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本科生毕业论文设计论文题目 解放牌混合动力客车后轮制动器设计 摘要汽车的制动系，是汽车行驶平安的保障。许多制动法规对制动系的设计提出了详细而具体的要求，这是我们设计的出发点。从制动系的功用及设计要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证。在对各种形式的制动器优缺点进行了比拟后，选择了气压凸轮驱动鼓式制动器。尽管制动效能不算太高，但有着有较高的制动效能稳定性。随后，对鼓式制动器具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。在设计中，选择了简气压凸轮驱动机构和双管路系统，选用了间隙手动调节装置。在设计计算局部，通过初选同步附着系数，得到制动力分配系数。然后选择制动器结构参数，计算制动效能因素。用电算程序计算在不同制动气压下的制动距离。最后验算了设计参数选择的合理性。关键字：凸轮驱动，鼓式制动器，制动力分配系数目录第一章 设计要求制动器的功用及设计要求1制动器的分类31.3 混合动力汽车制动器的现状及开展趋势 46第二章 方案设计2.1 制动器的结构形式及选择72.2 制动器主要零件的结构形式182.3 制动器主要性能参数的计算20第三章 制动器的计算3.1 鼓式制动器的设计计算及主要结构参数确实定283.2 制动器主要零件的结构形式303.3 制动器的设计计算32383.5 制动器工艺性分析44第四章 结束语51第一章 绪论制动系是汽车的一个重要组成局部。它直接影响汽车的行驶平安性。随着高速公路迅速的开展和车流密度的日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，保证行车平安已成为现今汽车设计中一项十分引人注目的任务，所以对汽车制动性能及制动系结构的要求有逐步提高的趋势。 对制动系的主要要求有：1足够的制动能力。制动能力包括行车制动能力和驻车制动能力。2行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。3用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。4防止水和污泥进入制动器工作外表。5要求制动能力的热稳定性好。6操纵轻便。要求制动踏板和手柄的位置和行程，以及踏板力和手柄力能为一般体形和体力的驾驶员所适应。7作用滞后性包括产生制动和解除制动的时间应尽可能短。8一旦牵引车和挂车半挂车之间的连接制动管路损坏，牵引车应有防止压缩空气进一步漏失的装置。9为了提高汽车列车的制动稳定性，除了保证列车各轴有正确的制动力分配外，还应注意主、挂车之间各轴制动器作用的时间，尤其是主、挂车之间制动开始时间的调节。10当制动驱动装置的任何元件发生故障并使根本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等警报装置。制动器设计的一般原那么即：为使汽车性能更好的符合使用要求，设计制动器时应全面考虑如下几个问题：1制动器效能。制动器在单位输入压力和力的作用下输出的力或力矩称为制动器效能。应尽可能提高制动器效能。2制动器效能的稳定性。制动器效能的稳定性要取决于其效能因数K对摩擦系数f的敏感性dk/df。摩擦系数是一个不稳定的因素，影响摩擦系数的因素除摩擦副的材料外，主要是摩擦副外表温度和水湿程度，其中经常起作用的是温度，因而制动器的热稳定性更为重要。要求制动器的热稳定性好，除了应中选那么器效能对的敏感性较低的制动器型式外，还要求摩擦材料有良好的抗热衰退性能和恢复性，并且应使制动鼓有足够的热容量和散热能力。3制动系间隙调整的简便性。制动系间隙调整使汽车保养作业中较频繁的工程之一，应选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证操作简便，当然需采用自动调整装置。4制动器的尺寸和质量。现代汽车由于车速日益提高，出于行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择的较小。这样为保证所需求的制动力矩而确定的制动鼓制动盘直径就可能过大而难以在轮辋内安装。对于兼充驻车制动器的后轮制动器尤其如此，因而以选择尺寸较小而效能较高的制动器型式。车轮制动器属于非簧载质量，故应尽可能减轻质量以提高汽车行驶平顺性。5噪声的减轻。在制动器的设计中采取某些结构措施，可在相当程度上消除某种噪声。特别是低频噪声。对高频的尖叫声的消除目前还比拟困难。应当注意为消除噪声而采取的某些结构措施，有可能产生制动力矩下降和踏板行程损失过大等副作用。1.2制动器的分类制动装置可分为行车、驻车、应急和辅助制动器四种装置。行车制动装置给汽车以必要的减速度，将车速降低到所要求的数值，直到停车；在下坡时，它能使汽车保持适当的稳定车速。驻车制动装置主要用来使汽车可靠地在原地包括在斜坡上停驻。为此，他常用机械驱动机构，而不用气压或者液压驱动机构。此外，驻车制动装置还有助于汽车在坡道上起步。应急制动装置通过机械力源如强力压缩弹簧进行制动在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。同时在人力控制下它能兼作驻车制动用。当应急制动出现故障时，普通的手动驻车制动装置也可以起应急制动作用。辅助制动装置通过装设缓速器等辅助制动装置实现汽车狭长坡是保持稳定车速的作用，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两局部组成。1强制操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速杆换档，被大多数汽车采用。