1041普通货车制动器设计【说明书+CAD】
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毕业设计任务书福建农林大学毕业设计任务书_机电工程_学院 填写时间:_年_月_日课题名称1041普通货车制动器设计学生姓名专业、学号车辆工程 毕业设计基本要求、主要设计内容及需要解决的关键问题1、基本要求:编写制动器的设计计算说明书一份,采用一种软件画出主要部件的二维装配图(A0四张)和零件图。2、设计内容:设计前制动器、后制动器及操纵装置、手制动器、手制动操纵装置。3、需要解决的关键问题:制动器主要参数的确定和设计计算,制动驱动机构的设计计算。计划进度安排02月25日-03月08日:查找资料完成开题报告03月9日-04月26日:前后制动器、手制动器设计计算及制动驱动机构设计计算04月27日-05月17日:绘图及整理设计说明书应收集的资料及主要参考文献1、王望予.汽车设计第四版.北京:机械工业出版社,20062、刘惟信.汽车设计.北京:清华大学出版社,2001 3、陈家瑞.汽车构造.北京:人民交通出版社,20054、刘惟信.汽车制动系的结构分析与设计计算. 北京:清华大学出版社,2004指导教师(签名):_职称:_ 系(教研室)主任(签名):分管院长(签章):1 轻型载货汽车主要性能和技术数据 型式 平头、双轴、后桥驱动、轻型载货汽车 载重量 2000 全长 4800 最宽 1860 总高 空车 2100 满载 2065 轴距 2800 轮距 前 1480 后 1470 前悬 700 后悬 1250 整备重量 (包括燃料、水、备胎) 2000乘员数 (包括驾驶员) 3 满载总重 4195空车轴荷分配 前轴 1000 50% 后轴 1000 50% 满载轴荷分配 前轴 1384 33% 后轴 2810 67% 货厢外形尺寸 长 3120 宽 1850 高 450 货厢内部尺寸 长 3000 宽 1770 高 400 货厢底板距地面高度 空车时 950 满载时 865 最小离地间隙(满载) 前轴下部 185 mm 后桥壳下部 190 mm 发动机油底壳下部 215mm 最大涉水深度 450 接近角 42 离去角 31 纵向通过半径 最大爬坡度 20度 最小转弯半径 5.7m 最高车速 满载时 100km/h (85km/h) 燃油消耗量 满载时 小于 9.5升/百公里 汽车质量参数的确定汽车装载量=2000kg 设计乘员数 3人 满人数质量为3*65kg=195kg汽车整备质量利用系数 =1 (柴油机取0.81) 故汽车整备质量=2000kg故汽车总重=4195kg 发动机型式 水冷 直列四缸 四冲程柴油发动机( 参考车型使用汽油机)型号 YC4F90-20 缸径*行程 92100(92*92) 工作容积 2.66L(2.445L) 压缩比 最大功率 66kw/3200r/min (55.9kw/35004000r/min) 最大扭矩 220n.m/19002200r/min(175n.m/20002500r/min)主减速器减速比 4.7 一档传动比 5.9(6.09)质心高度 空 840 mm 满 826 mm质心距前轴距 满载 0.9245m 空载 1.4m质心距后轴距 满载 1.8755m 空载 1.4m 发动机参数选择1发动机最大功率及相应转速 =(+) =(*100+*) =65.17kwVamax汽车所达到的最高速度F滚动阻力系数 货车取0.02A-汽车正面投影面积 对载货汽车 可用前轮距B1、 汽车总高H A= B1*H = 1.48*2.065=3.065m2-传动系传动效率 =0.95*0.96*0.96= 0.876-空气阻力系数 货车取 0.85根据功率大小为65.17kw,故选用功率为66kw的广西玉柴YC4F90-20发动机作为该车的发动机。经查询该发动机处于最大功率所对应转速为3200r/min,即np =3200r/min2、发动机最大转矩Temax及其相应转速nt 可根据所选发动机性能参数得: Temax =220N.M =220/19002200转/分3、轮胎的选用由满载时前轮所受载荷得出 前轮满载时负荷为6920 由后轮所受载荷得出后轮满载时负荷为7025N查表2-20(汽车设计-刘惟信)选用单个轮胎最大负荷为7550、加深花纹、外直径为765mm的子午线轮胎,其规格为6.50R16车轮滚动半径Rr=Fd/2=765*3.05/2*3.14=371.5mm=0.3715mF-子午线轮胎系数 取3.05 D-车轮外直径 取765mm 4、主减速器减速比确定 对于货车来说,为了得到足够的功率储备而使最高车速有所下降则采用 如下公式=4.70rr-车轮滚动半径 igh-变速器最高档传动比(取值为1)ifh-分动器或加力器的高档传动比(没有采用故取值为1) iLB-轮边减速器传动比(由于没有采用,故取值为1)4、一档传动比确定=fcos+sin=0.02*0.939+0.342=0.350其余传动比 =5.90G-总重量 R-滚动半径 -道路最大阻力系数 i0-主减速器减速比 -传动系传动效率 Ttqmax-最大转矩南昌航空大学科技学院学士学位论文 多个圆盘湿制动器在润滑的环境下的设计方法的研究秦大同 孙东叶( 重庆大学 机械传动国家中心实验室,中国重庆 400044 )摘要:在摩擦副之间发生的机械热现象极大地改变多个湿制动器圆盘的衬套压力和摩擦表面温度的分配。 它已经成为制动失败的主要因素之一。 为了了解这些机械热现象, 很多设计和对机械热现象有很大影响的物质因素,例如热转移系数,摩擦因素, 滑动速度, 最初的衬套压力等等都应分析。等温的设计方法是计划设计一个多个湿制动器圆盘关键字: 湿制动器 机械热现象 热转移系数 摩擦因素0介绍多个湿制动器圆盘主要地有摩擦副, 一个反对板块和一个活塞。每一个摩擦副包括一个摩擦片和一个钢片。摩擦片是圆盘中在摩擦材料的两边排成一行的金属轴。正常湿制动器的结构如图1所示。 图 1 多个圆盘湿制动器 机械热现象由非均匀的 垫片热变形所引起的。因为在径向的热发散,热转移系数和摩擦因素的分布不均匀, 所以在湿制动的啮合期间摩擦表面温度将会以不同的比率增加。 在较高温度的分布区中,比较大的垫片热变形将会见到。 即使最初的热发散是均匀分布的。由于热移动系数和摩擦因素效果的变化,变形将变的不均匀。 在变形较高的局部区域,必然产生较大的压力。 依次,由于在这些区域的热膨胀,从而引起较高的温度上升和促进局部压力的增加。 这个过程叫做 机械热现象。 这个现象将会导致实连接区域的减少, 表面温度和摩擦片损坏率的增加。机械热现象主要是由于湿制动的失败而造成的。 通过将摩擦衬套的压力分布的最佳化来减少机械热现象的效果。 基于有限的元素分析, 等温的设计方法是计划设计一个多个湿制动器圆盘。1机械热现象的影响因素1.1 摩擦因素的影响摩擦片和钢板之间的动摩擦因素在机械热现象 上是影响因素之一。 当滑动速度 v和衬套压力 p 是常数的时候,热发散 q 可能随着摩擦因素 f的改变而不同。 因此 , 一个非均匀的热垫片将会产生变形。 根据他们的构成,用于湿制动器的摩擦材料分为多个类型, 例如sintered青铜-, 石墨- 和以纸为基础的材料。材料的改变在啮合期间能极大的影响平均动摩擦因素。 即使相同类型的摩擦材料, 随着摩擦表面温度 t , 滑动速度v 和衬套压力 p的改变,平均动摩擦因素 f 将会极大的不同。以纸为基础的摩擦材料在于研究纸。 纸 以它的高动摩擦因素和极低的静态的/动态的系数比而闻名。 这个特征使得以纸为基础的摩擦材料在制动期间非常的平滑和安静。为了获得随着温度 t变化的摩擦因素, 速度v 和压力 p 的规律性, 以纸为基础的摩擦材料的正交实验完成的是一个 LBA0049 惯性力。在这实验中,摩擦因素被定义为客观的数值。 像温度 t, 速度 v 和压力 p 这样的叁数,以一个多线形的衰退方法被分析。 标准的正交表格 L 被采用。参数 x,y, z,k和m 被定义为上限、下限、零界限、变化范围和可变代码。所有的叁数的变化范围如表 1 所示。代码变量只能从 -1 到 +1变化. (1) (2) (3) 表 1 代码变量计划 变量 温度(Z1)t/ 速度(Z2)v/(ms-1) 压强(Z3)p/MPa- 80 0.3 0.7 90 0.4 0.9 85 0.35 0.8 5 0.05 0.1函数 摩擦因素的衰减方程由以下方程给出: (4) (5)这里, -衰减系数表 2 摩擦因素的多线性变量衰退分析 i=1,2,3 (6) ji (7) 这里 N-实验数字,N=8 M-相同实验中的重复数字,M=3衰减方程系数的测试通过以下方程获得: (8) (9)摩擦因素的衰减方程为: (10)如果温度t,速度v,压强p代替以变量,则得到摩擦因素新的方程: (11)1.2 热转移系数的影响摩擦材料的表面有允许冷却液流动的凹槽。 