捷達(dá)轎車后輪制動器_設(shè)計說明書

1、2 太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 課程設(shè)計課程名稱：捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器設(shè)計 專 業(yè)：車輛工程 班 級：車輛121202 姓 名：梁開心 學(xué) 號：201212040212 指導(dǎo)教師：趙富強(qiáng) 學(xué) 期：2014-2015 日 期：2015/12/28 3838太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院車輛工程課程設(shè)計 摘 要近年來我國汽車市場迅速發(fā)展，特別是轎車汽車發(fā)展的方向。然而隨著汽車數(shù)量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高設(shè)計效率

2、，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關(guān)鍵。本說明書主要介紹了捷達(dá)轎車后輪鼓式制動系統(tǒng)的設(shè)計。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展、結(jié)構(gòu)、分類，并對鼓式制動器和盤式制動器的結(jié)構(gòu)及優(yōu)缺點進(jìn)行分析。設(shè)計計算確定前盤、后鼓式制動器、制動主缸的主要尺寸和結(jié)構(gòu)形式。繪制出了后制動器裝配圖、制動鼓零件圖以及制動蹄零件圖等。最終對設(shè)計出的制動系統(tǒng)的各項指標(biāo)進(jìn)行評價分析。另外在設(shè)計的同時考慮了其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低等因素。通過本次設(shè)計的計算結(jié)果表明設(shè)計出的制動系統(tǒng)是合理的、符合標(biāo)準(zhǔn)的。其滿足結(jié)構(gòu)簡單、成本低、工作可靠等要求。關(guān)鍵字：汽車；制動；鼓式制動器Abstract In recent ye

3、ars the rapid development of China's auto market, especially cars car development. However, with the increase in car ownership, safety problems are increasingly attracted attention, and the braking system is an important vehicle active safety systems in the world. Therefore, how to develop high-

4、performance braking system, to provide protection for the safe driving is the main problem we have to solve. In addition, with increased competition in the automotive market, how to shorten the product development cycle, improve design efficiency, reduce costs, increase market competitiveness has be

5、come the key to business success. This manual describes the Jetta sedan rear drum brake system design. The first describes the development of automotive braking systems, structure, classification, and by drum brakes and disc brakes on the structure and analyze the advantages and disadvantages. Desig

6、n calculations to determine the front disk, rear drum brakes, brake master cylinder of the main dimensions and structure. Drawn out of the rear brake assembly diagram, brake drum and brake shoe parts diagram parts chart. End of the braking system designed to evaluate the analysis of the indicators.

7、Also taking into account in the design of its structure is simple, reliable, low cost factor. Through this design results show that the design of the braking system is reasonable, standards-compliant. Meet its simple structure, low cost, reliable requirements.Key words: car；braking；brake drum目錄第1章 緒

8、 論1.1制動器設(shè)計的意義51.2制動器研究現(xiàn)狀51.3 鼓式制動器的簡介51.4 鼓式制動器的組成固件61.5 鼓式制動器的工作原理61.6 鼓式制動器的產(chǎn)品特性71.7設(shè)計基本要求和整車性能參數(shù)7 第2章 鼓式制動器的選擇2.1鼓式制動器形式方案分析82.2鼓式制動器82.3制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇92.4簡單制動系92.5動力制動系102.5.1氣壓制動系102.5.2氣頂液式制動系102.5.3全液壓動力制動系102.6鼓式制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計112.6.1制動蹄112.6.2制動底板112.6.3制動蹄的支承112.6.4制動輪缸112.7鼓式制動器整體方案分析112.8鼓式

9、制動器裝配注意事項13第3章 鼓式制動器的設(shè)計計算3.1捷達(dá)轎車的主要參數(shù)數(shù)值143.2車輛前后輪制動力的分析143.3前、后輪制動力分配系數(shù)的確定173.4制動器受力分析及最大制動力的確定183.4.1制動器受力分析183.4.2制動器最大制動力矩183.5制動鼓內(nèi)徑R及制動鼓壁厚度的選取193.5.1制動鼓壁厚的確定193.5.2.制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b203.5.3.摩擦襯片起始角213.5.4.張開力P的作用線至制動器中心的距離213.5.5.制動蹄支銷中心的坐標(biāo)位置是k與c213.5.6摩擦片摩擦系數(shù)21第4章 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1 制動鼓234.2 制動蹄234.

