2014年ZK1060型卡車制動系設(shè)計說明書本科論文

1、武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）題 目 ZK1060型卡車制動系設(shè)計姓 名 專 業(yè) 學(xué) 號 指導(dǎo)教師 *二0一四年五月目 錄中文摘要英文摘要1汽車制動系統(tǒng)簡介11.1制動系概說11.2盤式制動器21.3鼓式制動器21.4駐車制動器42制動器的選擇及其主要參數(shù)62.1前輪制動器的選定62.2后輪制動器的選定62.3ZK1060型卡車制動器的設(shè)計參數(shù)62.4制動力與制動力分配系數(shù)62.5同步附著系數(shù)102.6制動器最大制動力矩113制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計133.1盤式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)133.11制動盤直徑D。133.12制動盤厚度h133.13摩擦襯塊內(nèi)半徑R1及外半徑R2133.14制動襯塊面

2、積133.2鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)143.21制動鼓內(nèi)徑D143.22摩擦襯片寬度b和包角153.23摩擦襯片起始角。163.24制動器中心到張開力F。作用線的距離e163.25制動蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c173.26摩擦片摩擦系數(shù)f174制動器的設(shè)計計算184.1制動器因數(shù)的計算184.2盤式制動器有效半徑的計算194.3鼓式制動器制動蹄自鎖條件檢驗(yàn)計算204.4行車制動效能計算214.5駐車制動計算224.6摩擦襯塊的磨損特征計算234.7液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算255制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計285.1盤式制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計285.11制動盤285.12制動鉗285.13制動摩擦塊285

3、.2鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計295.21制動鼓295.22制動蹄305.23制動底板305.24制動支撐裝置305.3制動輪缸305.4摩擦材料315.5制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu)31結(jié)論33致謝34參考文獻(xiàn)35ZK1060型卡車制動系設(shè)計摘 要汽車制動系統(tǒng)是保障行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)，對汽車行駛的安全性、停車的可靠性和運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益起著重要的保證作用。汽車制動系統(tǒng)主要有供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，如何提高汽車制動性能，歷來是汽車設(shè)計研究中的重點(diǎn)。本次設(shè)計選定的是ZK1060輕型卡車制動器的研究和設(shè)計，通過對卡車整體參數(shù)的分析，選擇出合適的制動器，根據(jù)卡車各項(xiàng)參數(shù)確定制

4、動器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并對其進(jìn)行計算并且校核，然后對制動器的各個零件進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，完成制動器的設(shè)計，最后完成制動器裝配與主要零件工作圖的繪制。關(guān)鍵詞：制動系統(tǒng)；盤式制動器；鼓式制動器；液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)此畢業(yè)設(shè)計獲得 2014屆優(yōu)秀畢業(yè)設(shè)計榮譽(yù)，共有4張零件圖，1 張裝配圖，并且有開題報告、外文翻譯、答辯稿，答辯ppt，保證讓你的畢業(yè)設(shè)計順利過關(guān)！先找份好的工作，不再為畢業(yè)設(shè)計而發(fā)愁！有需要零件圖和裝配圖的同學(xué)請聯(lián)系QQ：994166684）ZK1060 truck brake system designAbstract Automotive braking systems is extremel

5、y important to ensure traffic safety system for cars with security, parking and transportation reliability plays an important economic role guarantee. Automotive braking systems mainly for energy devices, energy transfer, controls and brakes composition, how to improve the braking performance of the

6、 car, the car has always been the focus of the study design. The selected design is ZK1060 light truck brakes research and design, through the analysis of overall truck parameters, select the appropriate brakes, brake identify key structural parameters according to the parameters of the truck, and i

7、ts calculation and checking , then the various parts brake structural design, to complete the design of the brake, the brake assembly to finalize drawn map with major parts work.Keywords: Brake system ；Disc brakes ；Drum brakes ；Hydraulic brake drive mechanism1汽車制動系統(tǒng)簡介1.1制動系概說汽車的制動性是汽車的主要性能之一，它關(guān)系到交通安

