目 錄第一章 緒 論 31.1 課題研究的目的與意義 31.2 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展 41.3 汽車制動系統(tǒng)的功用與組成 41.4 本課題設計要求 61.5 主要設計思路與方法 6第 2 章 總體設計方案的確定 62.1 總體結構方案的確定 62.2 鼓式制動器的選擇 .72.3 制動器工作間隙的確定 .82.4 制動器驅(qū)動機構的方案選擇 .82.5 制動管路的選擇 .102.6 主要設計參數(shù)的確定 .10第 3 章 制動器主要參數(shù)設計計算 113.1 制動力分析 113.2 制動力的分配 .143.2.1 同步附著系數(shù) .143.2.2 最大制動力矩計算 153.2.3 制動器制動因數(shù) .15第四章 制動器的結構設計 164.1 制動器的類型 .174.2 主要參數(shù)的確定 .174.2.1 結構參數(shù) 174.2.2 摩擦片摩擦系數(shù) 184.3 制動器壓力的計算 .194.3.1 制動蹄摩擦面的壓力 194.3.2 鼓式制動器制動力矩 .194.3.3 磨損特性計算 214.3.4 手動駐車制動的計算 .224.4 主要零部件的結構設計 .234.4.1 制動鼓 .234.4.2 制動塊 .244.4.3 摩擦材料 .24第五章 三維模型的建立 245.1 制動鼓模型 .245.2 制動塊模型 .255.3 制動器殼體模型 .275.4 制動器總裝配圖模型 .28結 論 29致 謝 31參 考 文 獻 32第一章 緒 論1.1 課題研究的目的與意義伴隨著社會的發(fā)展科技的進步，汽車已成為人民生活中不可或缺的一部分。而制動系統(tǒng)則是每一輛汽車必備的系統(tǒng)，如今中國經(jīng)濟的飛速發(fā)展從而使得中國的公路建設逐漸形成交通運輸網(wǎng)。而且國家為了滿足人們的需求，為生活帶來方便對于高速公路的限速也越來也高，部分路段已經(jīng)達到 120Km/h。而對于車廠來說研發(fā)出高性能，速度快的汽車更是目前趨勢。但是無論速度多快，可以在緊急情況下緊急停車及減速才是最重要的。因為這關系到人身的安全。在每一輛車上市及量產(chǎn)之前都必須對汽車進行可靠性道路測試及國家法規(guī)申報，而這些項目中必不可少的是制動時間及制動距離的測試。這就是制動器的作用。對于任何一輛汽車來說兩套獨立的制動機構是必不可少的。主要包含行車制動和駐車制動兩種。行車制動裝置主要是用于行駛中的汽車在遇到各種路況及緊急情況時可以減速或者停車。這個機構主要靠駕駛員的腳踏板來控制。而駐車制動主要是車輛在停止熄火，或者半坡啟動時為避免汽車溜車而采取的制動裝置。目前的駐車制動裝置主要有手動駐車、電子駐車、自動駐車等等幾種。這個機構主要靠駕駛員的手動操作或者車輛的電子控制系統(tǒng)自動識別來實現(xiàn)。在一些山區(qū)或者坡路上駐車制動是必不可少的。此外在一些特殊車輛上還有應急制動、輔助制動等等機構或系統(tǒng)，這些都是為了保證車輛及人身的安全，因此對于制動系統(tǒng)及制動器的設計與研究尤為重要。是汽車的必備系統(tǒng)。1.2 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。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)得越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、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，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現(xiàn)了很多新的結構型式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結構型式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內(nèi)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。目前的制動系統(tǒng)的發(fā)展不僅僅限于制動器，對于駕駛員來說液壓助力的制動器給駕駛員的操縱帶來了方便。但是駕駛員的操縱不當扔回帶來隱患。比如在冰面或濕滑的路面上，急剎車會導致車輛打滑甚至翻車。因此為避免這種情況的出現(xiàn)在制動系統(tǒng)的研究中加入了防抱制動系統(tǒng)，即(ABS)系統(tǒng)。它可以在汽車緊急剎車自動分配汽車制動力，避免汽車打滑。目前車輛防抱制動控制系統(tǒng)(ABS) 已發(fā)展成為成熟的產(chǎn)品，并且在各種汽車上的到了廣泛的應用。但是這種系統(tǒng)只是一份輔助安全保護系統(tǒng)，因此在駕駛過程中還必須要控制車速，正確駕駛，合適合理利用汽車制動器?？傊?，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型式的變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大變化?，F(xiàn)代的汽車運用電子控制技術的發(fā)展已成為趨勢，越來越多的電子控制、液壓控制系統(tǒng)運用到了汽車制動系統(tǒng)中。汽車也在向著智能化。安全化發(fā)展。更加方便的為人們的生活提供方便。1.3 汽車制動系統(tǒng)的功用與組成一般輕型貨車的制動系統(tǒng)主要由下面的 3 個部分組成：(1)動力裝置：也就是為制動器提供動力能源，主要的動力源有氣動裝置，液壓裝置，電機控制等幾種；(2)傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件，主要通過管路及電子線路進行傳動；(3)制動器：產(chǎn)生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統(tǒng)中的部件，如手剎；。制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠的停在原地或坡道上。制動系統(tǒng)的一般工作原理是，利用與車身(或車架)相連的非旋轉(zhuǎn)元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉(zhuǎn)元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉(zhuǎn)動或轉(zhuǎn)動的趨勢。而制動器就是實現(xiàn)制動功能的主要部件。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用汽車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只作緩速器。目前廣泛應用的仍為摩擦式制動器。一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力以使汽車減速。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦而產(chǎn)生制動力矩的制動器都成為摩擦制動器摩擦式制動器按摩擦副結構形式的不同，可分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結構形式有多種，如下所示：圖 1-1 制動器分類1.4 本課題設計要求對于不同車型，不同的制動器有著不同的設計要求，針對本設計的汽車制動器而言主要的設計要求如下：（1）所設計的制動器各項性能指標及結構要滿足國家技術指標要求及法規(guī)認證的要求；（2）制動器要求足夠的制動能效，在車輛各種使用工況下可以滿足車輛所需的制動力，保證車輛可以減速及緊急制動；（3）制動器的工作要可靠，有足夠的耐久性。在車輛三包期及后期的使用過程中可以保證制動性能；（4）制動器的結構要簡單且便于維護，以便降低制造成本，提高制動效能及時間；1.5 主要設計思路與方法（1）通過查閱圖書館及電子資料了解制動器的工作原理及基本設計思路，為后期的設計奠定基礎；（2）通過主機廠及 4S 店的現(xiàn)場實習了解鼓式制動器的結構及主要零部件工作性能；（3）根據(jù)基礎車型的主要參數(shù)對制動器的制動力矩、操縱力矩、摩擦力矩進行計算；（4）利用計算數(shù)據(jù)結合整車的布置及參數(shù)繪制制動器二維總裝圖及主要零部件圖；（5）根據(jù)繪制的二維圖形對鼓式制動器進行三維建模，通過建模了解制動器的結構；（6）整理計算及資料、根據(jù)設計圖紙及三維數(shù)模完成設計說明書論文的編寫；第 2 章 總體設計方案的確定2.1 總體結構方案的確定本設計參考的車型為長安星卡貨車，裝載質(zhì)量是兩噸，采用兩軸的布置方案。驅(qū)動形式為 4×2 的平頭式貨車發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。而貨車一般采用鼓式后制動器；同時結合本設計的車型及實際情況，本設計的制動器類型為行車制動機駐車制動中用到的鼓式制動器；針對制動力的結構類型，本設計的類型選擇為液壓機械機構。2.2 鼓式制動器的選擇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(jīng)廣泛用于各類汽車上。但由于結構問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領域上已經(jīng)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(jīng)濟類汽車中使用。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：利用手操縱桿或駐車踏板拉緊鋼拉索，操縱鼓式制動器的杠件擴展制動蹄，起到停車制動作用，使得汽車不會溜動；松開鋼拉索，回位彈簧使制動蹄恢復原位，制動力消失。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。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉(zhuǎn)扭力。