2自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的。驾驶员只需要操纵加速踏板即可控制车速。3半自动操纵式变速器有两种。一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位那么由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在彩霞离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来换档1.3 混合动力汽车制动器的现状及开展趋势电动汽车、混合动力汽车与传统车辆的一个最重要的区别是可以实现再生制动，能回收一局部传统车辆在制动过程中损失的能量，这样大大提高了汽车燃油经济性。所谓再生制动，是指在车辆减速或制动时，将其中一局部动能转化为其他形式能量储存起来以备驱动时使用的过程。在目前的大多数电动车上，再生制动的实现是当车辆制动时，通过控制使牵引电动机进入发电状态，整车通过车轮产生的惯性力矩驱动发电机发电并将其储存到蓄电池组。自从汽车创造以来，减少滚动阻力，空气阻力，传动损失就成为广阔汽车工程师的的主要研究目标，并被认为是提高汽车能量利用效率的最有效途径。回收汽车的潜在动能被认为是提高汽车能量效率的另一个非常有效的途径，尤其是当汽车在经常停车的工况下运行。例如，一辆 2000kg 的汽车时速 70km/h，储存了大约 1/22000(70/3.6)2 =400000J =400KJ的动能。如果能够将这些动能全部回收然后用于推进这辆汽车在 70km/h 时速下运行，这些能量可使汽车行驶 1.8km，而采用传统的摩擦制动这些能量就以热量形式消失了。因此，对于传统汽车来说，回收制动能量实际上是可望而不可及的。实际上，即使对于电动汽车也不是所有的汽车动能都能够被回收和再利用的。电动汽车或混合动力汽车上只有驱动轴才能进行再生制动。局部能量在非驱动轴以热量形式被摩擦制动系统消耗掉了。在回收和再利用能量的过程中，传递能量和储存能量环节会损失一局部能量。另一个影响回收能量的因素是当制动力需求超出再生制动的最大能力时，摩擦制动必须来分担一局部制动力。综上，在再生制动系统的设计中，我们必须在回收能量、系统灵活性、开发周期、制造本钱和制动平安中取一个折衷。混和动力客车总体布置为了更家详细的明了的分析混合动力客车的制动系统的总体布置情况，以下图为该车的总体布置图。其在路面上行驶时受力如以下图所示设计题目解放牌混合动力客车后轮制动器设计参数：满载质量kg 15000轴距mm 5600空载质量kg 11000轮距前/后mm 1847/1847轴荷分配前/后 kg5000/10000满载3500/7500空载外形尺寸长宽高mm1140024802950质心到前、后轴的距离前/后(mm)3733/1867满载3733/1867空载发动机最大扭矩Nm/转速r/min577/1400-1600最大功率kW/转速r/min125/2500最高转速r/min2500电机连续扭矩Nm/峰值扭矩Nm106/212基速r/min/最高转速r/min3600/5000峰值功率运行时间min3电池电压V/电压范围V336/270450额定电压V336额定容量Ah27轮胎滚动半径 /规格mm第二章 方案设计2.1 制动器的结构形式及选择制动驱动机构主要分机械式、液压式、气压式和电力式。1机械式驱动机构这是最简单、最廉价的驱动装置。但其缺点较多：弹性变形大；由拉杆长度调整不良而使左右车轮上制动力分配不平均；车跳动时，自动制动，因而只用于驻车兼应急制动驱动装置。2液压式驱动机构优点：a，制动时可以得到必要平安性，因为液力系统内压力相等，左右轮制动同时进行。b,易保证制动力正确分配到前后轮，因为前后轮分泵可做成不同直径。c，车振或悬架变形不发生自行制动.d,不需润滑和时常调整。缺点：a，当管路一处漏油，那么整个制动系全部失效。b，低温油液变浓，高温油液汽化。c,不能长时间制动。3气压式驱动机构 气压式驱动机构操纵省力，对于挂车制动十分有利，但其制动延滞时间长，不能保证长时间制动，结构复杂，本钱高，多用于8吨以上载重汽车。4电力式驱动机构在汽车列车上广泛采用。最大优点是保证最简单的远距离能量传送。按摩擦副中固定元件的结构，潘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。钳盘式制动过去只用于中央制动器，但目前那么愈来愈多地被各种轿车和货车用作车轮制动器。全盘式制动器只有少数汽车主要是重型汽车采用为车轮制动器，个别情况下还可用作为缓速器。钳盘式制动器按制动钳的结构型式区分主要有以下几种：固定钳式：制动钳固定不动，制动盘两侧均有油缸。制动时仅两侧油缸中的活塞驱使两侧制动块向盘面移动。浮动钳式：由分为滑动钳式和摆动钳式。滑动式制动钳可以相对制动盘作轴向滑动，其中只在制动盘内侧置有油缸，外侧制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力那么推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。摆动钳式，它也是单侧油缸结构。制动钳体与固定于车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面均匀磨损。为此有必要将衬块预先做成楔形摩擦面对反面的倾斜较为6左右。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀一般为1mm左右后即应更换。以下图为三种钳盘式制动器结构示意图。 a) b) c)图2-2 钳盘式制动器示意图a) 固定钳式 b) 滑动钳式 c)浮动钳式制动钳的安装位置可以在半轴之前或之后。制动钳位于轴后能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减小。