热转移系数分布将会随着凹槽式样和径向的位置而极大的改变。 即使热发散的分布在沿着径向是均匀的, 热垫片的变形由于热转移系数的变化,也将会是非均匀的。 因此在冷却液和钢板之间的热转移系数也是机械热现象影响因素之一。 首先, 抛物线的流程需要被定义。如果在那里存在一个三维空间流量的主方向 , 动力的散布,热,质量,等等,能在这些方向被疏忽。 如果没相反的流程,这个流程叫做抛物线的流程。在引进在凹槽热转移问题上的数学方程之前,确定简单假定的描述将会单个凹槽的层流流动和热转移的数学分析中给出(图2)。图 2 (1)在主要的流动方向, 热发散和重量都被疏忽,而且对流是冷却液流动和板块之间的热传递的主要因素。 (2)因为在钢板和以纸为基础的摩擦片之间的热传导率极大的不同, 所以大部份在制动期间产生的热被钢板吸收。 在摩擦片和冷却液之间的热传导率能被认为等于零。上述的假定能减少订单数目的计算量。 三维空间的流程将会被转化为一系列的二维空间的流程。 在笛卡尔坐标系 中x , y, z(图 2) 被解决如下。 连续性 (12)Navier-stokes 方程:在 x=0 , 0yd; u=0,v=0在 x=b , 0yd; u=0,v=0在 y=0 , 0xb; u=0,v=0在 y=d , 0xb; u=0,v=0 (13)这里 u,v,w -在x,y,z方向的速度的组成 b,d,l -凹槽的宽度,深度和长度 -油液密度 -动态黏度 pf -液流压强 X,Y,Z -在x,y,z方向的重力u和 v 的结果能通过使用有限的不同方法的数字解决而获得。速度 w 的整个分布能从下列方程式中获得。 (14)在 x=0 或 x=b, 0yd; w=0在 y=0 或 y=d, 0xb; w=0 (15)当第一个假设满足,则等于零。温度分布能从以下方程式中获得。在 y=d, 0xb; t=tm在 y=0, 0xb; =0在 x=0, 0yd; =0在 x=b, 0xb; =0在 z=0, 0xb 0yd; t= (16)这里-钢板的温度 -冷却液的初始温度 -平常温度的斜率 -液体的具体的热度 -冷却液的导热率基于冷却液的速度场能通过方程 (12) 到 (15)而得到, 每一个相连部分的温度分布能藉着有限不同方法通过方程(16)获得。 根据在表 3 所显示出的参数, 当 z 等于 35.5 毫米和 71 毫米的时候。 结果如图 3 所示。在正常的钢板和冷却液之间方向的平均温度的梯度是由下列图表给定的。 图 3 在z = 35.5 mm和z = 71 mm时的温度域 (17) 表 3 结构和物理参数摩擦片的内部半径/mm 160.5摩擦片的内部半径/mm 231.5油液凹槽的宽度 b/mm 3.18油液凹槽的深度 d/mm 0.64油液凹槽的长度 l/mm 71在单个凹槽中的油液质量流动率m/(kgs-1 ) 3.24冷却液的初始温度 50液体的具体的热度 2177-冷却液的导热率 0.126最后,热传递系数沿着径向通过方程 (18) 计算的: (18)被定义为如性质上的温度并通过下列方程计算: (19)图 4 举例说明在径向的多个平行的凹槽热移动系数的分布。 它显示在摩擦片的内部附近的冷却效果显然地是比较好的超过一在外部附近。 在设计一个湿制动器时,巨大的热发散应该在内部附近产生来确保沿着板块的径向垫片的热变形是均匀的。 图 4 制动器的几何和材料参数2 机械热现象的 FEA 模型 在图 1 所示的方案能在图 5描述。它主要地包括摩擦片,钢板,一个对立板块和一个活塞。为了要建立有关的 FEA 模型,下列的关键点需要被考虑。(1)多个圆盘湿制动器的最重要的结构特征是摩擦片和钢板之间的间隙。 为了计算在摩擦副之间的压力分布, 间隙被使用。 有间隙的 FEA 模型会成为一个非线性模型。(2)摩擦因素不是常数。 它将会随着像板块的表面温度 t ,滑动速度v 和衬套压力 p 不同的使用条件而改变。(3)在冷却液和钢板之间的热转移系数在径向不是一个常数。在 FEA 模型中,每个部分被假设成一个线性弹性物体。系统的外力包括作用在活塞上的液体的压力 p和通过在轴方向的浮液而作用在对立板上的支承力。 液体的压力 p 依下列各项被定义无尺寸的量纲。 (20)这里 F-作用于活塞的应力 A-单个摩擦表面的接触面积 P-衬套压力 图 5 多个圆盘湿制动器的组合图 当多个圆盘湿制动器的几何学的和物质参数在表 4 中给出的时候. 表 4 制动器的几何和材料参数钢板的厚度g/mm 2.4摩擦片的厚度g+2/mm 2.74+21.18油管的实际半径/mm 174钢的弹性系数 200摩擦材料的弹性系数 2.1钢的关比率 0.3摩擦材料的关比率 0.2油液压强 2.5 为了核对 FEA 模型, 在开始的衬套压力分布方面的实验被完成。 有限元素的分析和实验的结果如图 6 所示。 图 6 无纲量衬套压强的分布在现实的制动器中,活塞和对立板的几何参数是复杂的。 设计活塞和对立板的硬分配的率的方法学是在建立理想的起始压力分配方面检索表 。3 设计方法 在湿制动器的操作方面,二个不同的模态可能被识别。 在紧急制动模态, 摩擦片和钢板在非常短的时间内彼此相互滑动。 它通常从 0.2秒到 2 秒之间变化。 在啮合期间被产生时期的磨擦热大都被和流动热转移的一个附属角色的凹槽的钢板吸收。 在持续不断的制动模态中,二个板块的滑动时间可能长达10 秒到 20 秒。 在这一模态中,温度在板块延伸结局定态的各种不同的翎骨针在几秒之内评价。 在哪一个所有的被产生的热一定被在摩擦片的凹槽中流动的液移动之后。 热转移的价值 , 钢板和凹槽之间的液体系数将会决定制动器的稳定的温度水平。摩擦副和切线的上升温暖气流的温度 t 的强调分别地,相同钢的板块的被显示为持续不断的制动如图 7所示。 图 7 在持续制动中温度和切应力的斜坡曲线 在紧急制动过程中,钢板的表面温度和切线压力被一个 LBA0049 惯性动力计的热和标准度量测量了。 热和标准度量沿着径向均匀的分布。 在实验的和有计划的结果之间的比较如图 8所示。 图 8 测量和计算结果的对比 虽然开始的衬套压力在内部的辐部 ( 在图 6 所示) ,图 7 和图 8 表所示的附近比较高高的电动压力和高的温度在外面的辐部附近这是局部热流出输入为什么在任何的翎骨是一个正常压力,摩擦因素和滑动速度。 虽然湿制动器可能被设计到低的平均每单位衬套区域能源, 当地的高衬里压力地点由于 热 可能引起摩擦衬里的表面烧-在摩擦双之间的机械不稳定。 钢板通常在支援板块附近的活塞和最后的钢板块附近的第一钢板块被发现。 失败的主要因素是由于棒的温度不同而且热的毁坏。 因为二个钢的板块只有一个摩擦表面, 盘子失败可能是更多产生超过其他的板块。 钢板的破裂失败由重复的刹周期的疲累损害所引起。 在一个啮合期间,表面的温度比钢板的主要身体剂量更加快速地上升。 它在被张应力平衡的钢板的外部者引诱压力在那比较冷的内部钢板块。 当这刹周期结束的时候,钢板的外部温度由于冷却油的效果将会变成比钢板的内部温度冷。 压力在钢板的外部者变成钢板是内部的在比较热人中被压力平衡的张力。 因此破裂可能在一个周期的无法欣然接受低数字中发生。 概述这些分析, 为了要避免由局部高温和压力所引起的刹车损坏, 运行动态压力的有限元素计算和表面温度是必需的。 对于湿的刹车适当的设计程序能在下列的步骤被描述: 首先,光线的方向的开始的衬里压力分配在统一发情流出的情况之下被估计。其次,以热转移系数和摩擦因素的非均匀分布的影响力看来,开始的衬套压力分布根据动态的压迫力和摩擦温度被校核。 第三, 为了要了解表面温度的均匀分布和 垫片的热变形, 活塞的结构而且对立板最佳化。 这是等温的设计方法。 它将会减少不宜的机械热现象。4 结论 (1) 机械热现象由非理性的开始的衬套压力和热转移系数和摩擦因素的非均匀分布所引起。机械热现象导致局部高温和高压力是导致多个圆盘湿制动器失效的主要因素。 (2) 在钢板的表面上的切线压力比径向的压力大。 因此钢板的表面损坏通常是在径向产生的。 (3) 如何设计活塞的几何外型是多个圆盘湿制动器的重点。 活塞在摩擦副之间有在开始的衬套压力分布上比较大的影响。 (4) 为了避免多个圆盘湿制动器的失效,等温设计的方法被提出。 换句话说, 湿制动器设计者应该尽全力沿着钢板的径向达成均匀的温度分布。 传记: 秦大同: 现在是中国重庆大学的机械工程学院的一位教授。 在 1991 年,他获得中国重庆大学的机械工程博士学位。 