8、全問題。制動時發(fā)生的制動距離過長、側(cè)滑等情況造成重大的交通事故。良好的汽車的制動性是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動性通常是指強(qiáng)制汽車在短距離內(nèi)減速、控制下坡速度、維持行駛方向的穩(wěn)定性和停車的能力。汽車的制動裝置可由以下四部分組成，即為行車制動、駐車制動、應(yīng)急制動和輔助制動裝置。每輛汽車都必須具備兩種制動系，使行駛中的汽車減速至停止的制動系叫行車制動系，使已停止的汽車停駐不動的制動系稱為駐車制動系，這是第一種系統(tǒng)。應(yīng)急制動系成為第二制動系，他是為了保證在行車制動系失效時仍能有效的制動。輔助制動系是使汽車下坡時車速穩(wěn)定的制動系。汽車制動系統(tǒng)是一套用來使四個車輪減速或停止的零件。當(dāng)駕駛員踩下制動

9、踏板時，制動動作開始。踏板裝在頂端帶銷軸的桿件上。踏板的運(yùn)動促使推桿移動，移向主缸或離開主缸。主缸安裝在發(fā)動機(jī)室的隔板上，主缸是一個由駕駛員通過踏板操作的液壓泵。當(dāng)踏板被踩下，主缸迫使有壓力的制動液通過液壓管路到四個車輪的每個制動器。液壓管路由鋼管和軟管組成。它們將壓力液從主缸傳遞到車輪制動器。很多汽車都采用助力制動系統(tǒng)減少駕駛員在制動停車時必須加到踏板上的力。助力制動器一般有兩種型式。最常見的型式是利用進(jìn)氣歧管的真空，作用在膜片上提供助力。另一種型式是采用泵產(chǎn)生液壓力提供助力。駐車制動器總成用來進(jìn)行機(jī)械制動，防止停放的車輛溜車，在液壓制動完全失效時實(shí)現(xiàn)停車。絕大部分駛車制動器用來制動兩個后車

10、輪。有些前輪驅(qū)動的車輛裝有前輪駐車制功器，因?yàn)樵诰o急停車中絕大部分的制動功需要用在車輛的前部。駐車制動器一般用手柄或腳踏板操作。當(dāng)運(yùn)用駐車制動器時，駐車制動鋼索機(jī)械地拉緊施加制動的稈件，駐車制動器由機(jī)械控制。汽車是陸地上最主要的交通工具，汽車的制動系統(tǒng)對汽車的行駛和?？康钠鹬匾谋ＷC作用。如今，伴隨著高速公路的迅速發(fā)展、汽車車速的提高以及車輛對于不同環(huán)境的適應(yīng)，對汽車制動系的工作可靠性要求也就越來越高。另外，隨著輕型載貨汽車市場競爭的加劇，如何提高綜合制動性能、延長產(chǎn)品使用期、降低成本等，已經(jīng)成為主要的競爭手段。由此可見，制動系統(tǒng)是汽車十分重要的的組成部分，對汽車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算

11、顯得非常重要。 1.2盤式制動器盤式制動器中連接車輪接受旋轉(zhuǎn)摩擦的零件是一個以圓形面為工作表面的金屬圓盤，稱之為制動盤。與其產(chǎn)生摩擦的固定元件有很多種結(jié)構(gòu)形式，一般來說可分為兩類。一類是工作面積不大的摩擦襯塊與其金屬元弧形結(jié)構(gòu)組成的制動塊，每個制動器中有2-4塊，這些制動塊及其施力裝置都裝在制動盤兩側(cè)的夾鉗形支架中，統(tǒng)稱為制動鉗，由制動鉗和制動盤所組成的制動器稱為鉗盤式制動器。在另一類固定元件的結(jié)構(gòu)中，制動盤的工作面可同時全部與摩擦面所接觸，這種制動器稱為全盤式制動器。鉗盤式制動器又可分為定鉗盤式和浮鉗盤式兩類。浮鉗盤式制動器的制動鉗一般是設(shè)計得可以相對于制動盤軸向滑動。其中只在制動盤的內(nèi)側(cè)設(shè)