每一個鼓都有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉(zhuǎn)的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉(zhuǎn)動。l.領蹄 2.從蹄 3、4.支點 5.制動鼓 6.制動輪缸圖 2-1 領從蹄式制動器示意圖圖為領從蹄式制動器示意圖，設汽車前進時制動鼓旋轉(zhuǎn)方向如圖中箭頭所示。沿箭頭方向看去，制動蹄 1 的支承點 3 在其前端，制動輪缸 6 所施加的促動力作用于其后端，因而該制動蹄張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相同。具有這種屬性的制動蹄稱為領蹄。與此相反，制動蹄 2 的支承點 4 在后端，促動力加于其前端，其張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反。具有這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當汽車倒駛，即制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，蹄 1 變成從蹄，而蹄 2 則變成領蹄。這種在制動鼓正向旋轉(zhuǎn)和反向旋轉(zhuǎn)時，都有一個領蹄和一個從蹄的制動器即稱為領從蹄式制動器。結合本設計參考車型特點及思路，本設計中的制動器形式選用領從蹄式制動器；2.3 制動器工作間隙的確定 制動蹄在不工作的原始位置時，其摩擦片與制動鼓間應有合適的間隙，其設定值由汽車制造廠規(guī)定，一般在 0.25～0.5mm 之間。任何制動器摩擦副中的這一間隙( 以下簡稱制動器間隙)如果過小，就不易保證徹底解除制動，造成摩擦副拖磨；過大又將使制動踏板行程太長，以致駕駛員操作不便，也會推遲制動器開始起作用的時刻。但在制動器工作過程中，摩擦片的不斷磨損將導致制動器間隙逐漸增大。情況嚴重時，即使將制動踏板踩到下極限位置，也產(chǎn)生不了足夠的制動力矩。因此，制動器需要對間隙進行調(diào)節(jié)，本設計中的工作間隙初始設定為 0.25mm；2.4 制動器驅(qū)動機構的方案選擇制動驅(qū)動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。而力的傳遞方式又有機械式，液壓式，氣壓式和氣壓.液壓式的區(qū)別，如下表 2.1。表 2.1 制動驅(qū)動機構的結構形式制動力源 力的傳遞方式型式 制動力源 工作介質(zhì)型式 工作介質(zhì)用途機械式 桿系或鋼絲繩僅用于駐車制動簡單制動系（人力制動系） 司機體力液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動氣壓式 空氣氣壓動力制動系空氣氣壓.液壓式空氣，制動液動力制動系液壓動力制動系發(fā)動機動力制動液液壓式 制動液中，重型汽車的行車制動真空伺服制動系空氣氣壓伺服制動系空氣私服制動系 液壓伺服制動系司機體力與發(fā)動機動力制動液液壓式 制動液 轎車，微，輕，中型汽車的行車制動簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，亦稱人力制動。其中，又有機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠，還廣泛地應用于中、小型汽車的行車制動裝置中。液壓式簡單制動系（通常簡稱為液壓制動系）用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間短(0.1～0.3s)，工作壓力高 (可達 10～12MPa)，輪缸尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低；機械效率高。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻” ，使制動效能減低甚至失效，而當氣溫過低時（.25 C 和更低時） ，由于制?動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓制動曾被廣泛應用于乘用車和總質(zhì)量不大的商用車。真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度(負壓，一般可達0.05～0.07 MPa)作動力源，一般的柴油車若采用真空伺服制動系時，則需有專門的真空源—由發(fā)動機驅(qū)動的真空泵或噴吸器構成。氣壓伺服制動系是由發(fā)動機驅(qū)動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達 0.6～0.7 MPa。故在輸出力相等時，氣壓伺服氣室直徑比真空伺服氣室直徑小得多。且在雙回路制動系中，如果伺服系統(tǒng)也是分立式的，則氣壓伺服比真空伺服更適宜，因此后者難于使各回路真空度均衡。但氣壓伺服系統(tǒng)的其他組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空私服制動系多用于總質(zhì)量在 1.1t.1.35t 以上的轎車及裝載質(zhì)量在 6t 以下的輕，中型載貨汽車上，氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質(zhì)量為 6～12t 的商用車，以及少數(shù)幾種排量在 4.0L 以上的乘用車。本設計中采用真空伺服系統(tǒng)來作為制動驅(qū)動機構的方案。2.5 制動管路的選擇為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的相互獨立的回路，其中有一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的五種分路形式。（1）一軸對一軸（II）型、交叉（X）型、一軸對半半軸（ HI）型、半軸一輪對半軸一輪（LL）型、雙半軸對雙半軸（HH）型等；如下圖所示：圖 2.2 分路系統(tǒng)II 型管路的布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的但輪缸鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用車上用得最廣泛對于這種形式，本設計中選用 II 型回路系統(tǒng)。2.6 主要設計參數(shù)的確定在制動器設計中本設計設計基于長安星卡輕型貨車的基本參數(shù)進行設計，參考車型主要技術參數(shù)如下： 表 2.1 制動系統(tǒng)整車參數(shù)空載 滿載整車質(zhì)量1685kg 2185kga b質(zhì)心位置1.35m 1.25m空載 滿載 軸 距質(zhì)心高度0.95m 0.85m 2.6m最高車速 車輪工作半徑 輪 胎 同步附著系數(shù)其 他120km/h 370mm 175/70R14 85H =0.60?在汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：（1）制動力及其分配系數(shù)；（2）同步附著系數(shù)；（3）制動器最大制動力矩與制動器因數(shù)；在本設計也主要圍繞這些參數(shù)對長安輕型卡車的制動器進結構設計計算與建模。第 3 章 制動器主要參數(shù)設計計算3.1 制動力分析汽車受到與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車。這個外力只能由地面和空氣提供。但由于空氣阻力相對較小，所以實際外力主要是由地面提供的，稱之為地面制動力。地面制動力越大，制動距離也越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。（1）地面制動力假設滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖 3.1 所示。圖 3.1 車輪制動時受力簡圖是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為T?； 是地面制動力，單位為 N； 為車輪垂直載荷、 為車軸對車輪的Nm?xbFWpF推力、 為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為 N。z顯然，從力矩平衡得到（3.1）xbTFr??式中， 為車輪的有效半徑（m） 。r地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一個是制動器內(nèi)制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是輪胎與地面間的摩擦力—附著力。（2）制動器制動力在輪胎周緣為了克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號表示，顯然F?（3.2）TFr??式中： 是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動器制動力 是由制動器T? F?結構參數(shù)所決定的。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數(shù)和車輪半徑以及踏板力有關。圖 3.2 給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關系。當踩下制動踏板時，首先消除制動系間隙后，制動器制動力開始增加。開始時踏板力較小，制動器制動力 也較小，地面制動力 足以克服制動器制動力 ，而F?xbFF?使得車輪滾動。此時， = ，且隨踏板力增加成線性增加。xb圖 3.2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力或最大地面制動力 ，即F?maxbF≤ （3.3）xbzF??（3.4）maxzb當制動踏板力上升到一定值時，地面制動力 達到最大地面制動力 =xbFxbF,車輪開始抱死不轉(zhuǎn)而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的F?