10、3 制動底板234.4 制動蹄的支承234.5 制動輪缸244.6 制動器間隙24 第5章 校 核5.1制動器的熱容量和溫升的核算255.2 制動器的校核265.2.1摩擦襯片所受力的校核265.3駐車制動的計算265.3.1汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角275.3.2汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角27結(jié) 論28致 謝29 參考文獻(xiàn)30 第1章 緒 論1.1制動器設(shè)計的意義現(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就是汽車。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。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直

11、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器。本次畢業(yè)設(shè)計題目為捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器設(shè)計。通過查閱相關(guān)的資料，運用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，確定捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器的設(shè)計方案，進(jìn)行部件的設(shè)計計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計。使其達(dá)到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；采用合理的設(shè)計方案使制造簡單經(jīng)濟(jì)；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。1.2制動器研究現(xiàn)狀汽車在行駛過程中需要頻繁的進(jìn)行制動操作，由于制動性能的好壞直接關(guān)系到交通和人身安全,因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽

12、車的制動性能始終是汽車設(shè)計制造和使用部門的重要任務(wù)。當(dāng)車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力,從而使汽車的速度逐漸減小至零,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動器的分析和設(shè)計,因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設(shè)計的基礎(chǔ),由于這一過程較為復(fù)雜,因此一般在實際中只能建立簡化模型分析,通常人們主要從三個方面來對制動過程進(jìn)行分析和評價:1、制動效能:即制動距離與制動減速度；2、制動效能的恒定性:即抗熱衰退性；3、制動時汽車的方向穩(wěn)定性；目前,對于整車制動器的研究主要通過路試或臺架進(jìn)行,由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數(shù)有關(guān)傳動系、制動系的試驗均通過間接測量得到的。當(dāng)汽車在道

13、路上行駛,其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù),在汽車道路試驗中,如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動器性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。1.3鼓式制動器的簡介鼓式制動器也叫塊式制動器，是靠制動塊在制動輪上壓緊來實現(xiàn)剎車的。鼓式制動是早期設(shè)計的制動系統(tǒng)，其剎車鼓的設(shè)計1902年就已經(jīng)使用在馬車上了，直到1920年左右才開始在汽車工業(yè)廣泛應(yīng)用。現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的制動塊(剎車蹄)位于制動輪內(nèi)側(cè)，在剎車的時候制動塊向外張開，摩擦制動輪的內(nèi)側(cè)，達(dá)到剎車的目的。近三十年中，鼓式制動器在轎車領(lǐng)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(jì)類

14、轎車中使用，主要用于制動負(fù)荷比較小的后輪和駐車制動。1.4 鼓式制動器的組成固件鼓式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是制動鼓，固定元件是制動蹄。制動時制動蹄鼓式制動器在促動裝置作用下向外旋轉(zhuǎn)，外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內(nèi)圓柱面上，對鼓產(chǎn)生制動摩擦力矩。 凡對蹄端加力使蹄轉(zhuǎn)動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置，制動蹄促動裝置有輪缸、凸輪和楔。以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置的制動器稱為輪缸式制動器；以凸輪作為促動裝置的制動器稱為凸輪式制動器；用楔作為促動裝置的制動器稱為楔式制動器。鼓式制動器比較復(fù)雜的地方在于，許多鼓式制動器都是自作用的。 當(dāng)制動蹄與鼓發(fā)生接觸時，會出現(xiàn)某種楔入動作，其效果是借助更大的制動力將制動蹄壓

15、入鼓中。楔入動作提供的額外制動力，可讓鼓式制動器使用比盤式制動器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入動作，在松開制動器時，必須使制動蹄脫離鼓。這就是需要一些彈簧的原因。彈簧有助于將制動蹄固定到位，并在調(diào)節(jié)臂驅(qū)動之后使它返回。1.5鼓式制動器的工作原理在轎車制動鼓上，一般只有一個輪缸，在制動時輪缸受到來自總泵液力后，輪缸兩端活塞會同時頂向左右制動蹄的蹄端，作用力相等。但由于車輪是旋轉(zhuǎn)的，制動鼓作用于制動蹄的壓力左右不對稱，造成自行增力或自行減力的作用。因此，業(yè)內(nèi)將自行增力的一側(cè)制動蹄稱為領(lǐng)蹄，自行減力的一側(cè)制動蹄稱為從蹄，領(lǐng)蹄的摩擦力矩是從蹄的22.5倍，兩制動蹄摩擦襯片的磨損程度也就不一樣。為