制动钳位于轴前那么可防止轮胎向钳内甩溅污泥。与鼓式制动器相比拟，盘式制动器有如下优点：热稳定性好。原因是一般无自行增势作用，衬块摩擦外表压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向热膨胀极小，径向热膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多。又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器那么需要十余次制动方能恢复。在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小。制动力矩与汽车运动方向无关。易于构成双回路制动系。制动盘的热膨胀不致如制动鼓热膨胀那样引起制动踏板形成损失，这是间隙自动调整装置的设计可以简化。衬块比鼓式中的衬块更容易更换，一般保养作业也较简单。衬块与制动盘之间的间隙小，缩短了制动协调时间和增加了力传动比。盘式制动器的主要缺点是：难以完全防止尘污和锈蚀。兼做驻车制动时，所需附加的手驱动机构比拟复杂。目前，在国外，特别是西欧各国，盘式制动器已广泛用于轿车的前轮，与鼓式后轮制动器动合，可获得较大的制动力分配系数，有利于提高汽车制动器的稳定性。用于后轮制动器的场合不多，主要是由于与驻车制动的组合不甚理想。欧洲有些高性能轿车前、后轮都采用盘式制动器，主要为了保持制动力分配系数的稳定。在各种不同等级的货车及客车上，盘式制动器也已开始采用，大尚未普及。有的国外文献认为，盘式制动器用于这些车辆上，好处并不如用于轿车是那样多。例如在能量负荷相同的条件下，其尺寸与鼓式制动器差异不大。少数重型货车采用全盘式制动器，盘的冷却条件差，温升较大。据此选用鼓式制动器。鼓式制动器由内张和外束型两种。前者的制动鼓以内圆柱面为工作外表，在汽车上应用广泛；后者制动鼓的工作外表那么是外圆柱面，目前只有极少数汽车用作驻车制动器。据此选定内张型鼓式制动器。内张型鼓式制动器都采用带摩擦片的制动蹄在作为固定元件。位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠到制动鼓内圆上，产生摩擦力矩制动力矩。凡对蹄端施加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置。制动器以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置，故称为轮缸式制动器。此外，还有用凸轮促动装置的凸轮式制动器和用楔促动装置的楔式制动器等。目前，所有国产汽车和局部外国汽车的气压制动系中，都采用凸轮促动的车轮制动器，而且都设计成领从蹄式。凸轮促动的双向自增力式制动器只宜用作中央制动器。楔式制动器中两蹄的布置可以是领从蹄式，也可以是双向双领蹄式。作为制动蹄促动间的制动楔本身的促动装置可以是机械式、液压式或气压式。综上，可设计为凸轮式制动器。鼓式制动器按结构不同可分为：领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式和双向增力式。1领从蹄式：这一制动器又称为无加力制动器，是由领蹄和从蹄两局部组成。性能虽不特别优越，但却十分稳定。由于只装用一个施力部件，所以价格低廉。当制动器不工作时，用来防止制动摩擦片接触制动鼓外表的回位弹簧，在固定蹄式制动器安装一根，在浮动蹄式制动器安装两根。当制动轮缸内活塞直径相同时，对两个制动蹄施加的促动力永远相等，因而称为等促动力制动力制动器。图2-3 等促动力制动器的制动蹄受力示意图1-领蹄；2-从蹄；3、4-支点；5-制动鼓如图为等促动力制动器的制动蹄受力情况。制动时，领蹄和从蹄在相等的促动力F的作用下，分别绕各自的支承点3、4旋转到紧压在制动鼓5上。旋转着的制动鼓即对两制动蹄分别作用着微元法向反力的等效合力以下简称法向反力N1和N2，以及相应的微元切向反力即微元摩擦力的等效合力以下简称为切向反力T1和T2。为解释方便起见，姑且假定这些力的作用点和方向如下图。两蹄上的这些力分别为各自的支点3和4的支点反力S1和S2所平衡。由图可见，领体上的切向合力T1所造成的绕支点3的力矩与促动力Fs所造成的绕同一支点的力矩是同向的。所以力T1的作用结果是使领蹄1在制动鼓上压得更紧，即力N1变得更大，从而力T1也更大。这说明领蹄有增势的作用。与此相反，切向合力T2使从蹄2有放松制动鼓，即有使N2和T2本身减小的趋势。故从蹄具有减势作用。由上述可见，虽然领蹄和从蹄所受促动力相等，但所受制动鼓法向反力N1和N2却不相等，且N1N2。相应的T1T2。故而制动蹄对制动鼓所施加制动力矩不相等。一般来说，领蹄制动力矩约为从蹄制动力矩的22.5倍。倒车制动时，虽然蹄2变成领蹄，蹄1变成从蹄，但整个制动器的制动效能还是同前进制动时一样。显然，由于领蹄与从蹄所受法向反力不等，在两蹄摩擦片工作面积相等的情况下，领体摩擦片上的单位压力较大，因而磨损较严重。为了使领蹄和从蹄的摩擦片寿命相近，有些领从蹄制动器的领蹄摩擦片的同向尺寸设计的较大。但是这样将使得二蹄摩擦片不能互换。从而增加了零件数和制造本钱。此外，领从蹄式制动器的鼓所受到的来自两蹄的法向力数值上分别等于力N1和N2即不相平衡。这就对轮毂轴承造成了附加径向载荷，使其寿命缩短。凡制动鼓所受来自二蹄的法向力不能互相平衡的制动器均属于非平衡式制动器。领从蹄制动器有三种型式：支承销式、平衡滑动支座式、带斜面支座式。这一制动器制动间隙调整方便，而且当两摩擦片所对中心角相等，正反转制动效能几乎不变。由于具有上述各项性能，所以广泛装用在小客车后轮上。再由于结构巩固，大型载重车和工业用汽车也装用这种制动器。2双领蹄式制动器这一制动器由于只装用制动效能优良的紧蹄，增益高，但必须装两个分泵，价格高。