繼續(xù)升高，制動器制動力 繼續(xù)增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力F?不再增加。xb上述分析表明，汽車地面制動力 取決于制動器制動力 ，同時又受到xbFF?地面附著力 的閑置。只有當制動器制動力 足夠大，而且地面又能夠提供F? ?足夠大的附著力 ，才能獲得足夠大的地面制動力。（3）地面對前、后車輪的法向反作用力圖 3.3 所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖 3.3 制動時的汽車受力圖因為制動時車速較低，空氣阻力 可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地wF點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力 、 為1z2z12()zgzGbhLFz???????（3.5）式中： ， 為制動強度，duzgt?—汽車所受重力；G—汽車軸距；L—汽車質(zhì)心離前軸距離；1—汽車質(zhì)心離后軸距離；2—為汽車質(zhì)心高度；gh—重力加速度；g若在附著系數(shù)為 的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分?別先后抱死） ，此時 。地面作用于前、后輪的法向反作xbduFGgt???或用力為（3.6）12()zgzbhLGF????????式（3.6）為直線方程，由上式可見，當制動強度或附著系數(shù)改變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是很大的，前輪增大，后輪減小。3.2 制動力的分配根據(jù)公式： （3.7）Lhg02????得： 6785.1??3.2.1 同步附著系數(shù)在汽車整車結構中，針對制動器有一個很重要的參數(shù)，即為同步附著系數(shù)，此參數(shù)關系到整個制動器的制動性能。而對于汽車來說在同步附著系數(shù) 等于0?路面上的時才會抱死不打滑，因此針對同步附著系數(shù)有以下幾種情況：（1）當 時：這種情況下前輪比后輪先抱死，這時汽車失去轉(zhuǎn)向能力；0??（2）當 時：這種情況下后輪比前輪先抱死，這時汽車失去穩(wěn)定能力；0?（3）當 時：這時前后輪同時抱死，同時也失去轉(zhuǎn)向能力；0??針對同步附著系數(shù)，根據(jù)設計經(jīng)驗及設計參數(shù)，一般情況下轎車 0.6；0??貨車 0.5。0??（3.8）20gLh????故取 =0.60?3.2.2 最大制動力矩 計算由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩：（3.9）egrqhLGM??)(1max2??式中：Φ——最大附著系數(shù)；q——制動強度；——車輪有效半徑；er——后軸最大制動力矩；max2?MG——汽車滿載質(zhì)量；L——汽車軸距；q= = =0.66gha???)(0?85.0)67.(35.1???故后軸 = =1.57 Nmmmax2?M.)8.6. 61后輪的制動力矩為 =0.785 Nmm2/1057.6?610?前軸 = T = =0.67/(1-0.67) 1.57 =3.2 Nmmmax1?ax1f max2f??610?6前輪的制動力矩為 3.2 /2=1.6 Nmm60?613.2.3 制動器制動因數(shù)作用在制動鼓半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與施加的力之比為制動器因數(shù)，即（3.10）fTBFPR?式中： —制動器的摩擦力矩；fT—制動盤或制動鼓的作用半徑；R—輸入力，去兩制動蹄的平均值。P對于鼓式制動器，當 時，則有 12P?12TBF??根據(jù)受力情況及制動蹄之間的作用力繪制受力簡圖，如下：圖 3.4 受力圖對領題繞支點 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb???（3.11）由上式得到領蹄的制動蹄因數(shù)為（3.12）1TNfhfBFcPb????????代入?yún)?shù)得： =0.791T當制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄則又成為從蹄，這時摩擦力 的方向相反，Nf用上述分析方法，同樣可得出從蹄繞支點 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb??（3.13）由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為21TNfhfBFcPb????????（3.14）代入?yún)?shù)得： =0.48 2TBF第 4 章 制動器的結構設計本設計的制動器為汽車機械液壓助力的鼓式制動器，一般情況下安裝在汽車后輪，針對汽車后輪的制動力及整車參數(shù)對鼓式制動器的主要參數(shù)進行設計計算，設計出結構合適制動器。4.1 制動器的類型在汽車制動器的發(fā)展過程中，鼓式制動器是最早出現(xiàn)的；要比盤式制動器還早好多年。因此其技術成熟，結構穩(wěn)定，從而被各類汽車所廣泛應用。鼓式制動器主要是靠制動鼓內(nèi)部的制動蹄與制動鼓內(nèi)部的摩擦進行制動，制動蹄靠液壓機機械彈簧的作用可以抱死或放松制動蹄與制動鼓的接觸，從而使汽車出現(xiàn)制動剎車。根據(jù)鼓式制動器制動蹄的結構可以分為以下幾種類型：（1）領從蹄式制動器：即在制動時制動蹄的旋轉(zhuǎn)方向為相反的，一個領蹄和一個從蹄相反運動張開接觸制動鼓使汽車制動；（2）雙領蹄式制動器：即在制動時制動蹄的旋轉(zhuǎn)方向為相同的，有兩個相同的領蹄進行相同運動張開接觸制動鼓使汽車制動；（3）雙向雙領蹄式制動器：即在制動時制動蹄的旋轉(zhuǎn)方向為相反的，但是為兩個領蹄相反運動張開接觸制動鼓使汽車制動；（5）增力式制動器：即在傳統(tǒng)制動器的結構中加入雙活塞式制動輪缸，靠液壓的作用張開制動蹄使其制動；結合各種制動蹄的結構及原理，本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。4.2 主要參數(shù)的確定4.2.1 結構參數(shù)(1)制動鼓直徑 D 或半徑 R針對制動鼓與輪輞，在汽車設計過程中兩運動件之間應有一定的間隙，一般情況下不應小于 20mm～30 mm，以保證有效的散熱及通風，保證車輛的制動性能。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓 D 的尺寸。另外，制動鼓直徑D 與輪輞直徑 之比的一般范圍為；r轎車 =0.64～0.74/rD貨車 =0.70～0.83/r轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm～150 mm 。根據(jù)本設計的要求及結構參數(shù)，本設計中選取 D=240mm 。制動鼓外徑 249mm。（2）制動蹄摩擦襯片的包角? 及寬度 b根據(jù)設計經(jīng)驗及制動器主要技術性能指標要求，包角? 通常在?=范圍內(nèi)選取，包角太小容易磨損，太大則不容易散熱，因此本設計中90~1o包角選取?= 。?0摩擦成片的寬度及直接影響到整車的制動性能，本設計中選取的摩擦片寬度為選取 b=45mm 。（3）摩擦襯片起始角 0?摩擦襯片起始角 通常為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最0大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。根據(jù) = -（ /2）=)2/(90?????910?4圖 4.1 制動蹄摩擦襯片參數(shù)（4）張開力的作用線至制動器中線的距離 a在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離 a 盡可能地大，以提高其制動效能。在本設計中 a=0.8R，求得 a=99.6mm 。4.2.2 摩擦片摩擦系數(shù)摩擦片是整個制動器中最關鍵的零部件，其性能的指標直接影響制動器的制動性能，因此針對摩擦片不僅對結構中的散熱通風有要求，同時對其耐久，耐老化，高低溫也有很高的要求。而決定摩擦片性能的主要為其摩擦系數(shù)，不同材料有不同的摩擦系數(shù)，本設計中選取 f=0.3。4.3 制動器壓力的計算4.3.1 制動蹄摩擦面的壓力可根據(jù)圖 4-2 來分析計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布規(guī)律。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心轉(zhuǎn)動 d? 角。摩擦襯片表面任意點 沿制動蹄轉(zhuǎn)動的切線方向餓變形即為線1A1B段 ，其徑向變形分量是線段 在半徑 延長線上的投影，即線段 。'B'1O1BC由于 d? 角很小，可以認為 =90 則所求的摩擦襯片的徑向變形為'1A?o（4.1'11sinBCd?????）圖 4.2 摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布考慮到 ，則由等腰三角形 可知1OABR??1AOB1/sin/siR???（4.2）代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為（4.3）1maxsinRdq???????通過上式可看出摩擦片的徑向變形和壓力都是關于張開角? 的正弦函數(shù)。4.3.2 鼓式制動器制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關系。增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩 可表達如下：1Tf（4.4）11TfNL??式中： —摩擦系數(shù)（前面以選擇 0.3） ；f—單元法向力的合力；1N—摩擦力 的作用半徑。1?1f如圖 3-3 求得力 與張開力 的關系式，寫出制動蹄上力的平衡力方程式：11P10111cos(cosin)'xSNfPaf??????????