他的研究兴趣包括齿轮传输, CVT(不断可变的传输), 对于汽车的AMT(自动的机械传输) 系统, 等等。电话: +86-23-65104217; 电子邮件: dtqincqu.edu.cn 孙东叶:现在是中国重庆大学的自动化系的一位副教授。 在 1991 年,他获得中国吉林科技大学博士学位。 他的研究兴趣包括 CVT(不断可变的传输), 对于汽车的AMT(自动的机械传输) 系统, 等等。电话: +86-23-65103566; 电子邮件: dysuncqu.edu.cn参考:1 Zagrodzki P.多个离合器和刹车的机械热现象的分析 。Wear,1990:(140) 291 3082Murali M R Krishna, Douglas Chojecki。结合使用有限元素对离合器和刹车中心轴的的失效分析。SAE Paper No. 982799, 1998 3 Tasuhite Miura , Noboru Sekine。基于纸的湿离合器的动态特性的研究 。SAE Paper No. 981102, 19984 Payvar P.在湿离合器的油凹槽中的Laminar热传递。Int. J. Heat Mass Transfer, 1991, 34(7): 1 7911 798航空与机械工程学院 第14 页 共 14 页 前 言轻型载货车主要用于中、短途载货运输,一般能满足城区附近的货运要求,个别还用于客运。第一章制动系设计 1.1 概述汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车,使下坡形式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的发展和车速的提高及车流密度的日益增大,为了保证行车安全,汽车制动系的工作可靠性显得日益重要,也只有制动性能良好,制动系工作可靠的汽车,才能充分发挥其动力性能。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置,即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车,并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用单回路、双回路或多回路结构,以保持其工作可靠。行车制动装置由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮。驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有操纵主缸和制动轮缸以及管路;用气压操纵是 还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒、控制阀和制动气室等。行车制动应满足如下要求:一、 适应有关要求和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外,也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。二、 具有足够的制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定。三、 工作可靠。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路,当其中一套失效时,另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%。四、 制动效能的热稳定性好。五、 制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动,汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。为此,汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例,最好能随各轴间载荷转移情况而变化;同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。六、 制动踏板的位置和行程符合人机工程学要求,即操作方便性好,操纵轻便,舒适,能减少疲劳。踏板行程不大于170mm,其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。各国法规规定,制动的最大踏板力一般为700N。设计时,紧急制动(约占制动总次数的5%10%)踏板力的选取范围为350550N采用伺服制动或动力制动应取小值。七、 作用滞后的时间要尽可能的短,包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平的时间(制动滞后时间)和从开放踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。八、 制动时不应产生振动和噪声。九、 与悬架、转向装置不产生运动干涉,在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。十、 制动系中应有音响或光信号等报警装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效;制动系中也应有必要的安全装置;例如一旦主,挂之间的连接制动管路损坏,应有防止压缩空气继续漏失的装置;在行驶过程中挂车一旦脱挂,亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。十一、 能全天侯使用,气温高时液压制动管路不应有气阻现象;气温低时制动管路不应出现结冰。十二、 制动系的机件应使用寿命长,制造成本低;对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求,应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。 1.2 制动器的结构形式及选择除了辅助制动装置是利用发动机排气或其它缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外,汽车制动器几乎都是机械摩擦式的,既是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。汽车制动器按其在汽车上的位置分车轮制动器和中央制动器,前者是安装在车轮处,后者则安装在传动系某轴上,例如变速器第二轴的后端或传动轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状有可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张式鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄,后者又安装在制动底板上,而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上或变速器壳或与其相固定的支架上;其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓,并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩,故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带;其旋转摩擦元件为制动鼓,并利用制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面,产生摩擦力矩作用于制动鼓,故又称带式制动器。在汽车制动器中带式制动器曾仅用于某些汽车的中央制动器,现在汽车已很少使用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器,而且在汽车上已很少使用,所以内张型鼓式制动器通常称为鼓式制动器,而通常所说的鼓式制动器即是这种内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘,其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时,摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器,也可用于各种汽车的中央制动器。综上所述,故选鼓式制动器。