而且这种制动器易发出噪音，特别是锋利的叫声。当车轮倒转时，这一制动器将转变为壮松蹄型制动器，制动效能便显著降低。鉴于上述特点，此种 双领蹄式图2-4制动器多用于小客车前轮。而后轮装用这种制动器就不适宜了，因为它有二个制动轮缸，难于安装驻车制动器。 由于两蹄上的单位压力相等，两蹄以相同的法向力作用于制动鼓而相平衡，轮毂轴承不受额外的附加载荷。因而称平衡式制动器。双领蹄，双向双领蹄，双从蹄式制 动器都属于平衡式制动器。3双从蹄式制动器由于这种制动器只装有松蹄，因而增益低，从而需加过大的输入力，一般都需附加伺服机构，当倒车时变为双紧蹄，其制动效能低于双领蹄式和领从蹄式制动器。但其效能对摩擦系数变化的敏感程度较小，具有良好的制动效能稳定性。此外，此种制动器有两制动轮缸，因而难于安装驻车制动器，所以不适装于后轮。 双从蹄式图2-54双向双领蹄式制动器此种制动器无论车轮正反转都为二紧蹄，因而制动效能高。同时，由于两蹄片工作量相同，摩擦片磨损比拟均匀。凡这种制动器一般有两个分泵及连接两个分泵的管路和接头，为此要考虑防止接头局部漏油和由振动引起的管子损坏。此外，此制动器因有两个分泵，因而不适于后轮. 双向双领蹄式图2-65单向自增力式制动器这种制动器第二蹄的制动力矩在第一蹄增势作用下而获得较大的制动力矩，因而在制动鼓尺寸和摩擦系数相同的条件下，这种制动器的前进制动效能不仅高于领从蹄式，而且高于两蹄中心对称的双领蹄式制动器。但制动时制动力矩增加过猛，工作不平顺，而且容易 单向增力式图2-7自锁。因为两蹄片单位压力相差很大，因而磨损极不均匀。当倒车时，变为双转松蹄制动器，制动效能比盘式还要低。又由于车对前轮制动效能要求不高，因而这种制动器多用于中、重型汽车前轮制动。6双向自增力式制动器这种制动器的增益非常高，施加小的踏板力，可获得大的制动力。如用于小客车或轻型载重车，直至相当重的车辆，不许另外装用加力装置就可以使用。在行过交通繁杂地带以及遭遇意外情况时，装用这一制动器的汽车平安性较高。但在另一方面， 双向自增力式图2-8由于这一制动器对摩擦片系数的变化比拟敏感，如不装用热性能优良的摩擦片，随着情况不同，而有发生制动衰退或单轮制动的危险。由于这一制动器对摩擦片磨损不均匀，因此应减小主蹄摩擦片包角。此外，还需要改变摩擦片的材料和厚度。在谋求制动性能稳定化的同时，还必须使制动主蹄和副蹄的摩擦片具有相同的使用寿命。但如此就破坏了互换性。这种制动器中，只销承受全部制动力矩。由于分泵是双向作用 的，在汽车后退时，将显示出和前进时大致相同的自行加力作用。另外，装停车制动器也比拟容易。这种制动器一般还是指间隙自动调整装置。制动蹄应具有适当的刚度。制动蹄在压向制动鼓的同时，、还受到导向和约束等，从而防止摩擦片斜贴在制动鼓内外表上。下面对各种制动器进行比拟：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。同时，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，另一套应保证汽车的制动效能不低于正常值的30%，驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。但由于电动机的效能低，而同时又为了使电动机的能量回收尽可能大，混合动力分配策略就要求了机械式摩擦制动装置与电动机同时存在于HEV制动系统中。普通汽车制动器几乎均为机械摩擦式的，即利用旋转元件与固定元件两工作外表间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。就制动效能而言在根本结构和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器由于摩擦助势作用；利用得最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式和双从蹄。就制动效能稳定性而言随制动鼓和摩擦片的材料、温度和外表状况的不同，摩擦系数可在很大范围内变化。双从蹄式制动器的制动效能虽然最低，但却具有良好的效能稳定性，而自增力式制动器制动效能稳定性较差。就管路布置而言双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式等具有两个轮缸的制动器最宜布置双回路制动系统。就应用范围而言双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的前轮，倒车制动时对前轮制动器要求不高。双从蹄式制动器有少数华贵轿车为保证制动可靠性而采用例如英国女王牌轿车。双向双领蹄式制动器是用于中、轻型货车及局部轿车前后轮。双领蹄式制动器适用于中级轿车前轮。领从蹄式制动器是用于中、重货车后轮等。鉴于领从蹄制动器开展较早，其效能及效能稳定性均居于中游，具有结构较简单等优点，故目前仍相当广泛地用于各种汽车。本设计为轻型客车后轮制动器，其上附有手动机械式驱动机构，综上对于各种型式制动器的比照分析，采用领从蹄式制动器较为适宜。领从蹄式制动器中固定式是制动蹄片绕固定销旋转。蹄片的最大单位压力位置大致一定，工作比浮动式稳定，但支点局部要求较高的加工精度。而浮动式由于制动蹄片相对于支点是按鼓的内外表摇动而定心。所以制动蹄片的最大单位压力位置随摩擦片的磨损而变化。故对支承点的精度比固定式要低，但由于制动蹄片位置不确定而引起拖拽和摩擦片端绵接触到制动鼓等不正常状态，所以摩擦片研磨半径应小于制动鼓的半径，或使蹄片回正弹簧力均等。将要设计的制动器要求：1、要设计的制动器具有一定的先进性，并能克制其前一代车制动器的缺点和缺乏。2、根据上述要求，决定选择铸造式制动支架形式，蹄端带滚轮的凸轮式制动器。其原因如下：1铸造式制动支架形式，蹄端带滚轮的凸轮式制动器是目前国内外应用最为广泛的气压驱动器。