(課程設(shè)計),制動,系統(tǒng),設(shè)計,課程設(shè)計
后輪制動器設(shè)計說明書汽車設(shè)計課程設(shè)計后制動系統(tǒng)設(shè)計學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 組 別 09級車輛工程第15小組 指導(dǎo)教師 陳子健 學(xué)生姓名 楊 俊 學(xué) 號 200930081463 提交日期 2012年 7 月 6 日 - 15 - 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 班級 09車輛工程3班 姓名 楊俊一設(shè)計任務(wù):商用汽車制動系統(tǒng)設(shè)計(II)二基本參數(shù):額定裝載6000kg, 最大總質(zhì)量10440kg, 最高車速120km/h 三設(shè)計內(nèi)容主要進(jìn)行制動器系統(tǒng)設(shè)計,設(shè)計的內(nèi)容包括:1查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則2根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機(jī)功率,汽車軸距,車輪滾動半徑,汽車空(滿)載時的總質(zhì)量、軸荷分布、質(zhì)心位置),選擇制動器的基本結(jié)構(gòu)及驅(qū)動機(jī)構(gòu)布置方案,設(shè)計出一套完整的制動系統(tǒng),設(shè)計過程中要進(jìn)行必要的計算。3制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定(1)后制動器主要參數(shù)確定(2)后制動器設(shè)計計算(3)后制動器主要結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(4)后制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算4繪制后制動器裝配圖及主要零部件的零件圖四設(shè)計要求 1制動器總成的裝配圖,1號圖紙一張。裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系,標(biāo)注出總體尺寸,配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸,在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。2主要零部件的零件圖,3號圖紙4張。要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整,有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對零件毛胚的要求,材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。3編寫設(shè)計說明書。五設(shè)計進(jìn)度與時間安排本課程設(shè)計為2周 明確任務(wù),分析有關(guān)原始資料,復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 設(shè)計計算 0.5周 繪圖 0.5周 編寫說明書、答辯 0.5周六、主要參考文獻(xiàn)1成大先 機(jī)械設(shè)計手冊(第三版)2汽車工程手冊 機(jī)械工業(yè)出版社3陳家瑞 汽車構(gòu)造(下冊) 人民交通出版社4王望予 汽車設(shè)計機(jī)械工業(yè)出版社5余志生 汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社七注意事項(1)為保證設(shè)計進(jìn)度及質(zhì)量,設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可,尤其在繪制裝配圖前,設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈;尺寸標(biāo)注正確。(2)編寫設(shè)計說明書時,必須條理清楚,語言通達(dá),圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確,對重點部分,應(yīng)有分析論證,要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。(3)獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫,若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。八成績評定出勤情況(20%)設(shè)計方案與性能計算(40%)圖紙質(zhì)量(20%)說明書質(zhì)量(20%)評 語總 成 績指導(dǎo)教師注意:此任務(wù)書要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁,并有指導(dǎo)老師簽字。 