鼓式制动器的结构型式及选择:鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类(见图1-1)他们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是一致的,有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开时的旋转方向和制动鼓旋转方向是一致的制动蹄,称为领蹄;反之,则称为从蹄。 图1-1 鼓式制动器示意图一、 领从蹄式领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定点,而且两固定支点位于两蹄的同一端(图1-1a)。张开装置有两种形式,第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中,平衡凸块和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的,故能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸(液压传动),可保证作用在两蹄上的张开力相等。领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性,在各式制动器中居中游:前进、倒退行驶的制动效果不变;结构简单,成本低;便于附装驻车制动驱动机构;调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领丛蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等(在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下),故两蹄片磨损不均匀,寿命不同的特点。此外,因只有一个轮缸,两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。领丛蹄式制动器得到广泛的应用,特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。二、 双领蹄式双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点,而且两固定支点位于两蹄的不同端,如图1-1b所示,领蹄的固定端在下方,从蹄的固定端在上方。每块蹄片有各自独立的张开装置,而且位于与固定支点相对应的一方。汽车前进制动时,这种制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸,故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此之外,这种制动器还有调整蹄片和制动鼓之间的间隙工作容易进行和两蹄片上的单位压力相等,使之磨损均匀,寿命相同等优点。双领蹄式制动器的制动效能稳定性,仅强于增力式制动器。当倒车制动时,由于两蹄片皆为双从蹄,使制动效能明显下降。与领从蹄制动器比较,由于多了一个轮缸,使结构略显复杂。这种制动器适用于前进制动时前轴的轴荷及附着力大于后轴,而倒车制动时则相反的汽车上。它之所以不用于后轮,还因为两个互相成中心对称的轮缸,难以附加驻车制动驱动机构。三、 双向双领蹄式双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动,用各有两个活塞的轮缸张开蹄片(图1-1c).无论是前进或者是后退制动时,这种制动器的两块蹄片始终为领蹄,所以制动效能相当高,而且不变。由于制动器内设有两个轮缸,所以适用于双回路驱动机构。当一条管路失效后,制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外,双向双领蹄制动器的两蹄片上单位压力相等,因而磨损均匀,寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸,故结构上复杂,且调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮,则需要另设中央制动器。四、 双从蹄式双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点,而且两固定支点位于两蹄片的不同端,并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片(图1-1d)。双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好,但因制动器效能最低,所以很少采用。五、 单向增力式单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点,两蹄下端经推杆相互连接成一体,制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片(图1-1e)。汽车前进制动时,两蹄片皆为领蹄,次领蹄上不存在轮缸张开力,而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄,使制动器效能很高,居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较,这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄,所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时,两领蹄又皆为从蹄,结果制动效能很低。因两蹄片上单位压力不等,造成蹄片磨损不均匀,寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸,故不适合用于双回路驱动机构;另外由于两蹄片下部联动,使调整蹄片间隙工作变得困难。少数轻、中型货车用来作前制动器。六、双向增力式双向增力式制动器的两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共同支点,支点下方有一个轮缸,内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片,两蹄片下方经推杆连接成一体(图1-1f)。与单向增力式不同的是次蹄片上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力,尽管这个张开力的制动力矩能大到主领蹄制动力矩的23倍。因此,采用这种制动器后,即使制动驱动机构中不用伺服装置,也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄,所以制动器效能稳定性比较差。除此之外,两蹄片上的单位压力不等,故磨损不均匀 ,寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸,故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。上述制动器的特点是用制动器效能、效能的稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高,双领蹄次之,领从蹄式更次之,还有一种双领蹄式制动器的效能最低,故极少采用。而就工作稳定性来考虑,名次排列正好与效能排列相反,双从蹄式最好,增力式最差。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型式、结构参数和摩擦系数有关,也受到其他因素的影响。例如制动器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,输出的制动力矩最大。制动器的效能常以制动效能因数或简称制动因数BF(brake factor)来衡量,制动因数BF可用下式表达: 式中:制动器摩擦副间的摩擦力; 制动器摩擦副间的法向力,对平衡式鼓式制动器和盘式制动器:f制动器摩擦副间的摩擦系数;p鼓式制动器的蹄端作用力。 基本尺寸比例相同的各种内张式制动器的制动因数BF与摩擦系数f之间的关系如(图1-2)所示。BF值越大,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,制动器效能稳定性就好。综上所述,本设计选双向增力式制动器。在行车制动器中装有驻车制动器。前轮采用单回路。