2制动器承载件采用铸造支架式代替钢板冲压焊接支架可大大提高制动蹄片的支撑刚度，使制动力矩能正常稳定的输出，同时也有利于加宽摩擦片宽度而提高摩擦片寿命。在国外气动凸轮式制动器几乎都采用铸造制动支架的趋势。3蹄片采用滚轮后，不但可以提高制动器的机械传动效率，而且可以延长蹄片和凸轮的使用寿命4制动凸轮采用渐开线式凸轮，渐开线式凸轮可以在不同的转角下仍能保持作用力臂不变，故不会因左右车轮蹄片间隙不同喝摩擦片厚度不同而使左右凸轮力臂不同，这就大大减少了汽车制动跑偏的可能性。铸造制动支架的加工方式虽与钢板冲压支架的加工方式不同，但与制动器的其他零件加工根本相同。总的来说具有较好的产品根底继承性。2.2 制动器主要零件的结构形式1、制动鼓制动鼓应具有高的刚性喝大的热容量，在制动时保证制动温度不会过高，制动鼓的材料与摩擦衬片的材料应能匹配，能保证具有较高的摩擦系数并使工作外表磨损均匀。中重型货车多采用灰铸铁HT200或HT250。制动鼓壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑的。壁厚取大些有助于怎增大热容量。但受到轮辋的限制比后不能太打，一般不超过18mm，制动鼓在闭口一侧可开小口，可用于检查制动器制动间隙2、制动蹄中重型货车的制动蹄多采用铸铁或厚板冲压焊接。制动蹄断面形状应能保证其刚独好，断面有工字型。山字形和H字型几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，约为5-8mm摩擦衬片的厚度多在8mm以上，衬片可以铆接在制动蹄上。3、制动底板制动底板式除制动鼓外制动器给零件的安装基体，应保证个安装零件相互间的正确位置。制动底板承受制动器工作时的制动反力矩。故应具有足够的刚度。为此，由钢板冲压而成的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车那么采用可锻铸铁KTH370-12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度缺乏会导致制动力矩小，踏板行程加大，衬片磨损不均匀。4、支撑制动蹄的支撑，结构简单，支撑销一般由45号钢制造并高频淬火。5、凸轮式张开机构凸轮式张开机构的凸轮是由45号钢模锻成一体的毛胚铸造而成，在精加工后经高频淬火处理。凸轮轴由模锻铁或者球墨铸铁的支架支撑，而支架那么用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造，高频淬火。6、制动间隙的调整方法及间隙调整机构制动鼓与摩擦衬片间在未制动时应有间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的间隙为0.2-0.5mm；此间隙的存在会导致制动踏板的行程损失，因而间隙量要尽量的小，因为随着制动器的磨损。制动器的制动间隙将会越来越大，因此制动器必须有间隙调整机构。采用凸轮张开装置的鼓式制动器的间隙调整，可以通过调整与制动凸轮相配合的制动调整臂内的涡轮，蜗杆机构来实现，调整臂是由制动气室来推动的。2.3 制动器主要性能参数的计算对一般汽车而言，当汽车各轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有3种，即1前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑这种工况是稳定工况，但在制动时汽车丧失转向能力，附着条件没有充分利用2后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑这种情况中，后轴可能出现侧滑，是不稳定工况，附着利用率也低3前、后轮同时抱死拖滑这种情况可以防止后轴侧滑，同时前转向轮只有在最大制动强度下才使汽车丧失转向能力，较之前两种工况，附着条件利用情况好。理想的前、后制动器的制动力分配曲线由于制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车的方向稳定性均较为有利。在任何附着系数路面上，前、后车轮同时抱死附着力同时被充分利用的条件是：前、后制动器制动力之和等于附着力，且前、后车轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即由上式得到，由以上两式得，将上式绘制成以F1为横坐标，F2为纵坐标的曲线，即为理想的前、后制动器制动力分配曲线，简称为I曲线。然而，对于目前大多数两轴汽车，其前、后制动器制动力的比值为一定值，常用前制动器制动力F1与汽车总制动器制动力F之比来说明实际制动力分配的比例，称为制动器制动力分配系数，即 式6在I曲线的坐标中，该关系表示成一条直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为式7，这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称线。线与I线的交点处的附着系数称为同步附着系数0。式8由分析可得到，当0时，线位于I曲线的上方，制动时总是后轮先抱死。同步附着系数0是由汽车结构参数决定的、反映汽车制动性能的一个参数。直到20世纪50年代，当时的道路条件还不是很好，汽车的行驶速度也不是很高，后轮抱死侧滑的后果也并不显得像前轮抱死而丧失转向能力的后果那样严重，因此，往往将0值定得较低，即处于常用附着系数范围的中间偏低区段。而现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会发生掉头而丧失转向操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的0值均有增大的趋势。国外有的文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取00.6；货车取00.5为宜。