（4.5）圖 4.3 制動蹄對制動鼓的壓緊力關系式中： —支承反力在 軸上的投影；1xS1x— 軸與力 的作用線之間的夾角。1?1N對式（4.5）求解，得（4.6）??111/'cosinhPff?????????將式（4.6）代入（4.4） ，得增勢蹄的制動力矩 為1Tf= （4.7）??1111/'cosinTfPhff??????????1PB所以增勢蹄的力矩是關于 的直線函數(shù)。14.3.3 磨損特性計算由于汽車在使用過程中摩擦襯片是不斷地在與制動鼓內(nèi)壁進行接觸摩擦，因此對于制動器摩擦片襯片的材料及結構設計有一定的要求，要求其有足夠的耐磨性，同時針對使用過程中的磨損特性對其進行主要參數(shù)計算：1）比能量耗散率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（4.8）211()amvetA????（4.9）212()avet式中： ：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時 ， ；? 02?v1?：汽車總質(zhì)量；am， ：汽車制動初速度與終速度， / ；計算時轎車取 27.8 /1v2 msm；s：制動時間， ；按下式計算tst= =27.8/6=4.6jv21?s：制動減速度， ， 0.6×10 6 ；j 2/smgj??6.0?2/sm， ：前、后制動器襯片的摩擦面積； =7600mm ,質(zhì)量在 1.5—1A2 1A22.5/t 的轎車摩擦襯片面積在 200-300cm ,2故取 =30000mm22：制動力分配系數(shù)。?則 = =5.7?121tAvmea??67.0.48250?2/mw轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于 6.0 ，故符合要求。2/= =0.7)1(22????tAvmea )67.01(36.4287502???2/mw轎車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于 1.8 ，故符合要求。2/2）比滑磨功 fL磨損和熱的性能指標可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滑磨功，即比滑磨功 來衡量：fL（4.10）][2maxffAvL???式中： ：汽車總質(zhì)量am：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，?A= =752cm ；?A21??cm27630??2:maxvshk/4/60[ ]：許用比滑磨功，轎車取 1000J/ ～ 1500J/ 。fL2c2cmL = 1497J/ ≤1000J/ ～ 1500J/f752410?2cm22故符合要求。4.3.4 手動駐車制動的計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖 4-5 由該圖得出汽車上坡停駐時的后軸附著力為（4.11）????21 1cosincosina ag gGmZLhLh????????同樣求出汽車下頗停駐的后軸車輪的附著力為（4.12）??21' cos'in'agmgZLh???根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐的坡度極限傾角 ，即由,?'（4.13）??1cosinsiagamgLhm???求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為（4.14）1arctngLh????代入汽車參數(shù)，求得 23.22?汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為（4.15）1'arctngLh????代入汽車參數(shù)，求得 16.83'???一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于 16%～20%。圖 4.5 駐車制動計算模型汽車后軸的單個后輪駐車制動器的制動力矩的最大上限為： T= （4.16）1sin2aemgr?代入汽車參數(shù)求得 T=760.68 。N?4.4 主要零部件的結構設計4.4.1 制動鼓在制動鼓設計時要求其課題有足夠的強度與硬度，保證車輛的是使用性能，主要的制動鼓結構如下：（a）鑄造制動鼓；(b),(c)組合式制動鼓1- 沖壓成型幅板；2- 鑄造鼓筒；3- 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4- 鑄鋁合金制動鼓圖 4.6 制動鼓本次設計的制動鼓采用鑄造工藝，鑄造后進機加工而成。針對壁厚一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 ；中，重型載貨汽車為 。本次7~12m13~8m設計取 10mm,針對制動鼓的材料本次設計采用的材料是 HT20-40。4.4.2 制動塊針對汽車的制動塊，主要由背板和摩擦襯塊構成，二者采用鉚接成型。主要用于結構的摩擦及運動制動。由于單位壓力和工作溫度高等原因，摩擦襯塊要必須厚度足夠，以便可以抵制摩擦磨損，因此其厚度較大。根據(jù)設計經(jīng)驗可知轎車和輕型車的厚度在 7.5mm ～16 mm 之間。本設計選取為 8mm.4.4.3 摩擦材料根據(jù)用途的而不同摩擦材料也有多種多樣，同時隨著科技的進步，越來越多的合金材料出現(xiàn)在工業(yè)行業(yè)中。針對摩擦材料由于其材料摩擦系數(shù)的不同，使用用途也不一樣，在本設計中因為其要求摩擦系數(shù)較高，因此結合設計經(jīng)驗及實際情況考慮，本次設計采用的是模壓材料。第五章 三維模型的建立5.1 制動鼓模型在本設計中主要運用 CATIA 三維制圖軟件對制動鼓的三維模型進行建立，主要的建模步驟如下：（1） 利用 命令繪制草圖，草圖模型如下：（2） 運用 凸臺拉伸命令完成制動鼓大致結構，結構如下：（3） 運用 倒圓角命令對模型結構進行修飾，完成建模。5.2 制動塊模型同樣運用 CATIA 三維軟件對制動塊模型進行建立，首先繪制草圖，運用命令與上述相同，圖紙草圖結構如下：接著運用拉伸命令對草圖進行立體拉伸，結果如下：然后運用結合命令安裝形狀完成模型切割，完成模型繪制，結果如下：5.3 制動器殼體模型運用草圖繪制命令，繪制草圖，結果如下：目 錄第一章 緒 論 31.1 課題研究的目的與意義 31.2 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展 31.3 汽車制動系統(tǒng)的功用與組成 41.4 本課題設計要求 51.5 主要設計思路與方法 6第 2 章 總體設計方案的確定 62.1 總體結構方案的確定 62.2 鼓式制動器的選擇 .62.3 制動器工作間隙的確定 .82.4 制動器驅(qū)動機構的方案選擇 .82.5 制動管路的選擇 .92.6 主要設計參數(shù)的確定 .10第 3 章 制動器主要參數(shù)設計計算 113.1 制動力分析 113.2 制動力的分配 .143.2.1 同步附著系數(shù) 143.2.2 最大制動力矩計算 143.2.3 制動器制動因數(shù) 15第四章 后鼓式制動器的結構設計 164.1 制動器的類型 .164.2 主要參數(shù)的確定 .174.2.1 結構參數(shù) .174.2.2 摩擦片摩擦系數(shù) .184.3 制動器壓力的計算 .184.3.1 制動蹄摩擦面的壓力 184.3.2 鼓式制動器制動力矩 .194.3.3 磨損特性計算 .204.3.4 手動駐車制動的計算 .224.4 主要零部件的結構設計 .234.4.1 制動鼓 234.4.2 制動塊 244.4.3 摩擦材料 24第 5 章 前鉗盤制動器的結構設計 245.1 盤式制動器結構分析 .245.2 主要結構參數(shù)設計 .255.2.1 制動盤直徑設計 .255.2.2.制動盤厚度設計 .255.2.3.摩擦襯塊設計 .255.3 制動力矩的計算 .265.4 制動鉗的結構分析 275.5 制動盤的結構分析 .28第六章 三維模型的建立 296.1 制動鼓模型 .296.2 制動塊模型 .306.3 制動器殼體模型 .316.4 制動器總裝配圖模型 .32結 論 33致 謝 35參 考 文 獻 36第一章 緒 論1.1 課題研究的目的與意義伴隨著社會的發(fā)展科技的進步，汽車已成為人民生活中不可或缺的一部分。而制動系統(tǒng)則是每一輛汽車必備的系統(tǒng)，如今中國經(jīng)濟的飛速發(fā)展從而使得中國的公路建設逐漸形成交通運輸網(wǎng)。而且國家為了滿足人們的需求，為生活帶來方便對于高速公路的限速也越來也高，部分路段已經(jīng)達到 120Km/h。而對于車廠來說研發(fā)出高性能，速度快的汽車更是目前趨勢。但是無論速度多快，可以在緊急情況下緊急停車及減速才是最重要的。因為這關系到人身的安全。在每一輛車上市及量產(chǎn)之前都必須對汽車進行可靠性道路測試及國家法規(guī)申報，而這些項目中必不可少的是制動時間及制動距離的測試。這就是制動器的作用。對于任何一輛汽車來說兩套獨立的制動機構是必不可少的。主要包含行車制動和駐車制動兩種。行車制動裝置主要是用于行駛中的汽車在遇到各種路況及緊急情況時可以減速或者停車。這個機構主要靠駕駛員的腳踏板來控制。而駐車制動主要是車輛在停止熄火，或者半坡啟動時為避免汽車溜車而采取的制動裝置。目前的駐車制動裝置主要有手動駐車、電子駐車、自動駐車等等幾種。這個機構主要靠駕駛員的手動操作或者車輛的電子控制系統(tǒng)自動識別來實現(xiàn)。在一些山區(qū)或者坡路上駐車制動是必不可少的。此外在一些特殊車輛上還有應急制動、輔助制動等等機構或系統(tǒng)，這些都是為了保證車輛及人身的安全，因此對于制動系統(tǒng)及制動器的設計與研究尤為重要。是汽車的必備系統(tǒng)。1.2 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。