12、置油缸，而外側(cè)的制動塊附裝在鉗體上。全盤式制動器，摩擦襯片可與制動盤的的全部工作面相接觸。全盤式制動器摩擦中的旋轉(zhuǎn)元件和固定元件都是圓盤形的，分別為旋轉(zhuǎn)圓盤和固定圓盤。全盤式制動器在重型汽車上應(yīng)用較多。盤式制動器的優(yōu)點(diǎn)：1、一般無摩擦助勢作用，因而制動器摩擦系數(shù)對其制動效能的影響較小。2、制動器浸水后效能降低較少，可在一兩次重復(fù)使用下恢復(fù)正常效能。3、在輸出制動力矩相同的情況下，相比之下所用元件的尺寸和質(zhì)量一般較小。4、制動盤在厚度方向的熱膨脹量較小。5、十分容易實(shí)現(xiàn)間隙自動調(diào)整，很多保養(yǎng)修理作業(yè)也比較簡單。盤式制動器的不足之處：1、制動效能較低，在液壓制動系統(tǒng)中需要的管路壓力較高。2、兼用駐

13、車制動時，需要加裝的駐車傳動裝置比鼓式制動器更為復(fù)雜，因而在后輪上的應(yīng)用受到限制。目前，盤式制動器在轎車上已經(jīng)得到廣泛應(yīng)用，全部車輪在一些高性能轎車上應(yīng)用以外，大都只用做前輪制動器，而與后輪鼓式制動器配合，以使汽車有較高的制動時的方向穩(wěn)定性。在貨車上，前輪盤式制動器采用的也相當(dāng)普遍。1.3鼓式制動器鼓式制動器有內(nèi)張型和外束型兩種。輪缸式制動器總成的主要零部件有：制動鼓和輪轂總成、制動蹄總成、制動底板、液壓輪缸、制動蹄回位彈簧及壓緊裝置、調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)和駐車機(jī)構(gòu)等。鼓式制動器的工作原理： 1、2制動蹄 3、5支承銷 4制動鼓圖 1.31鼓式制動器工作原理制動蹄1或2帶有摩擦片通過支承銷5、3鉸裝在制動

14、底版上。在制動過程中，輪缸活塞（轉(zhuǎn)動凸輪軸）對制動蹄施加一個張開力P，使其能夠繞支承銷轉(zhuǎn)動，并最終抵靠在制動鼓4表面上。這時制動鼓作用的法向反力 、 ，和切向力 、 作用在制動蹄1、2，從而使制動蹄上的反向切向力能夠?qū)χ苿庸漠a(chǎn)生一個與它的旋轉(zhuǎn)方向完全相反的制動力矩（+）R，（R為制動鼓工作半徑），從而使汽車達(dá)到減速的目的。鼓式制動器可按照它們的制動蹄受力狀況進(jìn)行分類，它們的制動效能受制動鼓的受力平衡狀態(tài)、車輪旋轉(zhuǎn)方向等方面影響。 鼓式制動器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖1.32a-f所示。圖1.32 鼓式制動器示意圖（a） 領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，

15、平衡式）；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式。在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素K對摩擦因素的敏感性。使用中隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對制動器的變化敏感性小。鼓式制動器的缺點(diǎn)主要有三個方面：制動衰退，制動調(diào)節(jié)和制動跑偏。鼓式制動器作為汽車制動器出現(xiàn)的歷史較早，但由于結(jié)構(gòu)方面的問題使它在制動過程中散熱和排水性能較差，制動效率容易導(dǎo)致下降。因此，在轎車領(lǐng)域上其占有率逐步下降。但由于其成本相對較低，在一些實(shí)用性轎車中應(yīng)用較多，并且由于結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在后輪和駐車制動上應(yīng)用廣泛。1.4駐車制動器駐車制動