在条件允许的情况下应取大些，这样制动稳定性好。2.利用附着系数i与制动强度z的关系利用附着系数就是在某一制动强度z下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数i，其定义为式9。其中，FXbi为对应于制动强度z，汽车对第i轴产生的地面制动力；FZi为制动强度为z时，地面对第i轴的法向反力；i为第i轴对应于制动强度z的利用附着系数。前轴利用附着系数f可按下式求得。式10后轴利用附着r可按下式求得。 式112.3.3制动效率制动效率E定义为车轮不抱死的最大制动减速度与车轮和地面间摩擦因数之比值。亦即车轮将要抱死时的制动强度z与利用附着系数i。汽车的前轴车轮制动效率为式12汽车的后轴车轮制动效率为式13图2.3显然，利用附着系数i愈接近制动强度z，即i的值越小，或比值z/i即制动效率愈大，那么路面的附着条件就发挥得愈充分，汽车制动力分配的合理程度也就愈高。通常以利用附着系数i与制动强度z的关系曲线或制动效率曲线来描述汽车制动力分配的合理性。最理想的情况是利用附着系数i总等于制动强度z这一关系。例如，具有理想制动力分配的汽车，其利用附着系数i与制动强度z满足f=b=z。由图2.1可知，较大的0可以使汽车在大多数的道路附着条件下不产生后轮先抱死进而发生甩尾的情况。然而，并不是0取得越大越好，因为图2.1还告诉我们，0越大交点越远，那么在常用的道路附着系数范围内，I曲线和线间隔越大可由式8、式7、式6可以得出0越大，越大，线的斜率越小，即说明附着效率较低。由于0增大造成的的增大使得前、后轴的利用附着系数有着相反的变化趋势，过大的即等效意味着过大的0会使前、后轴的利用附着系数中总有一者过大，远大于制动强度，制动效能下降。虽然从中看出越大，0越大，然而，又由式10和式11得到过大的会使前/后轴的利用附着系数增大，远大于制动强度，制动效能下降。2.3.4.法规要求欧洲经济委员会(ECE)制定的ECE R-13制动法规，它综合地考虑了制动稳定性与制动效能等因素，对汽车轴间制动力分配提出了明确的要求，并已得到了世界各国的普遍认同。我国GB 12676-1999附录A即等效采用了其内容。另外，对车辆分类的规定为只摘取一局部：M类：至少具有4个车轮，用于载客的机动车辆。M类车辆分为M1、M2、M3、三种类型车辆。其中，M1类似用于载客的乘客座位驾驶员座位除外不超过8个的载客车辆。本车属于M3类车辆，ECE R-13对M3类车辆的规定为（1） 5之间，利用附着系数与制动强度z满足=(z+0.07)/0.85的关系。（2） 当z=0.1时，当.z=0.61时，（3） 在制动强度z=0.150.3时，把= 8和=z-8代入制动力时，如果= 8的制动力大于代入=z-8的制动力时，那么有，当z=0.150.3时，要满足=z-8的关系，即z=0.15时，得=0.07，z=0.3时，得可见，得到=0.30.61时，要满足=(z)/0.74的关系，即z=0.3时，得=Z=0.61时，得=0.8，就可得到=(z-2)/0.74的一条直线，见以下图把以上3条直线方程分别描绘在前，后地面制动力关系图上，就得到如以下图所示的实际制动力分配线的限制范围，也就是说，利用附着系数=0.20.8范围内实际制动力线应在该曲线限制区域内。图2.4 ECE法规对M3类型车辆的制动力分配对于空载和满载情况下分别对在此法规限定下的许用范围进行求解，具体过程见程序，由ECE法规得到的相应的制动器制动力分配系数和制动强度z之间的关系如图2.5。得到对于本车而言，在ECE法规允许的条件下，其取值范围为0.6870,0.8647图2.5接着，我们由式确定许用的0的范围。通过和0的关系，我们可以求得在此范围对应的同步附着系数0的值范围。综上，其许用的满载同步附着系数0范围为0.6 0.8综合考虑同步附着系数0对于制动稳定性与制动效率的影响，取满载同步附着系数0=0.8，此时确定的为0.7095，相应的空载同步附着系数0在此系统中，当制动系统具有固定比值时，即能使实际制动力分配曲线接近于理想制力分配曲线，满足制动法规的要求。第三章 制动器的计算 鼓式制动器的设计计算及主要结构参数确实定，制动鼓内径D制动鼓内径的选择主要受轮辋直径的限制，即制动鼓的外径与轮毂内经应有一定的空间以便散热。其间隙一般不小于20mm508mm取D=400mm时，D/Dr=0.78，符合推荐值。 摩擦片的宽度B和摩擦衬片包角制动鼓直径D确定后，摩擦衬片的宽度b和包角便决定了衬片的摩擦面积Ap，因为：Ap=Rb，所以，制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap愈大，那么制动时所受单位面积的正压力一般简称单位压力和能量负荷愈小，从而磨损特性愈好。但个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量而增加。试验说明，摩擦衬片包角=90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。再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并不大，而且将使制动作用不平衡，容易使制动器发生自锁，故包角一般不宜大于120。本次设计取为100将=100，D=400mm。Ap=1000mm2 代入b=2Ap/D得，b=，取整后选b=135mm。满足QC/T309-1999中的宽度系列标准。 摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数在常温下技术条件要求摩擦片的摩擦系数一般为0.420.45，而在计算时一般取=0.3.这是因为在温度升高时会降低，另外考虑计算时，未考虑摩擦副的效率。 