后轮有驻车制动器,一旦油关失效驻车可充当刹车。 图1-2 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系1-双向增力式 2-双领蹄式 3-领从蹄式 4-双从蹄式1.3 制动系的主要参数及其选择制动系设计中的需要给定的整车参数有: 型式 平头、双轴、后桥驱动、轻型载货汽车 载重量 2000 全长 4800 最宽 1860 总高 空车 2100 满载 2065 轴距 2800 轮距 前 1480 后 1470 前悬 700 后悬 1250 整备重量 (包括燃料、水、备胎) 2000满载总重 4195空车轴荷分配 前轴 1000 50% 后轴 1000 50% 满载轴荷分配 前轴 1384 33% 后轴 2810 67% 货厢外形尺寸 长 3120 宽 1850 高 450 货厢内部尺寸 长 3000 宽 1770 高 400 货厢底板距地面高度 空车时 950 满载时 865 最小离地间隙(满载) 前轴下部 185 mm 后桥壳下部 190 mm 发动机油底壳下 215mm 最大涉水深度 450 接近角 42 离去角 31 纵向通过半径 最大爬坡度 20度 最小转弯半径 5.7m 最高车速 满载时 100km/h (85km/h) 燃油消耗量 满载时 小于 9.5升/百公里 汽车质量参数的确定汽车装载量=2000kg 设计乘员数 3人 满人数质量为3*65kg=195kg汽车整备质量利用系数 =1 (柴油机取0.81) 故汽车整备质量=2000kg故汽车总重=4195kg 一、鼓式制动器主要参数的确定1、制动鼓内径D:轮辋直径Dr=16*22=352mm;输入力F一定时,制动鼓内径越大,制动力矩越大,且散热能力也越强。但增大D受轮辋内径限制,制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙,通常要求该间隙不大于20mm,否则不仅制动鼓散热条件太差,而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚,用来保证有较大的刚度和热容量,以减小制动时的温升。制动鼓的直径小,刚度就大,并且有利于保证制动鼓的加工精度。制动鼓与轮辋直径之比D/Dr的范围如下:轿车: D/Dr=0.640.74货车: D/Dr=0.700.83D = 352*0.82 = 289 mm; (1-1)轮毂内径:D=290mm。2、制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b实验表明摩擦衬片包角角减小虽然有利于散热,但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处的单位压力最小。因此过分延伸衬片的两端以加大包角,对减小单位压力的作用不大,而且将使制动不平顺,容易使制动器发生自锁。因此,包角一般不宜大于120。故取 = 110摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些,则磨损速度快,衬片寿命短;若衬片宽度尺寸取宽些则质量大,不易加工,并且增加成本,过大也不宜保证与制动鼓全面接触。 制动鼓半径R确定后,衬片的摩擦面积为Ap=Rb.制动器各蹄衬片总得摩擦面积越大,制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小,从而磨损特性越好。根据国外统计资料分析,单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大,由货车质量单个制动器总的衬片面积Ap=150250cm (1-2)取b=65 mm3、摩擦衬片起始角一般将衬片布置在制动蹄的中央,即令如图所示,有时为了适应单位压力的分布情况,将衬片相对于最大压力点对称布置,以改善制动效能和磨损的均匀性和制动性能。故取 (1-3)4、张开力作用线到制动器中心的距离a在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下,应使距离a尽可能大,以提高制动效能: (1-4)取a=110mm 图1-3 鼓式制动器的主要几何参数5、制动蹄支撑点位置坐标k和c在保证两蹄支撑端面不致相互干涉的条件下,使c尽可能的大,k尽可能小,暂定c =0.8R=120 mm 取c=110mmk = 20 mm.6、摩擦片摩擦系数f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些,更要求其稳定性要好,受高温度和压力影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数,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,后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5,少数可达0.7。一般来说,摩擦系数愈高的材料,其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。故取 f=0.30。第二章 制动器的设计计算2.1 鼓式制动器的设计计算一、压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外,制动鼓蹄片和支承也有变形所以,计算法向力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响,其他零件 变形的影响较小而忽略不计。制动蹄有一个自由度和两个自由度之分,本设计的制动蹄有两个自由度,两个自由度的紧蹄摩擦衬片径向变形规律,如图2-1所示将坐标原点取在制动鼓中心o点。y坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心a点。 图2-1 计算制动蹄摩擦称片径向变形简图制动时,由于摩擦衬片变形,蹄片一面绕瞬时转动中心移动,同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果蹄片中心位于O点,因而未改变的摩擦衬片的表面轮廓(E,E线)就沿OO方向移动进入制动鼓内,显然,表面上所有点在这个方向的变形是一样的,位于半径OB上的任意点B的变形就是BB线段,所以同样一些点的径向变为 考虑到和所以对于紧蹄的径向变形和压力P为: (2-1)式中:-为任意半径OB和y轴之间的夹角;-最大压力线OO与X轴之间的夹角;-半径OB和OO线之间的夹角; 所以可以认为:对于尚未磨合的新制动蹄衬片,沿其长度方向的压力分布符合正弦曲线规律。沿摩擦衬片长度方向压力分布不均匀程度,可用不均匀系数评价: 式中-制动蹄衬片上的最大压力;-在同等制动力矩作用下,假想压力分布均匀时的压力。 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轴的交点为a处,单元面积为bRda,其中b为摩擦衬片宽度,R为制动鼓半径,da为单元面积的包角,如图(5)所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向反力为: (2-2)而摩擦力fdN产生制动力矩为 在由区段上积分上式,得 (2-3)当法向压力均布时 (2-4)不均匀系数 图2-2 制动力矩的计算用简图其中: 前面已选定为35度 所以: 式(2-3)和(2-4)给出的是由压力计算制动力矩的方法,单在实际计算中采用由张开力p计算制动力矩T 的方法则更为方便。前蹄产生的制动力矩TTf可表达如下: (2-5)式中 N单元法向的合力; 摩擦力fN的作用半径(见图2-2)为了求的力N1和张开力P1的关系式,写出制动蹄上力的平衡方程式: (2-6) 式中 的作用线之间的夹角;S1x支撑反力Q在X1轴上的投影。解式 (2-6),得 (2-7) 图2-3 张开力计算用简图对于前蹄可用下式表达为 (2-8)对于后蹄可类似地表示为 (2-9)为了确定,必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见图2-3)看作是它投影在x1轴和y1轴上的分量dNx 和dNy的合力,根据式(2-2)有: (2-10) (2-11)因此 式中 所以 根据式(2-3)和式(2-5),并考虑到 则有 所以: R1=152.6mm R2=158.7mm又因: 其中 所以: 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 (2-12)对于液压驱动的制动器来说,所需的张开力为 (说明:制动力矩T,由法规规定的满载时最小制动距离是计算出所需的最大刹车制动力矩得出) 所以: P=7000N;计算鼓式制动器,必须检查蹄有无自锁的可能。