16、器通過車輛內(nèi)部的踏板、操縱桿和手柄來操作。腳踏板和安裝在車輛地板上的操縱桿是最常用的控制駐車制動器的裝置。所有的駐車制動器操縱桿裝置集成為一個棘輪機(jī)械裝置，將制動器鎖在制動位置。如果行車制動器摩擦裝置用來充當(dāng)駐車制動器，在駐車制動器操縱裝置固定的同時，行車制動器踏板也應(yīng)該放下。因?yàn)橹苿右簤合到y(tǒng)提供了實(shí)際的制動力，比機(jī)械力更大，所以采用行車制動器可增加駐車制動器的制動力。駐車制動機(jī)械裝置只是將制動器鎖在適當(dāng)?shù)奈恢谩Ｈ绻v車制動器僅僅由踏板、操縱桿或手柄操作，制動力將很小，拉桿機(jī)構(gòu)上的拉索也會很長。所有的駐車制動器都采用手動。松開過程隨駐車制動器操縱裝置的結(jié)構(gòu)而不同。后鼓式駐車制動器利用后輪制動器

17、進(jìn)行駐車制動，在后輪鼓式制動器的基礎(chǔ)上，添加了駐車制動控制裝置。當(dāng)駕駛員進(jìn)行駐車制動時，其拉索、杠桿和平衡器對兩側(cè)后鼓式制動器上的駐車制動杠桿施加壓力。此杠桿和駐車制動器支柱使制動蹄朝制動鼓移動，迫使制動蹄向外壓靠到制動鼓上，實(shí)現(xiàn)駐車制動。駐車制動時，制動蹄將保持與制動蹄接觸的位置。當(dāng)拉索上的拉力解除時，回位彈簧拉動制動蹄回到它未制動的位置。鼓式駐車制動器常用在汽車和輕型貨車上。鼓式制動器有很高的靜摩擦系數(shù)，并且有自增力作用，如果使用雙伺服制動器，伺服作用也增加了作用力，所以鼓式制動器是很好的駐車制動器。在后盤式制動器中，盤式制動鉗是由機(jī)械裝置驅(qū)動的，此裝置把制動鉗活塞往里推向摩擦塊，繼而推向

18、制動盤，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)駐車制動。常見的是一個大螺距螺釘由駐車制動操作杠桿帶動其轉(zhuǎn)動。當(dāng)螺釘轉(zhuǎn)動時，固定在活塞內(nèi)的螺母使活塞沿著該螺釘軸向移動，作用到制動器上。螺釘?shù)牟僮鞲軛U裝有回位彈簧，活塞內(nèi)的螺母通過彈簧加載，因此活塞在常規(guī)的液壓制動過程中能夠移動。有的汽車使用獨(dú)立的駐車制動器，完全與行車制動系統(tǒng)無關(guān)，通過阻止傳動軸轉(zhuǎn)動而使汽車保持原地不動。 2制動器的選擇及其主要參數(shù)2.1前輪制動器的選定盤式制動器的制動效能受摩擦系數(shù)的影響較小，浸水后效能降低較小，且制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，考慮到輕型卡車的特點(diǎn)，便于維修作業(yè)，前輪選擇浮鉗盤式制動器。2.2后輪制動器的選定考慮到制動器的效能因素和制動器效

19、能的穩(wěn)定性，且領(lǐng)從蹄式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調(diào)整，便于附裝駐車制動裝置，根據(jù)設(shè)計車型的特點(diǎn)及制動要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)等因數(shù)，后輪選擇凸輪式領(lǐng)從蹄式制動器。2.3 ZK1060型卡車制動器的設(shè)計參數(shù)1.整車整備質(zhì)量 G。=2680kg2.額定最大載貨質(zhì)量 Ga =3495kg3.負(fù)荷分配 滿載：Ga前=1850kg Ga=4325kg 4.輪距 前輪1442mm 后輪1458mm5.軸距 L=2600mm6.質(zhì)心高度 空載：hg。=750mm 滿載：hg1=980mm7.質(zhì)心距前軸距離 空載：L1=1450mm 滿載L2=1800mm質(zhì)心距后軸距

20、離 空載：L1=1150mm 滿載L2=800mm8.輪胎245/70R16 滾動半徑r=255mm2.4制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，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，對任一角速度w>0的車輪，其力矩平衡方程為： (2-1)式中：制動器對車輪作用的制動力矩，；地面作用于車輪的制動力，稱地面制動力，; 車輪有效半徑，。令 (2-2)并稱之為制動器制動力，僅由制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。當(dāng)踏板力增大時，隨增大而增大，但又受附著條件限制，其值不可能大于附著力，見圖3-1，即 (2-3)式中：輪胎與地面間的附著系數(shù)；地面對車輪的法向反力。 圖2-41 地面制動力與制動器制動力