表31 衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 mat单个制动器总的衬片摩擦面积 Apcm2 轿车 09-15 1525 100-200 200-300 货车及客车 10-15 15-25 2535 35-70 70-120 120-170 120-200 150-250 (多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500多为60012003.2 制动器主要零件的结构形式1制动鼓制动鼓应具有高的刚性喝大的热容量，在制动时保证制动温度不会过高，制动鼓的材料与摩擦衬片的材料应能匹配，能保证具有较高的摩擦系数并使工作外表磨损均匀。中重型货车多采用灰铸铁HT200或HT250。制动鼓壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑的。壁厚取大些有助于怎增大热容量。但受到轮辋的限制比后不能太打，一般不超过18mm，制动鼓在闭口一侧可开小口，可用于检查制动器制动间隙2制动蹄中重型货车的制动蹄多采用铸铁或厚板冲压焊接。制动蹄断面形状应能保证其刚独好，断面有工字型。山字形和H字型几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，约为5-8mm摩擦衬片的厚度多在8mm以上，衬片可以铆接在制动蹄上。3制动底板制动底板式除制动鼓外制动器给零件的安装基体，应保证个安装零件相互间的正确位置。制动底板承受制动器工作时的制动反力矩。故应具有足够的刚度。为此，由钢板冲压而成的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车那么采用可锻铸铁KTH370-12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度缺乏会导致制动力矩小，踏板行程加大，衬片磨损不均匀。4支撑制动蹄的支撑，结构简单，支撑销一般由45号钢制造并高频淬火。5凸轮式张开机构凸轮式张开机构的凸轮是由45号钢模锻成一体的毛胚铸造而成，在精加工后经高频淬火处理。凸轮轴由模锻铁或者球墨铸铁的支架支撑，而支架那么用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造，高频淬火。6制动间隙的调整方法及间隙调整机构；此间隙的存在会导致制动踏板的行程损失，因而间隙量要尽量的小，因为随着制动器的磨损。制动器的制动间隙将会越来越大，因此制动器必须有间隙调整机构。 采用凸轮张开装置的鼓式制动器的间隙调整，可以通过调整与制动凸轮相配合的制动调整臂内的涡轮，蜗杆机构来实现，调整臂是由制动气室来推动的。7. 摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数在常温下技术条件要求摩擦片的摩擦系数一般为0.420.45，而在计算时一般取=0.3.这是因为在温度升高时会降低，另外考虑计算时，未考虑摩擦副的效率3.3 制动器的设计计算一.同步附着系数的选择同步附着系数是共设计是确定前，后轴制动力分配比例的一种路面附着系数。在这种路面上，汽车前后轮产生的制动力矩恰好等于路面的附着力矩，此时的汽车制动效果最好。如何选择，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个比拟重要的问题。在汽车总重和重心位置已经确定的前提下，的选择就决定了前后制动力的分配比。影响同步附着系数的因素很多。首先，所选的应使得在常用路面上，附着重量的利用程度较高。具体而言：1在较好的路面上行驶，那么选的值可以较高些；反之取得较低些。2从紧急制动的观点出发，值宜取高些。3假设常在山区行驶的汽车，值宜取低些。今些年来为了防止出现后轮抱死，汽车出现危险的侧滑情况，值的选择有越来越大的趋势。按一般经验推荐：制动器制动力分配系数范围确实定想根据制动器制动力分配系数的定义：F1前制动器制动力； F总的汽车制动器制动力；F2-后制动器制动力F=F1+F2, F2=(1-)F 如果汽车在同步附着系数为的路面上制动，这时候前后轮将同时抱死，既：F=X=Ga,为车总的同步附着力，这样可得到：= =,地面对前轮的法向反力地面对后轮的法向反力 前轮制动力矩 后轮制动力矩求解方程组 得到；b是车重心到后轴的距离 b=将其结果代入公式3，就得到了在04524-0.467将其代入公式2得到前轴制动力距与后轴制动力矩比值范围：三确定前，后轴最大附着力矩根据公式，前后轴的附着力矩按以下式子计算：前轴附着力矩：后轴附着力矩v式中. 前后轴制动附着力矩Hg质心高度，此处Hg=1 m=0.1-0.8；Rr 车轮滚动半径，此处Rr=按照最好的路面所能提供的路面附着系数是0.7来计算，得到前后轴所能得到的最大附着力矩：Mf= 26986.45N.m (四) 确定前后轴制动器最大制动力矩取=0.7时的前轴附着力矩为前轴最大止制动力矩：后轴最大制动力矩：Mr=M2=Mf/(0.7360.876)=。五效能因素的计算领蹄：=1.1646 式中：= = =从蹄：5式中：整体制动器的效能因素：=|+效能因素与摩擦片摩擦系数关系曲线如下六制动凸轮施加于蹄齿的作用力P的计算前制动器：前轴最大制动力矩=0.7一个车轮的制动力矩领蹄：=从蹄：=后制动器Mr= Mf/=领蹄：=从蹄：=七所需制动凸轮扭矩的计算凸轮扭矩公式：=式中八制动调整臂长度确实定前制动：= 取后制动器：取=1 制动器的制动力矩1前制动器凸轮扭矩=637KPa 前轴两轮制动器的制动力矩2后制动器凸轮扭矩=637KPa=N=N=后轮两轮制动器的制动力矩2 同步附着系数前后附着力矩的比值，符合设计要求3 制动减速度和制动距离最大减速度汽车总重式中： W-汽车总重 -有效的总制动力 G-重力加速度 时 时 时 时 制动距离： 式中：-车速-制动踏板开始移动到产生减速度的时间克服蹄片与制动鼓之间的间隙此处取-减速度产生至到达最大时的时间，此处取以下图为汽车在不同的制动气压下得到的制动距离和制动减速：从上面的计算可以看出来：在的下限，即最大制动气压为637Kpa下的制动减速度Jmax6.5=6.77,在车速为30km/h时的制动距离S6.5=8.06m，到达了制动距离不大于10m的设计要求。