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)得越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、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，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現(xiàn)了很多新的結構型式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結構型式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內(nèi)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。目前的制動系統(tǒng)的發(fā)展不僅僅限于制動器，對于駕駛員來說液壓助力的制動器給駕駛員的操縱帶來了方便。但是駕駛員的操縱不當扔回帶來隱患。比如在冰面或濕滑的路面上，急剎車會導致車輛打滑甚至翻車。因此為避免這種情況的出現(xiàn)在制動系統(tǒng)的研究中加入了防抱制動系統(tǒng)，即(ABS)系統(tǒng)。它可以在汽車緊急剎車自動分配汽車制動力，避免汽車打滑。目前車輛防抱制動控制系統(tǒng)(ABS) 已發(fā)展成為成熟的產(chǎn)品，并且在各種汽車上的到了廣泛的應用。但是這種系統(tǒng)只是一份輔助安全保護系統(tǒng)，因此在駕駛過程中還必須要控制車速，正確駕駛，合適合理利用汽車制動器?？傊?，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型式的變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大變化?，F(xiàn)代的汽車運用電子控制技術的發(fā)展已成為趨勢，越來越多的電子控制、液壓控制系統(tǒng)運用到了汽車制動系統(tǒng)中。汽車也在向著智能化。安全化發(fā)展。更加方便的為人們的生活提供方便。1.3 汽車制動系統(tǒng)的功用與組成一般輕型貨車的制動系統(tǒng)主要由下面的 3 個部分組成：(1)動力裝置：也就是為制動器提供動力能源，主要的動力源有氣動裝置，液壓裝置，電機控制等幾種；(2)傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件，主要通過管路及電子線路進行傳動；(3)制動器：產(chǎn)生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統(tǒng)中的部件，如手剎；。制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠的停在原地或坡道上。制動系統(tǒng)的一般工作原理是，利用與車身(或車架)相連的非旋轉(zhuǎn)元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉(zhuǎn)元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉(zhuǎn)動或轉(zhuǎn)動的趨勢。而制動器就是實現(xiàn)制動功能的主要部件。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用汽車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只作緩速器。目前廣泛應用的仍為摩擦式制動器。一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低，同時依靠車輪與地面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力以使汽車減速。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦而產(chǎn)生制動力矩的制動器都成為摩擦制動器摩擦式制動器按摩擦副結構形式的不同，可分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結構形式有多種，如下所示：圖 1-1 制動器分類1.4 本課題設計要求對于不同車型，不同的制動器有著不同的設計要求，針對本設計的汽車制動器而言主要的設計要求如下：（1）所設計的制動器各項性能指標及結構要滿足國家技術指標要求及法規(guī)認證的要求；（2）制動器要求足夠的制動能效，在車輛各種使用工況下可以滿足車輛所需的制動力，保證車輛可以減速及緊急制動；（3）制動器的工作要可靠，有足夠的耐久性。在車輛三包期及后期的使用過程中可以保證制動性能；（4）制動器的結構要簡單且便于維護，以便降低制造成本，提高制動效能及時間；1.5 主要設計思路與方法（1）通過查閱圖書館及電子資料了解制動器的工作原理及基本設計思路，為后期的設計奠定基礎；（2）通過主機廠及 4S 店的現(xiàn)場實習了解鼓式制動器的結構及主要零部件工作性能；（3）根據(jù)基礎車型的主要參數(shù)對制動器的制動力矩、操縱力矩、摩擦力矩進行計算；（4）利用計算數(shù)據(jù)結合整車的布置及參數(shù)繪制制動器二維總裝圖及主要零部件圖；（5）根據(jù)繪制的二維圖形對鼓式制動器進行三維建模，通過建模了解制動器的結構；（6）整理計算及資料、根據(jù)設計圖紙及三維數(shù)模完成設計說明書論文的編寫；第 2 章 總體設計方案的確定2.1 總體結構方案的確定本設計參考的車型為長安星卡貨車，裝載質(zhì)量是兩噸，采用兩軸的布置方案。驅(qū)動形式為 4×2 的平頭式貨車發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。而貨車一般采用鼓式后制動器；同時結合本設計的車型及實際情況，本設計的制動器類型為行車制動機駐車制動中用到的鼓式制動器；針對制動力的結構類型，本設計的類型選擇為液壓機械機構。2.2 鼓式制動器的選擇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(jīng)廣泛用于各類汽車上。但由于結構問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領域上已經(jīng)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(jīng)濟類汽車中使用。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：利用手操縱桿或駐車踏板拉緊鋼拉索，操縱鼓式制動器的杠件擴展制動蹄，起到停車制動作用，使得汽車不會溜動；松開鋼拉索，回位彈簧使制動蹄恢復原位，制動力消失。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。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉(zhuǎn)扭力。每一個鼓都有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉(zhuǎn)的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動蹄壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉(zhuǎn)動。l.領蹄 2.從蹄 3、4.支點 5.制動鼓 6.制動輪缸圖 2-1 領從蹄式制動器示意圖圖為領從蹄式制動器示意圖，設汽車前進時制動鼓旋轉(zhuǎn)方向如圖中箭頭所示。沿箭頭方向看去，制動蹄 1 的支承點 3 在其前端，制動輪缸 6 所施加的促動力作用于其后端，因而該制動蹄張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相同。具有這種屬性的制動蹄稱為領蹄。與此相反，制動蹄 2 的支承點 4 在后端，促動力加于其前端，其張開時的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向相反。具有這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當汽車倒駛，即制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，蹄 1 變成從蹄，而蹄 2 則變成領蹄。這種在制動鼓正向旋轉(zhuǎn)和反向旋轉(zhuǎn)時，都有一個領蹄和一個從蹄的制動器即稱為領從蹄式制動器。結合本設計參考車型特點及思路，本設計中的制動器形式選用領從蹄式制動器；2.3 制動器工作間隙的確定 制動蹄在不工作的原始位置時，其摩擦片與制動鼓間應有合適的間隙，其設定值由汽車制造廠規(guī)定，一般在 0.25～0.5mm 之間。任何制動器摩擦副中的這一間隙( 以下簡稱制動器間隙)如果過小，就不易保證徹底解除制動，造成摩擦副拖磨；過大又將使制動踏板行程太長，以致駕駛員操作不便，也會推遲制動器開始起作用的時刻。但在制動器工作過程中，摩擦片的不斷磨損將導致制動器間隙逐漸增大。情況嚴重時，即使將制動踏板踩到下極限位置，也產(chǎn)生不了足夠的制動力矩。因此，制動器需要對間隙進行調(diào)節(jié)，本設計中的工作間隙初始設定為 0.25mm；2.4 制動器驅(qū)動機構的方案選擇制動驅(qū)動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。而力的傳遞方式又有機械式，液壓式，氣壓式和氣壓.液壓式的區(qū)別，如下表 2.1。表 2.1 制動驅(qū)動機構的結構形式制動力源 力的傳遞方式型式 制動力源 工作介質(zhì)型式 工作介質(zhì)用途機械式 桿系或鋼絲繩僅用于駐車制動簡單制動系（人力制動系） 司機體力液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動氣壓式 空氣氣壓動力制動系空氣氣壓.液壓式空氣，制動液動力制動系 液壓動力制動系發(fā)動機動力制動液液壓式 制動液中，重型汽車的行車制動真空伺服制動系空氣私服制動氣壓伺服制動系司機體力與發(fā)動機動力 空氣液壓式 制動液 轎車，微，輕，中型汽車的行車制動系 液壓伺服制動系 制動液簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，亦稱人力制動。