21、的關(guān)系 圖2-42汽車受力分析圖圖2-42為汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖中忽略空氣阻力、旋轉(zhuǎn)質(zhì)量減速時產(chǎn)生的慣性力矩以及汽車的滾動阻力矩。另外，還忽略了制動時車輪邊滾邊滑的情況，且附著系數(shù)只取一定值。由圖2-42，對后軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式： (2-4)式中：汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N;汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N;汽車軸距，；汽車質(zhì)心距前軸距離，；汽車質(zhì)心距后軸距離，；汽車質(zhì)心高度，；G汽車所受重力，N;汽車制動減速度，。令，稱制動強(qiáng)度，則式（2-4）又可表達(dá)為 (2-5)若在附著系數(shù)為的路面上制動，前后輪均抱死，此時汽車總地面制動力等于汽車前后

22、軸車輪的總附著力，見圖2-42即有 （2-6）帶入式（3-4）則得水平地面對于汽車全部車輪的法向力另一種表達(dá)形式： （2-7）地面對汽車的總制動力為 （2-8） 式中：制動強(qiáng)度；全部車輪對地面施加的制動力。由式（3-3）（3-5）及（3-8）可求出車輪對地面的附著力為 （2-9）上式表明：汽車的附著系數(shù)在不確定的路面上制動時，汽車的極限制動力不一定都為常數(shù)，而是制動強(qiáng)度或總制動力的函數(shù)。由式（2-8）（2-9）求得在附著系數(shù)為的路面上，前后車輪同時利用附著力的條件為（2-10）式中：，汽車制動器的制動力，N;，地面的車輪產(chǎn)生的制動力，N;，地面對前后車輪法向力，N;汽車質(zhì)心距前軸距離，mm；汽

23、車質(zhì)心距后軸距離，mm；汽車所受重力，N;汽車的質(zhì)心高度，mm。由式（2-10）消去得 （2-11）以，為坐標(biāo)將上式繪制成曲線，則成較為理想的制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3-3示。如果汽車制動器制動力能按I曲線規(guī)律分配，則可保證任一附著系數(shù)的路面上制動時，可使前后車輪同時抱死。然而，目前貨車前后制動器制動力之比為一定值，以 （2-12）表示，即為制動力分配系數(shù)。2.5同步附著系數(shù)由式（2-12）得 （2-13）上式在圖2-3中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為（1-）/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實(shí)際前、后制動器動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)即為同步附著

24、系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)系數(shù)所決定。圖 3-3 某貨車的線與I曲線 圖 2-51 某貨車的線與I曲線對于全部車輪制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當(dāng)汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況：(1)當(dāng)<，線位于I曲線下方，制動時前輪先抱死。這種工作狀況雖然比較穩(wěn)定，但汽車已經(jīng)喪失轉(zhuǎn)向能力。 (2)當(dāng)>，線位于I曲線上方，制動時后輪先抱死，汽車在這個時候容易發(fā)生后軸側(cè)滑，使汽車的方向穩(wěn)定性喪失。 (3)當(dāng)=，制動時汽車前、后輪同時抱死，汽車在這種工況下，也會失去轉(zhuǎn)向能力。分析表明，只有在=的路面

25、上，地面的附著條件才可以得到充分利用。的選擇與很多因數(shù)有關(guān)。若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點(diǎn)出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。國外文獻(xiàn)推薦貨車滿載時的同步附著系數(shù)。本次設(shè)計車型為輕型載貨汽車，最大車速為100km/h，車速相對較低，此取。聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟(jì)委員會(ECE)的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車的制動強(qiáng)度在0.150.8，其他汽車的制動強(qiáng)度在0.150.3的范圍內(nèi)時，前輪均應(yīng)能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.20.8的范圍內(nèi)，必須滿足0.1+0.85(-0.2)。由式（2-10）（2-13）得 （2-14