16、了保持良好的制動效率，制動蹄與制動鼓之間要有一個最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調(diào)整間隙的機(jī)構(gòu)。過去的鼓式制動器間隙需要人工調(diào)整，用塞尺調(diào)整間隙?，F(xiàn)在轎車鼓式制動器都是采用自動調(diào)整方式，摩擦襯片磨損后會自動調(diào)整與制動鼓間隙。當(dāng)間隙增大時，制動蹄推出量超過一定范圍時，調(diào)整間隙機(jī)構(gòu)會將調(diào)整桿（棘爪）拉到與調(diào)整齒下一個齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動蹄位置位移，恢復(fù)正常間隙。轎車鼓式制動器一般用于后輪（前輪用盤式制動器）。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轎車，其駐車制動器也組合在后輪

17、制動器上。這是一個機(jī)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（美式車）拉緊鋼拉索，操縱鼓式制動器的杠件擴(kuò)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(fù)原位，制動力消失。1.6鼓式制動器的產(chǎn)品特性優(yōu)點：鼓式制動器造價便宜，而且符合傳統(tǒng)設(shè)計。 四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負(fù)荷通常占汽車全部負(fù)荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式。不過對于重型車來說，由于車速一般不是很高，剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設(shè)計。缺點：

18、鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多，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。而由于散熱性能差，在制動過程中會聚集大量的熱量。制動塊和輪鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復(fù)雜的變形，容易產(chǎn)生制動衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動效率下降。另外，鼓式制動器在使用一段時間后，要定期調(diào)校剎車蹄的空隙，甚至要把整個剎車鼓拆出清理累積在內(nèi)的剎車粉。1.7設(shè)計基本要求和整車性能參數(shù)整車質(zhì)量： 空載：1091kg 滿載：1525kg質(zhì)心位置： 質(zhì)心距前軸距離：L1=1.236m 質(zhì)心距后軸距離：L2=1.235m質(zhì)心高度： 空載時：hg0=0.56m 滿載時：hg=0.55m軸 距： L=2.4

19、71m滿載后軸重: m=750kg車輪工作半徑：300mm輪胎規(guī)格： 185/60R14 85H第2章 鼓式制動器的選擇 2.1鼓式制動器形式方案分析汽車制動器幾乎都是機(jī)械摩擦式，即利用旋轉(zhuǎn)元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使汽車減速或停車。為更好的實現(xiàn)制動，現(xiàn)代轎車大多采用了前盤后鼓的設(shè)計方案。2.2鼓式制動器鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當(dāng)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?，F(xiàn)代的鼓式制動器分為以下幾類：2.2.1領(lǐng)從蹄式制動器圖2-1領(lǐng)從蹄式如圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動

20、鼓的旋轉(zhuǎn)方向變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，則相應(yīng)地使領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。這種當(dāng)制動鼓正、反方向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器。領(lǐng)蹄所受的摩擦力使制動蹄壓得更緊，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制動蹄離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。“增勢”作用使領(lǐng)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(lǐng)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(jìn)與倒車時的制動性能不變，且結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)，故這種結(jié)構(gòu)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。

21、2.2.2雙領(lǐng)蹄式制動器圖2-2雙領(lǐng)蹄式若在汽車前進(jìn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，則稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。顯然，當(dāng)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(lǐng)蹄式制動器。如圖25(c)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(jī)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(lǐng)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(jié)構(gòu)常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進(jìn)制動時，前軸的動軸負(fù)荷與附著力大于后軸，而倒車時則相反。2.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動器圖2-3雙向雙領(lǐng)

22、從蹄式當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時，兩制動助均為領(lǐng)蹄的制動器則稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領(lǐng)蹄式制動器在汽車前進(jìn)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(shè)中央制動器用于駐車制動。2.2.4單向增力式制動器圖2-4單向增力式單向增力式制動器如圖所示：兩制動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。由于制動時兩制動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(jìn)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

23、少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。2.3制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式選擇根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機(jī)械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別。2.4簡單制動系簡單制動系即人力制動系，是靠司機(jī)作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力原。傳遞力的方式有、又有機(jī)械式和液壓式兩種。機(jī)械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，工作可靠，但機(jī)械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短(0.1s0.3s)，工作壓力大(可達(dá)10MPa12MPa)，缸

24、徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機(jī)構(gòu)或制動塊的壓緊機(jī)構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當(dāng)氣溫過低時(-25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(dāng)有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操作較沉重，不能適應(yīng)現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當(dāng)前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車上已極少采用。2.5動力制動系動力制動系是以發(fā)動機(jī)動力形成的氣壓或液壓