4，磨损性计算1单位摩擦片所承当的车重前制动器摩擦面积：前制动器摩擦面积的车重 后制动器摩擦面积：=0.3351后制动器摩擦面积的车重总制动器摩擦面积：后制动器摩擦面积的车重在1635范围内，合格2摩擦片单位压力前轮平均单位压力：=1700KPa前轮摩擦片最大单位压力=2141KPa后轮平均单位压力：=1574KPa后轮摩擦片最大单位压力=1904KPa相关法规规定，如领从蹄摩擦片的包角相同，那么领从蹄的的范围内，即为合格，所以本设计的摩擦片合格。3.5 制动器工艺性分析在设计中我们还应该注意零件的结构公益性要求。所谓结构工艺性是指所设计的产品，零部件在满足使用要求的前提下，制造，维修的可行性和经济性。其中包括毛胚制作，热处理，机械加工，装配和修理的结构工艺性。结构工艺是随着生产类型和生产条件的不同，以及机械工业技术水平的开展而变化的。一设计中结构工艺性概述1，零件结构的机械加工工艺性设计中，零件的螺纹，中心孔，弹簧，螺栓等的结构尺寸，都是按国家标准确定的。另外，由于制动鼓，制动底板都是自行设计的，所以通用性差，造成制造本钱升高，故应尽量采用外购件 以简化设计，降低本钱。2 零件结构尺寸和加工精度确实定因为零件结构尺寸及其标注方法对产品的使用性能和加工难易程度有很大的影响，故其零件尺寸及其公差尽量符合国家保准，尺寸标注除考虑国家保准外，还考虑了零件的结构设计要求和加工工艺性要求，尽量使零件的加工基准和设计基准重合。尽量使设计尺寸都能顺顺序地作为工序尺寸，这样以保证尺寸精度；尽量使定位基准和调整基准作为设计基准，使加工误差减少，刀具调整方便，尽量从实际存在的和宜测量的外表标注尺寸。二制动器的装配及调整说明1 装配1汽车后轮制动器的装配应按制动器各总成图装配图中所阐述的要求进行。2送交装配的摩擦片和制动鼓的外表不应沾有油污。3当蹄片装到轴上时，蹄片轴的工作外表应涂上一层2号汽车通用锂基脂，多余的油脂应除掉。4选取一套凸轮调整垫片，使其装入后，保证凸轮能自由转动，且轴向间隙不大于1mm。2 调整调整的顺序：1拧松：螺母紧固蹄片轴用；2拧松：螺母紧固前制动凸轮支架与前制动盘的螺栓用；螺母紧固后制动凸轮与支承座后制动盘的螺栓用；螺栓紧固后制动凸轮支承座与后桥壳用；3用压缩空气通入制动气室，如果没有压缩空气那么应首先脱开制动气室推杆，用于转动凸轮调整臂使蹄片张开。4用旋转蹄片轴的方法使制动鼓与摩擦片之间在蹄片的两端粘紧或行程相同的可能的最小间隙，间隙应用量规校验；5在调整好的位置，当蹄片压于制动鼓时应拧紧：螺母紧固蹄片轴用；螺母紧固后制动凸轮与支承座后制动盘的螺栓用螺母紧固后制动凸轮支承座与后桥壳用；此时，凸轮应能自由转动而无阻滞现象。6调整制动鼓与摩擦片的间隙7调整以后，制动鼓应能均匀而自由的旋转而不触及摩擦片8放松制动后，制动气室推杆应能迅速回位而无阻滞现象。三主要零部件的加工工艺过程下面是制动鼓的加工过程1、粗车制动鼓的端面，专用立式铣床，旋转工作台2、镗234m孔，车上外表，立式车床，两个车刀3、铣322mm凹台，专用机床4、粗车，半精车制动鼓内外表，三爪卡盘 机械夹紧5、制动鼓内外表倒角，机械夹紧，三爪卡盘6、钻，铰孔，机械夹紧，三爪卡盘7、精镗234mm孔，专用机床，气动压紧8、铣234mm孔倒角，专用铣床9、清洗制动鼓10、漆以TQC QC/T 48411、装配制动鼓总成12、精车制动鼓内外表，专用立式车床13、清洗制动鼓总成14、检查制动鼓内外表的粗糙度，圆跳动等六 环保与技术经济6.1 环保措施对于制动器设计来说，环保问题主要应从减轻噪声入手，这是目前制动器设计中的一大课题。制动噪声的现象很复杂。大致说来，制动噪声可分为低频1kHZ以下和高频1-11kHZ两种。在低频噪声中，常遇到的是制动到停车时的咯喳声，这主要是由制动鼓或制动钳的共振所引起的。高频噪声一般可通称为尖叫声。其频率在6kHZ以下者主要因制动蹄或制动盘的共振所致，而7kHZ以上者那么主要由摩擦衬片或衬块的弹性振动所引起。影响噪声的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即动摩擦系数对滑动速度的变化关系。动摩擦系数随滑动速度的愈高愈易激发振动而产生噪声。此外，制动器输入压力愈高，噪声也愈大，而压力高达一定程度以后那么不再有噪声。制动器温度对噪声也有影响。在制动器设计中采用一些结构措施，可在相当程度上消除某种噪声，特别是低频噪声。例如，(1)制动鼓沿鼓口外周边铸有周向肋条，也有铸成假设干轴向肋条的，这样不仅可以提高散热性能，而且可以减轻鼓变形后引起的踏板振动。2制动盘工作外表应光洁平整两侧外表不平行度不应大于8m，从而防止因厚度不均匀引起的制动踏板振动。3制动蹄与摩擦衬片铆接可以减轻噪声。4制动钳活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对而且平行的半圆环形端面，可以防止噪声。对高频的尖叫声儿采取的某些结构措施，有可能产生制动力矩下降和踏板行程损失加大等副作用。综上，减轻制动噪声仍需汽车科研技术人员继续努力！第四章 结束语本次设计力求结构简单，使用维修方便，生产加工工艺性合理，本钱低。设计中充分考虑到设计要求，对汽车制动力分配给予了严格的计算校核，使该车在一般路面附着系数小于0.8紧急制动时不会产生侧滑现象，增加了平安性；并且采
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