目錄一、后制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計5二、后制動器主要參數(shù)確定5(一)整車參數(shù)確定52確定空、滿載時的軸荷分配6(二)同步附著系數(shù)6(三)制動力分配系數(shù)6(四)制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率71汽車在不同值的路面上制動時的制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率7(五)最大制動力矩7(六)制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與參數(shù)系數(shù)81制動鼓內(nèi)徑和制動鼓厚度82摩擦襯片寬度b和包角83摩擦襯片起止角84. 制動器中心到張力F作用線的距離a85. 制動蹄支撐點位置坐標(biāo)k和c86. 摩擦片摩擦系數(shù)f9三、領(lǐng)從蹄式制動器設(shè)計計算9(一)理想最大制動力和最大制動力矩的計算9(二) 實際制動力矩Tf的計算9(三)領(lǐng)從蹄制動器的制動器因數(shù)9(四) 張開力的計算10(五)制動蹄自鎖條件檢驗計算10(六)摩擦襯片的磨損特性計算11四、制動鼓主要結(jié)構(gòu)元件設(shè)計12(一)制動鼓12(二)制動蹄13(三)制動底板13(四)制動蹄的支承13(五)摩擦材料13(六)制動器間隙13五、液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算14(一)制動輪缸設(shè)計計算14(二)制動輪缸直徑與工作容積的確定14(三)制動主缸設(shè)計14(四)制動踏板力設(shè)計計算15(五)制動踏板工作行程計算15一、 后制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計 經(jīng)過查閱資料、調(diào)查研究后確定,前制動器的基本結(jié)構(gòu)為領(lǐng)從蹄式制動器,行車制動系統(tǒng)采用雙L型回路。二、后制動器主要參數(shù)確定(一)整車參數(shù)確定根據(jù)給定參數(shù)得:汽車軸距(mm):5500 輪胎型號為 9.00R20車輪滾動半徑(mm):525.5后輪采用雙胎。故根據(jù)空載時質(zhì)心高度在縱梁對稱面、前后載荷分布為52.1::47.9得出:汽車空載時的總質(zhì)量(kg):4440汽車滿載時的總質(zhì)量(kg):10440空、滿載時的軸荷分配(kg)前軸負(fù)荷空載:2313 前軸負(fù)荷滿載:2127后軸負(fù)荷空載:3508 后軸負(fù)荷滿載:6932質(zhì)心距后軸的距離(mm)空載:2860 滿載:1848質(zhì)心距前軸的距離(mm)空載:2640 滿載:3652空、滿載時的質(zhì)心位置(mm)質(zhì)心高度:空載:759 滿載:8022確定空、滿載時的軸荷分配已知軸距為5500mm 地面附著系數(shù)為0.825,要使得制動時前后軸的載荷比接近1:1,假定滿載時前后軸的載荷比為33.6:66.4,即制動時FZ1G=L2+*hg/L=3652+0.825*8025500=0.78,可滿足要求。(二)同步附著系數(shù)根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗,貨車滿載時的同步附著系數(shù)0.5。取=0.825(三)制動力分配系數(shù) 由于消去得 初定同步附著系數(shù)為0.825,由可得:=0.456(四)制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率1汽車在不同值的路面上制動時的制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率當(dāng)時,可得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件,此時總制動力,則總制動力、制動強(qiáng)度q和附著系數(shù)利用率分別為(五)最大制動力矩對于選取較大值的汽車,從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā),來確定各軸的最大制動力矩,當(dāng)時,相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度q,故需要的后軸和前軸的最大制動力矩為(六)制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與參數(shù)系數(shù)1制動鼓內(nèi)徑和制動鼓厚度輸入力F一定時,制動鼓內(nèi)徑越大,制動力矩越大,且散熱能力也越強(qiáng)。但制動鼓內(nèi)徑D收到輪輞內(nèi)徑的限制。制動鼓直徑與輪輞的直徑之比D/Dr,范圍為 貨車:D/Dr =0.700.83 。由指導(dǎo)書266頁表9-1知當(dāng)輪輞的名義直徑為20 英寸取制動鼓的最大內(nèi)徑為d=400mm,同時確定制造厚度為10mm。D/Dr=0.787,符合要求2摩擦襯片寬度b和包角摩擦襯片寬度尺寸b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;取寬些,則質(zhì)量大,不易加工,不易保證與制動鼓全面接觸,并且增加成本。制動鼓內(nèi)徑R確定后,襯片的摩擦面積為Af=Rb (式中:為摩擦襯片包角,rad)制動器各蹄襯片總的摩擦面積f 越大,制動時所受的單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小,從而磨損特性越好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析,單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大。