25、勢能作為汽車制動的全部力源進(jìn)行制動，而司機(jī)作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關(guān)系在動力制動系中便不復(fù)存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐?。動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動?種。2.5.1氣壓制動系氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅(qū)動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質(zhì)量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機(jī)、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、笨重、輪

26、廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時間較長(0.3s0.9s)，因此，當(dāng)制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠(yuǎn)時，有必要加設(shè)氣動的第二級控制元件繼動閥(即加速閥)以及快放閥。 2.5.2氣頂液式制動系氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為9t11t的中型汽車上也有所采用。2.5.3全液壓動力制動系全液壓動力制動系除了具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱

27、輕便、制動反應(yīng)快、制動能力強(qiáng)、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機(jī)構(gòu)及其他輔助設(shè)備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應(yīng)用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車上。2.6鼓式制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.6.1制動蹄制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm5mm。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。本次設(shè)計的制動蹄采用的材料為HT200。2.6.2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

28、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(yīng)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(shè)計采用45號鋼。2.6.3制動蹄的支承二自由度制動篩的支承，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)。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

29、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個壓緊裝置，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。2.6.4制動輪缸制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機(jī)構(gòu)。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其鋼筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插人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(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。本次設(shè)計采用的是HT250。2.7鼓式制動器整體方案分析

30、1制動底板 2銷軸 3、4、11、12拉簧 5壓桿 6制動桿 7帶杠桿裝置的制動蹄 8支架 9止擋板 10鉚釘 13檢測孔 14壓簧 15夾緊銷 16彈簧座 17帶斜楔支承的制動蹄 18摩擦襯片 19楔支承 20楔形塊 21制動輪缸圖2-5捷達(dá)轎車鼓式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是制動鼓，固定元件是制動蹄，制動時制圖2-5 捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器如圖所示的捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器的基本結(jié)構(gòu)及組成。制動器的組成有以下幾個部分：1、旋轉(zhuǎn)部分：制動鼓 2、固定部分：制動底板 制動蹄3、張開機(jī)構(gòu)：輪缸 4、定位調(diào)整：調(diào)整凸輪 偏心支承銷制動蹄在促動裝置的作用下向外旋轉(zhuǎn)，外表面的摩擦片壓靠到制動鼓的內(nèi)圓柱面上，對鼓產(chǎn)

31、生制動摩擦力矩。凡對制動蹄端加力并使制動蹄轉(zhuǎn)動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置，制動蹄促動裝置有輪缸、凸輪和楔等。以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置的制動器稱為輪缸式制動器；以凸輪作為促動裝置的制動器稱為凸輪式制動器；用楔作為促動裝置的制動器稱為楔式制動器。2.8鼓式制動器裝配注意事項1、裝配后總成應(yīng)在8820Kpa,液壓下工作持續(xù)3分鐘的強(qiáng)度和密封試驗，在次時間內(nèi)任何部位均不得滲漏，壓力降不得大雨294Kpa。2、放氣螺釘總成490-588Kpa氣壓下總成各部位應(yīng)保證密封，當(dāng)松開放氣螺釘時，氣體通暢無阻地從氣孔沖出。3、總成在制動過程中不得發(fā)生滲油現(xiàn)象。4、制動鼓與摩擦片間隙應(yīng)在0.2mm-0.5m

32、m范圍內(nèi)。5、總成在正常裝配與使用條件下應(yīng)保證制動靈活輕便不得發(fā)生阻礙或卡死現(xiàn)象。第3章 鼓式制動器的設(shè)計計算 3.1捷達(dá)轎車的主要參數(shù)數(shù)值整車質(zhì)量： 空載：1091kg 滿載：1525kg質(zhì)心位置： 質(zhì)心距前軸距離：L1=1.236m 質(zhì)心距后軸距離：L2=1.235m質(zhì)心高度： 空載時：hg0=0.56m 滿載時：hg=0.55m軸 距： L=2.471m滿載后軸重: m=750kg車輪工作半徑：300mm輪胎規(guī)格： 185/60R14 85H3.2車輛前后輪制動力的分析汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為: ,

33、式中:制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N·m；地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；車輪有效半徑，m。 令 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當(dāng)車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即圖3

34、-1 制動力與踏板力的關(guān)系或 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z地面對車輪的法向反力。當(dāng)制動器制動力和地面制動力達(dá)到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動到=0以后，地面制動力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升(見圖3-1)。根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：（1235+）7808.91N圖3-2汽車受力圖（1236）7136.09N 式中 G汽車所受重力； L汽車軸距；汽車質(zhì)心離前軸距離；汽