其中，又有機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠，還廣泛地應用于中、小型汽車的行車制動裝置中。液壓式簡單制動系（通常簡稱為液壓制動系）用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間短(0.1～0.3s)，工作壓力高 (可達 10～12MPa)，輪缸尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低；機械效率高。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻” ，使制動效能減低甚至失效，而當氣溫過低時（.25 C 和更低時） ，由于制?動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓制動曾被廣泛應用于乘用車和總質(zhì)量不大的商用車。真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度(負壓，一般可達0.05～0.07 MPa)作動力源，一般的柴油車若采用真空伺服制動系時，則需有專門的真空源—由發(fā)動機驅(qū)動的真空泵或噴吸器構成。氣壓伺服制動系是由發(fā)動機驅(qū)動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達 0.6～0.7 MPa。故在輸出力相等時，氣壓伺服氣室直徑比真空伺服氣室直徑小得多。且在雙回路制動系中，如果伺服系統(tǒng)也是分立式的，則氣壓伺服比真空伺服更適宜，因此后者難于使各回路真空度均衡。但氣壓伺服系統(tǒng)的其他組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空私服制動系多用于總質(zhì)量在 1.1t.1.35t 以上的轎車及裝載質(zhì)量在 6t 以下的輕，中型載貨汽車上，氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質(zhì)量為 6～12t 的商用車，以及少數(shù)幾種排量在 4.0L 以上的乘用車。本設計中采用真空伺服系統(tǒng)來作為制動驅(qū)動機構的方案。2.5 制動管路的選擇為了提高制動工作的可靠性，應采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的相互獨立的回路，其中有一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的五種分路形式。（1）一軸對一軸（II）型、交叉（X）型、一軸對半半軸（ HI）型、半軸一輪對半軸一輪（LL）型、雙半軸對雙半軸（HH）型等；如下圖所示：圖 2.2 分路系統(tǒng)II 型管路的布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的但輪缸鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用車上用得最廣泛對于這種形式，本設計中選用 II 型回路系統(tǒng)。2.6 主要設計參數(shù)的確定在制動器設計中本設計設計基于長安星卡輕型貨車的基本參數(shù)進行設計，參考車型主要技術參數(shù)如下： 表 2.1 制動系統(tǒng)整車參數(shù)空載 滿載整車質(zhì)量1685kg 2185kga b質(zhì)心位置1.35m 1.25m空載 滿載 軸 距質(zhì)心高度0.95m 0.85m 2.6m最高車速 車輪工作半徑 輪 胎 同步附著系數(shù)其 他120km/h 370mm 175/70R14 85H =0.60?在汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：（1）制動力及其分配系數(shù)；（2）同步附著系數(shù)；（3）制動器最大制動力矩與制動器因數(shù)；在本設計也主要圍繞這些參數(shù)對長安輕型卡車的制動器進結構設計計算與建模。第 3 章 制動器主要參數(shù)設計計算3.1 制動力分析汽車受到與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車。這個外力只能由地面和空氣提供。但由于空氣阻力相對較小，所以實際外力主要是由地面提供的，稱之為地面制動力。地面制動力越大，制動距離也越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。（1）地面制動力假設滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖 3.1 所示。圖 3.1 車輪制動時受力簡圖是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為T?； 是地面制動力，單位為 N； 為車輪垂直載荷、 為車軸對車輪的Nm?xbFWpF推力、 為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為 N。z顯然，從力矩平衡得到（3.1）xbTFr??式中， 為車輪的有效半徑（m） 。r地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一個是制動器內(nèi)制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是輪胎與地面間的摩擦力—附著力。（2）制動器制動力在輪胎周緣為了克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號表示，顯然F?（3.2）TFr??式中： 是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動器制動力 是由制動器T? F?結構參數(shù)所決定的。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數(shù)和車輪半徑以及踏板力有關。圖 3.2 給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關系。當踩下制動踏板時，首先消除制動系間隙后，制動器制動力開始增加。開始時踏板力較小，制動器制動力 也較小，地面制動力 足以克服制動器制動力 ，而F?xbFF?使得車輪滾動。此時， = ，且隨踏板力增加成線性增加。xb圖 3.2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力或最大地面制動力 ，即F?maxbF≤ （3.3）xbzF??（3.4）az當制動踏板力上升到一定值時，地面制動力 達到最大地面制動力 =xb xbF,車輪開始抱死不轉(zhuǎn)而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的F?繼續(xù)升高，制動器制動力 繼續(xù)增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力F?不再增加。xb上述分析表明，汽車地面制動力 取決于制動器制動力 ，同時又受到xb F?地面附著力 的閑置。只有當制動器制動力 足夠大，而且地面又能夠提供? F?足夠大的附著力 ，才能獲得足夠大的地面制動力。F?（3）地面對前、后車輪的法向反作用力圖 3.3 所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖 3.3 制動時的汽車受力圖因為制動時車速較低，空氣阻力 可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地wF點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力 、 為1z2z2()zgzGbhLFz???????（3.5）式中： ， 為制動強度，duzgt?—汽車所受重力；G—汽車軸距；L—汽車質(zhì)心離前軸距離；1—汽車質(zhì)心離后軸距離；2—為汽車質(zhì)心高度；gh—重力加速度；若在附著系數(shù)為 的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分?別先后抱死） ，此時 。地面作用于前、后輪的法向反作xbduFGgt???或用力為（3.6）12()zgzGFbhL????????式（3.6）為直線方程，由上式可見，當制動強度或附著系數(shù)改變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是很大的，前輪增大，后輪減小。3.2 制動力的分配根據(jù)公式： （3.7）Lhg02????得： 6785.1??3.2.1 同步附著系數(shù)在汽車整車結構中，針對制動器有一個很重要的參數(shù)，即為同步附著系數(shù)，此參數(shù)關系到整個制動器的制動性能。而對于汽車來說在同步附著系數(shù) 等于0?路面上的時才會抱死不打滑，因此針對同步附著系數(shù)有以下幾種情況：（1）當 時：這種情況下前輪比后輪先抱死，這時汽車失去轉(zhuǎn)向能力；0??（2）當 時：這種情況下后輪比前輪先抱死，這時汽車失去穩(wěn)定能力；0?（3）當 時：這時前后輪同時抱死，同時也失去轉(zhuǎn)向能力；0??針對同步附著系數(shù)，根據(jù)設計經(jīng)驗及設計參數(shù)，一般情況下轎車 0.6；0??貨車 0.5。0?（3.8）20gLh????故取 =0.60?3.2.2 最大制動力矩 計算由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩：（3.9）egrqhLGM??)(1max2??式中：Φ——最大附著系數(shù)；q——制動強度；——車輪有效半徑；er——后軸最大制動力矩；max2?MG——汽車滿載質(zhì)量；L——汽車軸距；q= = =0.66gha???)(0?85.0)67.(35.1???故后軸 = =1.57 Nmmmax2?M)86. 61后輪的制動力矩為 =0.785 Nmm2/157. 