26、）2.6制動器最大制動力矩最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車的前、后車輪同時抱死時時制動力的比例為= （2.15）式中 ,汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 同步附著系數(shù)；汽車質(zhì)心高度。一般來說，轎車車輪同時抱死制動力之比約為1.3-1.6；貨車約為0.5-0.7車輪的計算力矩影響著制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，即 = （2.16） = （2.17）式中：前軸制動器的制動力，；后軸制動器的制動力，；作用于前軸車輪上的地面法向反力；作用于前軸車輪上的地面法向反力；車輪有效半徑,其中 =255mm故= （2.18）= （2

27、.19） 由式（2-10）（2-13）得 （2-20）代入=0.6， =（700+0.6×850）/2600=0.47由式（2.19），式（2.20）可得=61750×（700+0.8×850）×0.8×0.255÷2600=6686N·m = =10.47×8692÷0.47=7540N·m3制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計3.1盤式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)3.11制動盤直徑D。制動盤直徑D。應(yīng)盡可能大些，當(dāng)加大制動盤的有效半徑時，可以使動鉗對制動盤的壓力得以降低，減少襯塊的摩擦力以及單位耗損程度。制動盤的直

28、徑受到輪輞直徑的限制，一般選擇其直徑為輪輞直徑的70%-79%。本次設(shè)計汽車的輪輞直徑為16英寸，又因?yàn)镚。=2680kg,所以D。取320mm.3.12制動盤厚度h制動盤的質(zhì)量和工作時溫度的升高狀況與制動盤的厚度相關(guān)。一般來說，制動盤的厚度不應(yīng)該取得過大；但是為了較少溫度升高的幅度，制動盤厚度又不應(yīng)該取得太小。制動盤有實(shí)心和空心兩種，空心制動盤是為了通風(fēng)散熱的需要而在制動盤的中間鑄出通風(fēng)孔道。實(shí)心制動盤厚度一般可取為10-20mm,通風(fēng)式制動盤厚度一般取為20-50mm,采用較多的是20-30mm,在高速運(yùn)動下緊急制動，大多把制動盤做成中間空洞的通風(fēng)式制動盤，這樣可使制動盤溫度減低20%-3

29、0%。這里選用實(shí)心式制動盤，h取20mm。3.13摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2摩擦襯塊外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5。若比值偏大，工作時襯塊的外圓與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減小，最終將導(dǎo)致制動力矩變化較大。根據(jù)制動盤直徑可確定摩擦襯塊外徑R2=150mm?？紤]到R2/ R11.5，可選取R1=110，則R2/ R1=1.411.5。3.14制動襯塊面積對于盤式制動器襯塊工作面積，一般根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6-3.5kg/cm²內(nèi)選用。根據(jù)卡車的實(shí)際情況，選取A=90cm²3.2鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)3.21制動鼓內(nèi)徑D在輸入力

30、一定的情況下，制動力矩隨著制動鼓的增大而增大，散熱能力也隨之增強(qiáng)。輪輞內(nèi)徑限制制動鼓的內(nèi)徑，輪輞與制動鼓之間應(yīng)該有一定的間隙，一般來說間隙不應(yīng)小于20-30mm，否則會使輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎，制動鼓散熱條件變差。制動鼓的壁厚應(yīng)該可以用來保證有較大熱容量和剛度，以用來適時減少制動器制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，制動鼓的加工精度也應(yīng)該有所保證。圖3-11鼓式制動器的主要設(shè)計數(shù)據(jù)一般來說，汽車制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：轎車 =0.64-0.74貨車 =0.70-0.83制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列。轎車制動器中輪輞外徑一

31、般比制動鼓內(nèi)徑大125mm-150mm，卡車和客車的輪輞外徑比制動鼓內(nèi)徑大80mm-100mm，在設(shè)計時制動鼓的內(nèi)徑可以按照輪輞直徑的尺寸來確定（見表3-12）。表3-12汽車制動鼓內(nèi)徑參考輪輞直徑/in121314151620制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260-貨車、客車220240260300320420初選輪輞直徑16英寸，則輪輞直徑=16×25.4mm=406.4mm。本次設(shè)計取制動鼓的內(nèi)徑為=310mm，=310/406.4=0.763，滿足貨車實(shí)際設(shè)計要求。3.22摩擦襯片寬度b和包角摩擦襯片的包角通常在 范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角在 時磨損最小，制