35、車質(zhì)心離后軸距離； 汽車質(zhì)心高度； g重力加速度； 汽車制動減速度。汽車總的地面制動力為 式中 q（）制動強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動力；，前后軸車輪的地面制動力。見圖3-2由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強(qiáng)度q或總制動力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種

36、情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。= （1） （2）1212I線（空載）線0Fb1/KN圖3-3 某轎車的I曲線和線FB2/KNj=0.7B線（滿載）式中 前軸車輪的制動器制動力，；后軸車輪的制動器制動力，；前軸車輪的地面制動力；后軸車輪的地面制動力；，地面對前、后軸車輪的法向反力；G 汽車重力；，汽車質(zhì)心離前、后軸距離；汽車質(zhì)心高度。因所設(shè)計的捷達(dá)轎車為輕型轎車后輪鼓式制動器，而現(xiàn)代轎車的行使?fàn)顩r較好，特別是高級公路的高速要求，同步附著系數(shù)可選取(=0.7，則：=10461.5N 由式(1)、式(2)不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充

37、分利用的條件。由式（2）得：/=由式（1）（2）得/= 2.904 （3）則=6859N,=3602.5N3.3前、后輪制動力分配系數(shù)的確定根據(jù)公式：=（L+hg）/L得：=（1235+0.7550）/2471=0.656式中 ：同步附著系數(shù)L：汽車重心至后軸中心線的距離L：軸距hg:汽車質(zhì)心高度3.4制動器受力分析及最大制動力的確定3.4.1制動器受力分析壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小而忽略不計。捷達(dá)轎車后輪鼓式制動器是有兩個自由度的緊蹄

38、摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。將坐標(biāo)原點取在制動鼓中心O點。坐標(biāo)軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心A點。制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉(zhuǎn)動中心轉(zhuǎn)動，一面順著摩擦力作用的方向沿支承面移動。結(jié)果使蹄片中心位于O點，因而未變形的摩擦襯片的表面輪廓（EE線），就沿OO方向移動進(jìn)入制動鼓內(nèi)。顯然，表面上所有點在這個方向上的變形是一樣的位于半徑OB上的任意的點B的變形就是BB線段，其徑向變形分量是這個線段在半徑OB延長線上的投影，即BC線段。所以同樣一些點的徑向變形為=BCBBcos考慮到=（+）90°和BB= OO=，所以對于緊蹄的徑向變形和壓力P為sin（+）=0.000819P Psin（+）

39、式中，為任意半徑O B和軸之間的夾角；為半徑O B和最大壓力線OO之間的夾角；為x軸和最大壓力線OO之間的夾角。也就是說，浮式蹄支承在任意斜支座面上時，其理論壓力分布規(guī)律仍為正弦分布，但其最大壓力點在何處，難以判斷。3.4.2制動器最大制動力矩對于選取較大的各類汽車，應(yīng)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，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為T=Z=（L1-qhg）rT=其中 q= = =0.67則 =1525×9.8×（1236-0.67×0.55）×300/2471=2242NM單個前輪制動器產(chǎn)生的制動力矩

40、為Fb1=/2=1121NM=1175.7N單個后輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為Fb2=/2=587.9Nmm3.5制動鼓內(nèi)徑R及制動鼓壁厚度的選取3.5.1制動鼓壁厚的確定當(dāng)輸入力P一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能亦愈好。但直徑D的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有相當(dāng)?shù)拈g隙，此間隙一般不應(yīng)小于2030mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑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：轎車 D=0.640.74貨車 D

41、=0.700.83捷達(dá)轎車輪輞為14in，得到=14×25.4=355.6mm 表3-1輪輞直徑/in1213141516制動鼓內(nèi)徑/mm轎車180200240260-貨車220240260300320參考上表并結(jié)合實際情況，取D=0.65。得到制動鼓內(nèi)徑為230mm,所以制動鼓半徑為115mm。制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為712mm，中、重型貨車為1318mm。由于本設(shè)計的對象是轎車，所以選取制動為10mm。3.5.2.制動蹄摩擦襯片的包

42、角和寬度b摩擦襯片的包角可在=90°120°范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90°100°時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。一般也不宜大于120°，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。本次設(shè)計摩擦襯片的包角取110°。摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設(shè)計時應(yīng)盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，