610前軸 = T = =0.67/(1-0.67) 1.57 =3.2 Nmmmax1?ax1f max2f???6106?前輪的制動力矩為 3.2 /2=1.6 Nmm60?613.2.3 制動器制動因數(shù)作用在制動鼓半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與施加的力之比為制動器因數(shù)，即（3.10）fTBFPR?式中： —制動器的摩擦力矩；fT—制動盤或制動鼓的作用半徑；R—輸入力，去兩制動蹄的平均值。P對于鼓式制動器，當 時，則有 12P?12TBF??根據(jù)受力情況及制動蹄之間的作用力繪制受力簡圖，如下：圖 3.4 受力圖對領題繞支點 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb???（3.11）由上式得到領蹄的制動蹄因數(shù)為（3.12）1TfhfBFcPb????????代入?yún)?shù)得： =0.791T當制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄則又成為從蹄，這時摩擦力 的方向相反，Nf用上述分析方法，同樣可得出從蹄繞支點 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb??（3.13）由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為21TfhfBFcPb????????（3.14）代入?yún)?shù)得： =0.48 2TBF第 4 章 后鼓式制動器的結構設計本設計的制動器為汽車機械液壓助力的鼓式制動器，一般情況下安裝在汽車后輪，針對汽車后輪的制動力及整車參數(shù)對鼓式制動器的主要參數(shù)進行設計計算，設計出結構合適制動器。4.1 制動器的類型在汽車制動器的發(fā)展過程中，鼓式制動器是最早出現(xiàn)的；要比盤式制動器還早好多年。因此其技術成熟，結構穩(wěn)定，從而被各類汽車所廣泛應用。鼓式制動器主要是靠制動鼓內(nèi)部的制動蹄與制動鼓內(nèi)部的摩擦進行制動，制動蹄靠液壓機機械彈簧的作用可以抱死或放松制動蹄與制動鼓的接觸，從而使汽車出現(xiàn)制動剎車。根據(jù)鼓式制動器制動蹄的結構可以分為以下幾種類型：（1）領從蹄式制動器：即在制動時制動蹄的旋轉(zhuǎn)方向為相反的，一個領蹄和一個從蹄相反運動張開接觸制動鼓使汽車制動；（2）雙領蹄式制動器：即在制動時制動蹄的旋轉(zhuǎn)方向為相同的，有兩個相同的領蹄進行相同運動張開接觸制動鼓使汽車制動；（3）雙向雙領蹄式制動器：即在制動時制動蹄的旋轉(zhuǎn)方向為相反的，但是為兩個領蹄相反運動張開接觸制動鼓使汽車制動；（5）增力式制動器：即在傳統(tǒng)制動器的結構中加入雙活塞式制動輪缸，靠液壓的作用張開制動蹄使其制動；結合各種制動蹄的結構及原理，本次設計最終采用的是領從蹄式制動器。4.2 主要參數(shù)的確定4.2.1 結構參數(shù)(1)制動鼓直徑 D 或半徑 R針對制動鼓與輪輞，在汽車設計過程中兩運動件之間應有一定的間隙，一般情況下不應小于 20mm～30 mm，以保證有效的散熱及通風，保證車輛的制動性能。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓 D 的尺寸。另外，制動鼓直徑D 與輪輞直徑 之比的一般范圍為；r轎車 =0.64～0.74/rD貨車 =0.70～0.83r轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm～150 mm 。根據(jù)本設計的要求及結構參數(shù)，本設計中選取 D=240mm 。制動鼓外徑 249mm。（2）制動蹄摩擦襯片的包角? 及寬度 b根據(jù)設計經(jīng)驗及制動器主要技術性能指標要求，包角? 通常在?=范圍內(nèi)選取，包角太小容易磨損，太大則不容易散熱，因此本設計中90~1o包角選取?= 。?0摩擦成片的寬度及直接影響到整車的制動性能，本設計中選取的摩擦片寬度為選取 b=45mm 。（3）摩擦襯片起始角 0?摩擦襯片起始角 通常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。根據(jù) = -（ /2）=)2/(90?????901?40圖 4.1 制動蹄摩擦襯片參數(shù)（4）張開力的作用線至制動器中線的距離 a在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離 a 盡可能地大，以提高其制動效能。在本設計中 a=0.8R，求得 a=99.6mm 。4.2.2 摩擦片摩擦系數(shù)摩擦片是整個制動器中最關鍵的零部件，其性能的指標直接影響制動器的制動性能，因此針對摩擦片不僅對結構中的散熱通風有要求，同時對其耐久，耐老化，高低溫也有很高的要求。而決定摩擦片性能的主要為其摩擦系數(shù)，不同材料有不同的摩擦系數(shù)，本設計中選取 f=0.3。4.3 制動器壓力的計算4.3.1 制動蹄摩擦面的壓力可根據(jù)圖 4-2 來分析計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布規(guī)律。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心轉(zhuǎn)動 d? 角。摩擦襯片表面任意點 沿制動蹄轉(zhuǎn)動的切線方向餓變形即為線1A1B段 ，其徑向變形分量是線段 在半徑 延長線上的投影，即線段 。'B'1O1BC由于 d? 角很小，可以認為 =90 則所求的摩擦襯片的徑向變形為'1A?o（4.1'11sinBCd?????）圖 4.2 摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布考慮到 ，則由等腰三角形 可知1OABR??1AOB/sin/siR???（4.2）代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為（4.3）1maxsindq???????通過上式可看出摩擦片的徑向變形和壓力都是關于張開角? 的正弦函數(shù)。4.3.2 鼓式制動器制動力矩在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關系。增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩 可表達如下：1Tf（4.4）fNL??式中： —摩擦系數(shù)（前面以選擇 0.3） ；f—單元法向力的合力；1N—摩擦力 的作用半徑。?1f如圖 3-3 求得力 與張開力 的關系式，寫出制動蹄上力的平衡力方程式：1P10111cos(cosin)'xSNfaf??????????（4.5）圖 4.3 制動蹄對制動鼓的壓緊力關系式中： —支承反力在 軸上的投影；1xS1x— 軸與力 的作用線之間的夾角。?N對式（4.5）求解，得（4.6）??111/'cosinhPff?????????將式（4.6）代入（4.4） ，得增勢蹄的制動力矩 為1Tf= （4.7）??111/'cosinTfPhf??????????1PB所以增勢蹄的力矩是關于 的直線函數(shù)。4.3.3 磨損特性計算由于汽車在使用過程中摩擦襯片是不斷地在與制動鼓內(nèi)壁進行接觸摩擦，因此對于制動器摩擦片襯片的材料及結構設計有一定的要求，要求其有足夠的耐磨性，同時針對使用過程中的磨損特性對其進行主要參數(shù)計算：1）比能量耗散率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（4.8）211()amvetA????（4.9）212()at式中： ：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時 ， ；? 02?v1?：汽車總質(zhì)量；am， ：汽車制動初速度與終速度， / ；計算時轎車取 27.8 /1v2 msm；s：制動時間， ；按下式計算tst= =27.8/6=4.6jv21?s：制動減速度， ， 0.6×10 6 ；j 2/smg??6.0?2/m， ：前、后制動器襯片的摩擦面積； =7600mm ,質(zhì)量在 1.5—1A2 1A2.5/t 的轎車摩擦襯片面積在 200-300cm ,2故取 =30000mm22：制動力分配系數(shù)。?則 = =5.7?121tAvmea??67.0.48250?2/mw轎車盤式制動器的比能量耗散率應不大于 6.0 ，故符合要求。2/mw= =0.7)1(22????tAvmea )67.01(36.4287502???2/轎車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于 1.8 ，故符合要求。2/2）比滑磨功 fL磨損和熱的性能指標可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滑磨功，即比滑磨功 來衡量：fL（4.10）][2maxffAvL???式中： ：汽車總質(zhì)量am：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，?A= =752cm ；21A??cm27630??2:maxvshk/4/60[ ]：許用比滑磨功，轎車取 1000J/ ～ 1500J/ 。fL2c2cmL = 1497J/ ≤1000J / ～1500J /f752410?2cm22故符合要求。4.3.4 手動駐車制動的計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖 4-5 由該圖得出汽車上坡停駐時的后軸附著力為（4.11）????21 1cosincosina ag gGmZLhLh????????同樣求出汽車下頗停駐的后軸車輪的附著力為（4.12）21' s'i'agmg?根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐的坡度極限傾角 ，即由,?'（4.13）??1cosinsiagaLhm???求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為（4.14）1arctngLh????