32、動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損，包角不宜大于120°，摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，但不宜過大。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又取決于制動鼓半徑R，襯片寬度b及包角 ，即：=式中：為摩擦襯片包角，單位為弧度。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，可以減少磨損，但質(zhì)量大，不易加工，不易保證與制動鼓全面接觸，且增加了成本。設(shè)計時一般按初選。且應(yīng)盡量按國產(chǎn)摩擦襯片規(guī)格選擇。參汽車行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)取b=60mm。摩擦襯片的摩擦面積為：=由下圖表 取540，

33、 ，即制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受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，具體數(shù)據(jù)見表3-13。表3-13襯片摩擦面積襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量t單個制動器摩擦襯片總面積轎車 0.9-1.5 1.52.5 100200 200300貨車及客車 1.01.5 1.52.5 2.53.5 3.57.0 7.012.0 12.017.0 120200150250 (多為150200) 250400 300650 55010006001500 (多為600-1200) 3.23摩擦襯片起始角。摩擦襯片

34、起始角如圖3-11所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點(diǎn)對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 3.24制動器中心到張開力作用線的距離e在制動輪缸能夠布置在制動鼓內(nèi)的情況下，制動鼓內(nèi)部中應(yīng)使距離a盡量大些，用來提高起制動效能，在此次設(shè)計中可取左右。取e=0.8×160124mm 3.25制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c應(yīng)在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小（圖3.1）。此次設(shè)計取a=0.8R,c=40mm。a=0.8R=0.8×160=124mm3.26 摩擦片摩擦系數(shù)摩擦襯片的選擇片不

35、僅要考慮摩擦系數(shù)的高低，更要考慮其熱穩(wěn)定性能，受溫度和壓力的影響要小。制動器選用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值一般來說，為0.3-0.5。摩擦材料的摩擦系數(shù)愈高，它們耐磨性能就會越差。制動器時在設(shè)計選取摩擦材料時，選取較為適宜的摩擦系數(shù)作為摩擦材料。一般來說，當(dāng)溫度低于250時，制動器的摩擦材料可以保持摩擦系數(shù)=0.35-0.40。在本次設(shè)計中摩擦材料的摩擦系數(shù)選取為=0.4。4制動器的設(shè)計計算4.1制動器因數(shù)的計算制動器因數(shù)表示制動器的效能，在制動器中，制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與與輸入力之比，稱之為制動器因數(shù)，它可表示制動器的效能，其計算公式如下： (4.1) 式中：制動器產(chǎn)生的

36、摩擦力矩； R制動鼓或制動盤的有效半徑； P輸入力，在制動器中加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。在鉗盤式制動器中，一般來說，兩側(cè)的制動塊對制動盤的壓緊力為P，則其在兩側(cè)工作面上對制動盤所施加的摩擦力為2FP，此處為制動盤盤與制動塊之間的摩擦系數(shù)，（=0.4）因此可以算出鉗盤式制動器的制動因數(shù)為：BF=2=0.8鼓式制動器的制動器因數(shù)，可以用以下方法計算出來：單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為： 圖 4-11支承銷式領(lǐng)從蹄制動器的制動器因數(shù)計算用圖 （4-2） （4-3） 整個制動器因數(shù)=BFT1+BFT2 （4-4）制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)：b=124mm，h=248mm，c=120m

37、m計算得 BFT1=1.31， BFT2=0.58， =BFT1+BFT2=1.894.2盤式制動器有效半徑的計算假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為 T=2FR （4-5）式中：摩擦因數(shù)；F單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；R作用半徑。   平均半徑Ra為    Ra=(R1+R2)/2式中,R1和R2為摩擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑。有效半徑Re即是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。即，Re=4/31-R1R2/(R1+R2)2(R1+R2)/2=4/31-m/(1+m)2Ra （4-6）Re=4