43、單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式中是以弧度(rad)為單位，當(dāng)A，R，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。摩擦襯片的摩擦面積A取200cm,襯片寬b為45mm。見表3-2；表3-2汽車類別汽車總質(zhì)量m/t單個制動器的襯片摩擦面積轎車0.91.51.52.5100200200300圖3-4鼓式制動器主要幾何參數(shù)3.5.3.摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角如圖3-4所示。一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。有時為

44、了適應(yīng)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。則=353.5.4.張開力P的作用線至制動器中心的距離在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離盡可能地大，以提高其制動效能。初步設(shè)計時可暫定左右。則=92mm3.5.5.制動蹄支銷中心的坐標(biāo)位置是k與c如圖3-4所示，制動蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸k是應(yīng)盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設(shè)計可暫定c=0.8R左右。則c=92mm3.5.6摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性

45、和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)=0.350.40已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結(jié)果接近實際。因此取=0.3。第4章 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1制動鼓制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料應(yīng)與摩擦襯片的材料向匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使

46、工作表面摩擦均勻。中型，重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車則采用鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合制動鼓；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用；鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金也是鑄到一起的，這中內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減少了質(zhì)量。本設(shè)計采用的制動鼓材料：鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金鑄到一起.4.2制動蹄轎車和微型，輕型載貨汽車的制動蹄管飯采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓-焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應(yīng)保證其剛度好，單小型車

47、用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm5mm；貨車的約為5mm8mm。摩擦片的厚度，轎車的多為4.5mm5mm。本設(shè)計制動蹄選用：T形45號鋼制動蹄腹板厚度：5mm制動蹄翼緣厚度：5mm摩擦襯片厚度：5mm4.3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(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，因此它應(yīng)該有足夠的剛度。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程增大，襯片磨損也不均勻。本設(shè)計底板的

48、材料：45號鋼.4.4制動蹄的支承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)。本設(shè)計采用支承銷由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。4.5制動輪缸制動輪缸的剛起由灰鑄鐵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(nèi)的橡膠皮碗密封。4.6制動器間隙 制動鼓(制動盤)與摩擦襯片(摩擦襯塊)之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作作間隙，以保證制動鼓(制動盤)能自由轉(zhuǎn)動。一般，鼓式制動

49、器的設(shè)定間隙為0.20.5mm；盤式制動器的為0.10.3mm。此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片(襯塊)的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 為了保持良好的制動效率，制動蹄與制動鼓之間要有一個最佳間隙值。隨著摩擦襯片磨損，制動蹄與制動鼓之間的間隙增大，需要有一個調(diào)整間隙的機(jī)構(gòu)。過去的鼓式制動器間隙需要人工調(diào)整，用塞尺調(diào)整間隙。現(xiàn)在轎車鼓式制動器都是采用自動調(diào)整方式，摩擦襯片磨損后會自動調(diào)整與制動鼓間隙。當(dāng)間隙增大時，制動

50、蹄推出量超過一定范圍時，調(diào)整間隙機(jī)構(gòu)會將調(diào)整桿（棘爪）拉到與調(diào)整齒下一個齒接合的位置，從而增加連桿的長度，使制動蹄位置位移，恢復(fù)正常間隙。鼓式制動器的間隙調(diào)整是通過凸輪軸和制動氣室之間的連接桿系 制動臂實現(xiàn)的，在制動臂的內(nèi)部有一蝸輪和蝸桿副，通過調(diào)整蝸桿轉(zhuǎn)動蝸輪帶動凸輪轉(zhuǎn)動，消除摩擦副間的多余間隙。第5章 校 核 5.1制動器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： 式中 制動鼓的總質(zhì)量；初選=18kg與制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動鼓等)的總質(zhì)量；初選=28kg制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵=482J(kg·K)，對鋁合金c=880J(kg&#

51、183;K)；=482J(kg·K)制動鼓的溫升(一次由=30kmh到完全停車的強(qiáng)烈制動，初選=13 溫升不應(yīng)超過15)；=288236 JKL滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認(rèn)為制動生成的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 式中 滿載汽車總質(zhì)量；=1525kg汽車制動時的初速度，可??； 汽車制動器制動力分配系數(shù)，=0.656=112545 JK =59017.5 JK+=112545+59017.5=171562.5 JK而288236 JK 171562.5 JK 符合要求所以制動器的熱容量與升溫符合要求。5.2 制動器的校核5.2.1摩擦襯片所受力的校核為了保證所設(shè)計的合理性，能夠使制