代入汽車參數(shù)，求得 23.22?汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為（4.15）1'arctngLh????代入汽車參數(shù)，求得 16.83'?一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于 16%～20%。圖 4.5 駐車制動計算模型汽車后軸的單個后輪駐車制動器的制動力矩的最大上限為： T= （4.16）1sin2aemgr?代入汽車參數(shù)求得 T=760.68 。N?4.4 主要零部件的結構設計4.4.1 制動鼓在制動鼓設計時要求其課題有足夠的強度與硬度，保證車輛的是使用性能，主要的制動鼓結構如下：（a）鑄造制動鼓；(b),(c)組合式制動鼓1- 沖壓成型幅板；2- 鑄造鼓筒；3- 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4- 鑄鋁合金制動鼓圖 4.6 制動鼓本次設計的制動鼓采用鑄造工藝，鑄造后進機加工而成。針對壁厚一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 ；中，重型載貨汽車為 。本次7~12m13~8m設計取 10mm,針對制動鼓的材料本次設計采用的材料是 HT20-40。4.4.2 制動塊針對汽車的制動塊，主要由背板和摩擦襯塊構成，二者采用鉚接成型。主要用于結構的摩擦及運動制動。由于單位壓力和工作溫度高等原因，摩擦襯塊要必須厚度足夠，以便可以抵制摩擦磨損，因此其厚度較大。根據(jù)設計經(jīng)驗可知轎車和輕型車的厚度在 7.5mm ～16 mm 之間。本設計選取為 8mm.4.4.3 摩擦材料根據(jù)用途的而不同摩擦材料也有多種多樣，同時隨著科技的進步，越來越多的合金材料出現(xiàn)在工業(yè)行業(yè)中。針對摩擦材料由于其材料摩擦系數(shù)的不同，使用用途也不一樣，在本設計中因為其要求摩擦系數(shù)較高，因此結合設計經(jīng)驗及實際情況考慮，本次設計采用的是模壓材料。第 5 章 前鉗盤制動器的結構設計5.1 盤式制動器結構分析盤式制盤式剎車按摩摩擦副的結構分為卡鉗盤和全盤式兩大類。（1）鉗板根據(jù)制動鉗的結構類型，鉗式制動器可分為固定鉗盤式制動器，浮動盤式制動器等。（1）固定卡鉗盤式制動器：該制動器中的制動鉗未固定，制動盤與車輪連接并在制動鉗體開口槽內(nèi)轉(zhuǎn)動。它具有以下優(yōu)點：除活塞和制動塊外沒有其他滑動部件。確保制動鉗的剛性很容易;結構和制造過程與一般的鼓式制動器沒有多大區(qū)別。實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革是很容易的，并且可以很好地適應多回路制動系統(tǒng)的要求。2.浮動盤式制動器：制動器具有以下優(yōu)點：盤內(nèi)只有液壓缸，軸向尺寸小，制動器可進一步靠近輪轂;油路或油管沒有跨越制動盤和液壓缸的良好冷卻條件，所以制動液蒸發(fā)的可能性很小;成本低;浮動夾緊制動塊低。它也可以用于停車制動。（2）全盤在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件和固定元件都是圓形板。制動時各盤摩擦面全部接觸，作用原理與摩擦離合器相同。由于制動器散熱條件差，其應用范圍并不廣泛。通過對盤式和鼓式制動器的分析比較，可以得出盤式制動器和鼓式制動器具有以下突出優(yōu)點：（1）制動器的穩(wěn)定性良好。效率因子與摩擦系數(shù)之間關系的 K-p 曲線是平衡的，因此對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因此摩擦表面對溫度和水的敏感性較低。因此，當車輛高速行駛時，可以保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。（2）當盤式制動器制動時，盤式制動器的減速度與制動管路的壓力線性相關，而鼓式制動器是非線性的。（3）鼓式平衡差時輸出轉(zhuǎn)矩平衡。（4）制動盤通風冷卻效果好，帶通風孔的制動盤散熱效果好，熱穩(wěn)定性好，剎車踏板力小。（5）車輛的速度對踏板力影響很小。結合上述優(yōu)點和缺點，設計了浮動盤式制動器。5.2 主要結構參數(shù)設計5.2.1 制動盤直徑 設計制動盤直徑 D 希望盡量大些，這時制動盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動鉗的夾緊力，降低摩擦襯快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%。所以求得制動盤直徑 D=256mm 。5.2.2.制動盤厚度設計制動盤厚度直接影響制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動盤厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。通常，實心制動盤厚度可取為 10 mm～20 mm；只有通風孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20 mm～50 mm，但多采用 20 mm～30 mm。 取h=20mm 。5.2.3.摩擦襯塊設計推薦摩擦襯塊的外半徑 與內(nèi)半徑 的比值不大于 1.5。若此比值偏大，2R1工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。摩擦襯塊厚度取 14mm,推薦根據(jù)制動摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg/ ～3.5 kg/ 內(nèi)選取。摩擦面積取 76cm 。2cm2c25.3 制動力矩的計算盤式制動器的計算用簡圖 4-1 若襯塊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2fTNR?圖 4.1 盤式制動器的計算用簡圖式中： —摩擦系數(shù)；f—單側制動塊對制動盤的壓緊力； N—作用半徑。R對于常見的扇形摩擦襯塊，其徑向尺寸不大了，R 為平均半徑 或有效半mR徑 已足夠精確。平均半徑為e（4.4）12mR??式中； —扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。12,R所以盤式制動器的力矩方程為： ，是關于活塞給予制動塊對制64.8fTN動盤的壓緊力的一個直線函數(shù)。根據(jù)圖 4.4，在任一單元面積 上的摩擦力對盤中心的力矩為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2fqRd?用于制動盤上的制動力矩為21 321()RfTfqdfqR????????（4.5）單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為21 21()RfNfqdfR????????（4.6）得有效半徑為3211212()4()feTRNR????????????????A（4.7）令 ，則有12Rm?2413()emRR?????????（4.8）因 ，故當 。但當 m 過小即扇形的1221,()4Rm???12,,eRmR?徑向?qū)挾冗^大時，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。5.4 制動鉗的結構分析制動制動鉗由可鍛鑄鐵 KTH370-12 或球墨鑄鐵 QT400-18 制成，也由輕合金制成，如鋁合金鑄造。它可以做成一個整體，可以做成由螺栓連接的兩半，在外邊緣留下一個開口，這樣就可以檢查或更換制動塊，而無需拆除重新定位。制動鉗應具有較高的強度和剛度。一般來說，制動缸在夾體內(nèi)制造，制動盤制動缸的直徑比鼓式制動器的直徑大得多。為了減少傳遞給制動液的熱量，杯形活塞的開口端大部分靠在制動塊的背板上?；钊灿射X合金制成或由鋼制成。為了提高其耐磨性，活塞的工作面鍍鉻。制動鉗在汽車上的安裝位置可以在車軸的前部或后部。制動鉗位于軸的前方，以避免輪胎拋出的泥漿和水進入制動鉗。軸定位后，輪轂軸承的合成負荷可以降低。載荷。5.5 制動盤的結構分析制動制動盤通常由珠光體灰鑄鐵制成。 它的結構和形狀有兩種板和帽子。 后者的長度取決于布局的大小。制動盤在工作時不僅承受作用在制動塊上的法向力和切向力，還承受熱負荷。 為了提高冷卻效果，夾盤式制動器的制動盤在中間有一個帶有徑向通風槽的雙板，可以大大增加散熱面積，減少 20％?30％左右的溫升， 但光盤的整體厚度很厚。 國產(chǎn)進口車型 - 奧迪，桑塔納，富康汽車和切諾基吉普都配備了帶通風槽的制動盤。 制動盤的厚度在 20 到 22.5 之間。 沒有通風車的汽車制動盤通常厚度約為 10?13。制動摩擦材料的摩擦系數(shù)只應具有一定的角度和穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，耐熱性能下降較好，摩擦系數(shù)在溫度上升到一定值后不應急劇下降。材料應具有良好的耐磨性，低吸水性（油，制動液） ，低壓縮率和低導熱性（摩擦片塊為 300 攝氏度的加熱板：在 30 分鐘的作用后，背板的溫度不超過 190 攝氏度）和低熱膨脹率，高壓縮性，抗打擊性，抗剪切性，抗彎曲性和抗沖擊性。制動時不應產(chǎn)生噪音和臭味。目前，模壓材料廣泛用于制動巾。與石棉纖維主要與樹脂粘合劑混合，并調(diào)節(jié)填充損耗（無機粉末和橡膠，聚合物樹脂等）的摩擦性能后，在高溫工廠進行成型。模塑材料的柔韌性差，因此應根據(jù)襯里或襯里塊的規(guī)格進行模塑。其優(yōu)點是可以使用不同種類的聚合物樹脂來使襯里或襯里具有不同的摩擦性能和其他性能。該設計用于模塑材料。材料。第六章 三維模型的建立6.1 制動鼓模型在本設計中主要運用 CATIA 三維制圖軟件對制動鼓的三維模型進行建立，主要的建模步驟如下：（1） 利用 命令繪制草圖，草圖模型如下：（2） 運用 凸臺拉伸命令完成制動鼓大致結構，結構如下：（3） 運用 倒圓角命令對模型結構進行修飾，完成建模。6.2 制動塊模型同樣運用 CATIA 三維軟件對制動塊模型進行建立，首先繪制草圖，運用命令與上述相同，圖紙草圖結構如下：接著運用拉伸命令對草圖進行立體拉伸，結果如下：