由式(2-7)得出自锁条件。当式(2-7)中的分母等于零时,蹄自锁,即 如果式成立,则不会自锁。因为: 故,制动蹄不会自锁。2.2 摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损,与摩擦副的材质,表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度的多种因素有关,因此在理论上要精确计算磨损性能是很困难的。但实验表明,摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中,制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。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此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷愈大,则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷,它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量,其单位为w/mm。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 (2-13)式中,汽车回转质量换算系数;汽车总质量;汽车制动初速度与终速度,m/s;计算时3.5t以上的货车取=65km/h(18m/s);j制动减速度。,计算时取j=0.6g;t制动时间,s;A、A前后制动器衬片的摩擦面积;制动力分配系数。在紧急制动到=0时,并可近似的认为=1,则有 (2-14)鼓式制动的比能量耗损率以不大于1.8w/mm为易,但当制动初速度低于式(2-13)下面所规定的值时,则允许略大于1.8w/mm。轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0w/mm。比能量耗散率过高,不久会加速制动衬片的磨损,而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。其中=1.92所以:e1=1.36w/mm e2=1.88w/mm故符合要求。磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为 式中,单个制动器的制动力矩;R 制动半径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F不大于0.48N/mm为宜。所以: F =0.31故符合要求。2.3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的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩,则任一角速度的车轮,其力矩平衡方程为: (2-15)式中 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;地面作用于车轮上的制动力,即地面与轮胎之间的摩擦力,有称为地面制动力,其方向与汽车行驶的方向相反,N;车轮的有效半径,m。令 并称之为制动器制动力,它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力,因此又称为制动器周缘力。与地面制动力的方向相反,当车轮角速度时,大小亦相等,且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压、或气压成正比。当加大踏板力以增大时,和均随之增大。但地面制动力受着条件的限制,其值不可能大于附着力,即 或 式中 轮胎与地面间的附着系数;Z地面对车轮的法向反力。 制动器制动力和地面制动力达到附着力值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩,而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到后,地面制动力达到附着力值后就不在增大,而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升。根据汽车制动时的整车受力分析,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: (2-16) 图2-4制动力与踏板力FP的关系式中 G汽车所受重力; L汽车轴距; 汽车质心离前轴距离;L汽车质心离后轴距离;汽车质心高度;g 重力加速度;汽车制动减速度。汽车总的地面制动力为(2-17)式中q制动强度,亦称比减速度或比制动力;前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 (2-18)上式表明:汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时,各轴附着力即为极限制动力并非为常数,而是制动强度q或总制动力FB的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器的制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,即:一、 轮先抱死拖滑,然后后轮再抱死拖滑;二、 后轮先抱死拖滑,然后前轮再抱死拖滑;三、 前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中,显然是最后一种情况的附着条件利用最好。由上面的公式可以求出在任何附着系数的路面上,前后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: (2-19)式中; ;前轴车轮的地面制动力;后轴车轮的地面制动力;地面对前、后轴车轮的法向反力;汽车质心离前、后轴的距离G汽车重力;汽车质心高度。由上式可知,前、后轮制动器的制动力的函数。上式可消去,得式中L汽车的轴距。将上式绘成以为坐标的曲线,即为理想的前、后制动器制动力分配曲线,简称I曲线,如图(2-5)所示。如果汽车前、后制动器的制动力能按曲线I的规律分配,则能保证汽车在任何附着系数路面上制动时,都能使前、后车轮同时抱死。然而,目前大多两轴汽车尤其是货车的前后制动力之比为一定值,并以前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比;表面分配比例,称为汽车制动器制动力分配系数: (2-20)又由于在附着条件所限定的范围内,地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力,故又可通称为制动力分配系数。图2-5 I曲线与线2.4同步附着系数上式又可表达为: 上式在图中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线,它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、后制动器动力分配线,简称线。图中线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数,有汽车结构系数所决定。国外有的文献推荐满载时的同步附着系数,轿车取。故取=0.6。2.5 制动器最大制动力矩 应合理的确定前、后轮制动器的制动力矩,以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。 最大制动力是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成正比。双轴汽车前、后轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时制动力之比为式中 汽车质心离前、后轮的距离;同步附着系数;汽车质心高度。所以:制动器所能产生的制动力矩,受车轮的计算力矩所制约,即 (2-21)式中前轴制动器的制动力,;后轮制动器的制动力,;作用于前轴车轮上的地面法向反力;作用于后轴车轮的地面法向反力;车轮的有效半径。