由指導(dǎo)書267頁表9-2知,當(dāng)貨車總質(zhì)量為10440kg時,單個制動器總的襯片摩擦面積Af為5501000cm。實驗表明,摩擦襯片=90100 時,磨損最小,制動鼓溫度最低,且制動效能最高。所以選擇 =100 。襯片寬度b較大可以減少磨損,但太大將不易保證與制動鼓全面接觸。設(shè)計時一般按照b/D=0.160.26。取b=100mm, b/D=0.25,則Af=*R*b=700cm,符合設(shè)計要求。3摩擦襯片起止角一般將襯片布置在制動蹄外緣的中央,即令=90 /2=40。4. 制動器中心到張力F作用線的距離a在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)下,應(yīng)使距離a盡可能的大,以提高制動效能。初步設(shè)計時選a=0.8R=0.8*200mm=160mm。5. 制動蹄支撐點位置坐標(biāo)k和c在保證兩蹄支承面不互相干涉的條件下,使得c盡可能的大而k盡可能的小,以提高制動效能。初步選定: a=0.8R=0.8*200mm=160mm。同時確定k=20mm。6. 摩擦片摩擦系數(shù)f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。所以選取f=0.35。三、領(lǐng)從蹄式制動器設(shè)計計算行車制動系的設(shè)計計算簡要過程如下,根據(jù)整車參數(shù)和附著系數(shù)計算出理想制動力矩,根據(jù)初定的制動器和驅(qū)動機(jī)構(gòu)尺寸計算出實際制動力矩,制動器及驅(qū)動機(jī)構(gòu)的尺寸要使實際制動力矩滿足理想制動力矩的要求。之后,要進(jìn)行摩擦襯片的磨損特性計算和制動器的熱容量和溫升核算,如不滿足要求則要修改制動器及驅(qū)動機(jī)構(gòu)的尺寸重復(fù)上面步驟,直到滿足要求。(一)理想最大制動力和最大制動力矩的計算 (二) 實際制動力矩Tf的計算根據(jù)前人計算出的制動器因數(shù)表達(dá)式球的制動力矩,即Tf=BF*F*R,式中:R為制動鼓內(nèi)圓柱面半徑。(三)領(lǐng)從蹄制動器的制動器因數(shù)選擇支承銷式領(lǐng)從蹄制動器=(/2-sin100cos194.36)/(4*sin50*sin97.18)= 0.8879單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為單個從蹄的制動蹄因數(shù)為支承銷式領(lǐng)從蹄制動器整個制動器因數(shù)BF(四) 張開力的計算對于液壓驅(qū)動的制動器來說,作用于兩蹄的張開力相等,所以可以直接根據(jù)制動器因數(shù)的定義求得張開力(五)制動蹄自鎖條件檢驗計算計算鼓式制動器,必須檢查蹄有無自鎖的可能。對于支承銷式領(lǐng)從蹄制動器,領(lǐng)蹄自鎖條件為: 則此時如果fA(a/r)/B,則不會自鎖。又知 A(a/r)/B f = 0.4 所以 經(jīng)檢驗得出 制動蹄不會自鎖(六)摩擦襯片的磨損特性計算1比能量耗散率e汽車的制動過程是將其機(jī)械能得以部分轉(zhuǎn)化為熱量而耗散的過程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中,制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。,產(chǎn)生制動器的能量負(fù)荷,能力越大摩擦片的磨損越嚴(yán)重。制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率e作為評價,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/mm2. 總質(zhì)量3.5t以上的貨車取v1 =80km/h(22.2m/s);j為制動減速度,計算時取j=0.6g;A為后制動器襯片 的摩擦面積;為制動力分配系數(shù)。緊急制動到v2 = 0時,可近似認(rèn)為t=(v1- v2 )/j =(22.2-0)/(0.6*9.81)=3.78s由于鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 為宜,所以符合要求。2比摩擦力比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力,單個車輪制動器的比摩擦力為 =Tf/(RA)=12849.76Nm/(0.2m*700*100mm2)=0.4589N/mm2 ,符合要求3. 平均壓力 式中:N為摩擦襯片與制動鼓間的法向力,A為摩擦襯片的摩擦面積。摩擦襯片與制動鼓件的法向力所以符合要求。4. 比滑磨功磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動過程中有最高制動初速度至停車所完成的單位襯片(襯塊)面積的滑磨功即比滑磨功來衡量,由于 所以符合要求。四、制動鼓主要結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(一)制動鼓制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量,制動時氣溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料應(yīng)與摩擦襯片的材料相匹配,以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合式制動鼓。