对于常遇的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步系数值的汽车,为了保证在的良好路面上能够制动到后轴和前轴先抱死滑移(此时制动强度q=),前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为:所以: =3.18=3.16。2.6 制动器的主要零件的结构设计一、 制动鼓制动鼓应具有较高的刚性和大的热容量,制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配,应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓有铸造的和组合两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁,具有机械加工容易、耐磨、热容量大的优点。组合式制动鼓的特点是质量小,工作面耐磨,并有较高的摩擦因数。综上所述,故选用铸铁制动鼓,并且制动鼓的外圆周部分铸有肋,用来加强刚度和增加散热效果。制动鼓壁厚的选择主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量,但实验表明,壁厚从11mm增至20mm,摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚:轿车为712mm,中、重型货车为1318mm。故取壁厚为12mm。二、 制动蹄制动蹄采用钢板冲压焊接制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度。制动蹄和摩擦片可以铆接,也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大,其缺点是工艺较复杂,且不易更换衬片。铆接的噪声较小。故选用铆接。三、 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体,应保证各安装零应有足够的刚度。故选用由钢板冲压成型的制动底板并且有凹凸起伏的形状。四、 制动轮缸采用活塞式制动蹄张开结构。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔,需镗磨。活塞由铝合金制成。活塞外端压有钢制的开槽顶块,以支承插入槽中的制动蹄腹板端部。轮缸的工作腔 由靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。五、 摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数,抗热衰退性能好,不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降;材料的耐磨性能好,吸水率低,有较高的耐挤压和耐冲击性能;制动时不产生噪声和不良气味,应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目前在制动器中普遍采用着模压材料,它是以石棉纤维为主并与树脂粘接剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后,在高温下模压成型的。模压材料的扰性较差,故应按衬片或衬块规格模压,其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料,使衬片或衬块具有不同摩擦性能和其他性能。另一种是编织材料,它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编制成布,再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其扰性好,剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在温度下,它具有较高的摩擦系数(f=4.0以上),冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差,在以上即不能承受较高的单位压力。磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下的汽车的鼓式制动器,尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铁粉或铜粉为主要成分,加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂,用粉末冶金方法制成。其抗热衰退性能和抗水衰退性能好,但造价高,适用与高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。综上所述,故选用编织材料。六、鼓式制动器的调整机构 制动鼓(制动盘)与摩擦片(摩擦衬片)之间在未制动的状态下应有工作间隙,以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般,鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm;盘式制动器的为0.10.3mm。此间隙的存 在会导致踏板或手柄的行程损失,因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形,因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过实验来确定。另外,制动器在工作过程中会因为摩擦片(衬块)的磨损而加大,因此制动器必须设有间隙调整机构。故选用楔块式自动调整机构。2.7 制动驱动机构的结构形式选择及设计计算一、制动驱动机构的结构形式的选择根据制动力源的不同制动驱动机构可分为简单制动、动力制动、伺服制动三大类。1、简单制动系即人力制动,是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为动力源。力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系和钢丝绳传力,其结构简单,造价低廉,工作可靠,但机械效率低,故仅用于中小型汽车的制动装置中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系,用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.10.3s),工作压力高(可达1012mpa),轮缸尺寸小,可布置在制动蹄内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构,使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外,液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输,使制动效能降低甚至失效。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及轻型以下的货车及部分中型货车上。2、动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动,而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅作用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力其行程间的反比例关系在制动系中便不复存在,因此,此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。气压制动系是动力制动器最常见的型式,由于可获得较大制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统之间的连接装置结构简单、连接和断开都很方便,因此广泛用于总质量位于8吨以上,尤其是15吨以上的载货货车、越野车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机,储气罐、制动阀等装置,结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高;管路中气压的产生和撤消均较慢,作用滞后时间较长(0.30.9s),因此在制动阀到制动气室和储气罐的距离较远时,有必要加设气动的第二级控制元件继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般0.50.7mpa)因而制动气室的直径很大,只能置于制动器之外,在通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外制动气室排气时也有较大的噪声。