也可用在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒,組合形成制動鼓。采用由鋼板沖壓成型的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓。制動鼓在工作載荷作用下會變形,致使蹄鼓間單位壓力不均勻,且損失少許踏板行程。古銅變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此,沿鼓口外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條,也有的加鑄若干軸向肋條以提高散熱能力。制動鼓壁厚取7 12mm。已知輪輞的名義直徑為20 英寸。于是,我們可以選擇組合式制動鼓,制動鼓的最大內(nèi)徑為d=400mm,制動鼓的制造厚度為10mm,制動鼓材料為HT200灰鑄鐵。(二)制動蹄制動蹄采用T形型鋼板焊接制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度選為10mm,摩擦襯片的厚度為10mm,制動蹄寬度為100mm,襯片采用鉚接在制動蹄上。(三)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(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩,故應(yīng)有足夠的剛度。為此,由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 37012的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導(dǎo)致制動力矩減小,踏板行程加大,襯片磨損也不均勻。(四)制動蹄的支承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)。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。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(jī)構(gòu)調(diào)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。(五)摩擦材料采用模壓材料,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、聚合樹脂等配合)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。取摩擦系數(shù)為f=0.35.(六)制動器間隙制動器的設(shè)定間隙為0.5mm。五、液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算(一)制動輪缸設(shè)計計算 制動輪缸是用于將主缸產(chǎn)生的液壓轉(zhuǎn)換成給予制動蹄張力的部件。本次采用的是雙活塞式制動輪缸。(二)制動輪缸直徑與工作容積的確定 制動輪缸對制動蹄施加的張開壓力F0與輪缸直徑dw和制動管路壓力p的關(guān)系為 制動油路壓力p=10Mpa,計算得dw=51.09mm,可取dw=50mm。 =為輪缸活塞在完全制動時的行程,鼓式制動器可取=2.5mm,每個輪缸的工作容積V=2*(/4)*, 后制動的輪缸工作總?cè)莘e為V=2*(/4)*=2*(/4)*502mm*2*2.5=19635mm 前輪缸的總工作容積 V=2*(/4)*=2*(/4)*562mm*2*2.0=19704mm所以輪缸總工作容積為V=19704+19635mm=39339 mm(三)制動主缸設(shè)計制動裝置采用雙回路制動系統(tǒng),制動主缸為串列雙腔制動主缸。1. 直徑的確定主缸直徑的尺寸系列為19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38mm等,取=38mm2. 制動主缸應(yīng)有的工作容積為 式中:V為所有輪缸的總工作容積,V為制動軟管的容積變形。在初步設(shè)計時,制動主缸的工作容積可取為(貨車)3. 主缸活塞行程可用確定,一般=(0.81.2)。經(jīng)計算得,= 45.1mm,滿足=(0.81.2)。(四)制動踏板力設(shè)計計算由于采用助力式伺服制動系,其制動踏板力Fp用下式計算: 式中,為踏板機(jī)構(gòu)傳動比,取=3,為助力器助力比,取=7 ,為踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的機(jī)械效率,=0.820.86,取=0.85。制動踏板力應(yīng)滿足以下要求,最大踏板力一般為700N(貨車)。(五)制動踏板工作行程計算制動踏板工作行程計算用下式表示式中,為主缸中推桿活塞間的間隙和伺服閥柱塞與反饋盤之間的間隙,、取=3.0mm,為主缸活塞空行程,取=1.5mm。踏板全行程對貨車不大于180mm180mm所以符合要求?!緟⒖嘉墨I(xiàn)】1. 余志生,汽車?yán)碚摰?版2. 王望予,汽車設(shè)計第4版3. 劉小康,黃平,機(jī)械設(shè)計第二版4. 汽車工程設(shè)計手冊,人民交通出版社
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