气、液式制动系是动力制动系的另一种形式,即利用气压系统作为普通的液压制动系主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于气压系统的管路短,作用滞后时间也较短。显然,其结构复杂、质量大、造价高,故主要用于重型汽车上,一部分总质量为911吨的中型汽车上也有采用。全液压动力制动系是发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。有开式(常流式)和闭式(常压式)两种。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外,还具有操纵轻便、制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置等优点。但结构复杂、精密件多,对系统的密封性也要求较高,故并未得到广泛应用,仅用于某些高级轿车和大型客车上。3伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其它能源提供的助力装置,使人力与动力并用。在正常情况下,其输出工作压力主要由动力伺服系统产生,而在伺服系统失效时,仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此,在中级以上的轿车及轻、中型客车、货车上得到广泛的应用。综上所述,故选用人力液压制动驱动机构。二、液压驱动机构的设计与计算1、制动轮缸直径d的确定制动轮缸对制动蹄(块)施加的张开力F0与轮刚直径d和制动管路压力p的关系为 (2-22)制动管路压力不超过1012mpa。取p=12mpa得d=24.5mm又因为轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取,故取d=25mm2、制动主缸的直径d0的确定。第i个轮缸的工作容积为式中,di为第i个轮缸活塞的直径:n为轮缸中活塞的数目;为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程。在初步设计时,对鼓式制动器可取=22.5mm。所有轮缸的总工作容积为=981 mm式中,m为轮缸的数目。所以V=4=2943mm制动主缸应有的工作容积为式中,为制动软管的容积变形。 在初步设计时,制动主缸的工作容积可取为 1.1V (轿车) 1.3V (货车)主缸活塞行程和活塞直径d0可用下确定 (2-23)一般=(0.81.2)d0取:=1.2 d0d0=28.86mm又因为主缸的直径d0应在标准规定尺寸系列中选取,故取d0=30mm。3、制动踏板力Fp 制动踏板力Fp用下式计算 (2-24)式中,为踏板机构的传动比;为踏板机构及液压主缸的机构效率,可取=0.820.86其中制动踏板杠杆比一般为3.5到4.65之间=291/(291-217) =4,(说明:由制动踏板设计图得)管路压力不大于10-12Mpa ,选装合适的真空助力装置可以使踏板力 F500N制动踏板力应满足以下要求:最大踏板力一般为500N(轿车)或700N(货车)。故满足要求。 第三章 驻车车制动的设计计算 汽车可能停驻的极限上坡角,根据后轮上的附着力与制动力相等的条件可得: (3-1)汽车可能停驻的极限下坡角,同理可得: (3-2)一般要求各类的最大驻坡不小于16%20%,在驻车制动器的设计中,安装制动器的空间及驻车制动力源等条件允许的范围内,应求后桥上驻车制动力矩接近由所确定的极限值mgResin(因为大于),并保证下坡能停驻的坡度不小于法规值。单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为1/2mgResin。3.1 满载时图3-1为汽车在上坡路上停驻时的后轴车轮的附着力为: 即 (3-3)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴的车轮的附着力为 故可求得汽车在上坡可能停驻的上坡角为 同样可求得汽车在上坡可能停驻的上坡角为 为使汽车能在接近于上式确定的坡度a的路面上停驻,则应使后轴上的驻车制动力矩接近于a所确定的极限值mgResinga1,并保证在下坡路面上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力矩上限为 3.2 空载时分析与重载时相同把空载的参数代入得: 汽车在上坡可能停驻的上坡角为 =23.2同样可求得汽车在上坡可能停驻的上坡角为 驻车制动所需的制动力矩:如图所示汽车在上坡路上驻车时的受力情况。由此不难得出驻车时的后桥附着力 (3-4)汽车在下坡路上停驻时后桥附着力为: (3-5)某货车的 三者对坡路倾角a的关系,如图所示。汽车可能停驻的极限上坡倾角 可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件得: (3-6)得到 式中, 是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角,如图所示例车的 。同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为 (3-6) 图3-1汽车受力图 图3-2曲线图 上述例车在 在驻车制动器的设计中,在安装制动器的空间,制动力源等条件允许的范围内,应力求后桥上的驻车制动力矩接近于由 所确定的极限值 并保证下坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定值。单个后轮驻车制动器的制动力上限为 ,中央驻车制动器的制动力矩上限为 。 结 论本设计是轻型货车的制动系设计,经过查资料和参考以往的设计,采用液压为动力源的行车制动和以人力手动机械式的驻车车制动.行车制动采用鼓式制动器驻车制动采用附装在后轮上的。即行车制动和驻车制动同用一套制动蹄片和制动鼓。它的特点是可以减少制动系所占的空间,使其总体结构简化,并且在后轮行车制动失效时驻车车制动可以充当刹车,使其安全性能更高。制动系的零件减少,制动系总质量也降低了,从而使制造成本也降低。缺点是:因为驻车制动是附装在后轮制动鼓内使得制动鼓内的结构变的复杂,零件较多,加工工艺复杂了,精度要求较高,行车和驻车同用摩擦蹄片使得磨损较快并易出现故障。总之,这次毕业设计是大学学习中的一项重要的课程,它不仅帮助我们发现不足而且给我们思考问题、处理问题的方法。这对我们今后的生活是非常有帮助的。参考文献1 余志生.主编.汽车理论.北京:机械工业出版社,20002 刘惟信.主编.汽车设计.北京:清华大学出版社,20013 陈家瑞.主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社,20024 徐灏.主编.机械设计手册. 北京:机械工业出版社,19915汽车工程手册编辑委员会.主编.汽车简明手册,北京:人民交通出版社,20016 黄宜.主编.液压传动.北京:机械工业出版社,19967 诸文农.主编.底盘设计.北京:机械工业出版社,19918 美L.埃克霍恩.编.张书元 译,汽车制动系.北京:机械工业出版社,19989 王望予.主编.汽车设计(第三版).北京:机械工业出版社,200010 周孔亢.主编.1.5吨级农用运输车的技术分析.拖拉机.1992第一期11 林宁.主编.汽车设计.北京:机械工业出版社,199912 张则曹.主编.汽车构造图册(底盘).北京人民交通出版社,199813 金国栋.主编.汽车概论.北京.机械工业出版社,200014 张洪图.主编.汽车构造(底盘部分).北京:北京理工大学出版社,199615 庄继德.主编.汽车轮胎学.北京:北京理工大学出版社,199616 吉林工业大学汽车教研室.编.汽车设计.北京:机械工业出版社,199017 美L.鲁道夫.编.陈名智 译.汽车制动系的分析计算.北京:机械工业出版社,1985致 谢这两个多月以来,我一直忙于毕业设计(农用运输车行车制动的设计),如今,在所有的工作包括绘图,计算,说明都接近尾声时,
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