38、/3×10.73/(1+0.73) ²×130=131mm4.3鼓式制動器制動蹄自鎖條件檢驗(yàn)計算在鼓式制動器中，我們必須檢查制動蹄蹄是否會發(fā)生自鎖的現(xiàn)象。對于支承銷式領(lǐng)從蹄式制動器，領(lǐng)蹄不自鎖的條件為： （4-7） 圖4-31制動蹄自鎖條件檢驗(yàn)計算用圖°=+=+=35.4712440arctan30arctan01ckba °=°´+°=+=7.21435.4721202103aaa86.095.086.0482.086.02.092sin2sin4cossin=´´´+=-=a3a。

39、a3a。a。A88.029.050.015512412cos2cos1'=´´-=+=a3a。aRB=0.86×128/(160×0.88)=0.78因?yàn)?.40.78，因而本次設(shè)計中，制動蹄不會發(fā)生自鎖現(xiàn)象。 4.4行車制動效能計算行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離來評價的。汽車的最大減速度由下式確定： (4-8)由此得出 (4-9)式中：汽車所受重力，N;附著系數(shù);g重力加速度，g=9.8 ;v制動初速度。最大減速度=0.8 g制動距離S= (4-10) 式中： 機(jī)構(gòu)制動滯后時間；制動器制動力增長過程所需

40、時；+制動作用時間，一般在0.2s0.9s之間，取+0.4s； V制動初速度，此處取為50/h。故制動距離s=17.86m我國試驗(yàn)路面 ，任意載荷，制動初速度50km/h時，緊急制動，要求制動距離要不大于20m，制動減速度不小于5.9 。經(jīng)過驗(yàn)證該制動器符合要求。4.5駐車制動計算 圖4-51上坡時汽車停駐的受力情況根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 （4-11）上坡時汽車可能停駐的極限上坡路傾角為 （4-12）下坡時汽車在可能停駐的極限下坡路傾角為 （4-13 ）輕型貨車一般要求最大停駐坡度不應(yīng)小于25%，單個后輪駐車制動器的動力矩上限

41、為。 滿載時：上坡時汽車可能停駐的極限上坡路傾角為 =38.4°下坡時汽車可能停駐的極限下坡路傾角為 =24.8°空載時：上坡時汽車可能停駐的極限上坡路傾角為 =29.5° 下坡時汽車可能停駐的極限下坡路傾角為 =20.3°單個后輪駐車制動器的制動力矩上限為4.6摩擦襯塊的磨損特性計算溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等摩擦襯塊的狀況是影響摩擦襯片磨損的重要因素。摩擦襯片的磨損特征通常由比能量耗散率、比摩擦力、平均壓力和比摩擦功來進(jìn)行衡量。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，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Wmm2。在汽車中，單個車輪制

42、動器的比能量耗散率分別為： （4-14） （4-15） 式中：汽車總質(zhì)量；，汽車制動時的初速始度與終速度，ms；此處取=50km/h(14m/s)； 制動時間，； 、前后制動器襯片的摩擦面積；制動力分配系數(shù)。盤式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于6.0W/mm²，鼓式制動的比能量耗損率以不大于為宜 所以摩擦襯片選取合適。比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力，單個車輪制動器的比摩擦力為 （4-16）式中:單個制動器的制動力矩；制動鼓半徑（或制動盤有效半徑）；單個制動器的襯片摩擦面積。當(dāng)制動減速度時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于為宜。；磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所

43、完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功來衡量： （4-17） 式中:汽車總質(zhì)量，kg；汽車最高車速，；車輪制動器各制動襯片(襯塊)的總摩擦面積，；許用滑磨功，輕卡取6001000。大致在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)，故摩擦襯片合適。4.7液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算制動輪缸是用于將主缸產(chǎn)生的液壓轉(zhuǎn)換成給予制動蹄張開力的部件。對于領(lǐng)從蹄式制動器來說，制動輪缸為雙活塞式。鉗盤式制動油缸一般直接在制動鉗中加工出來或嵌在制動鉗內(nèi)，一般是單缸或雙缸的形式。制動輪缸（鉗盤式制動器油缸）對制動蹄（塊）施加的張開力P。與輪缸直徑和制動管路壓力的關(guān)系為： (4-18) 第個輪缸的工作容積為 (4-19)式中，第個輪缸活塞的直徑；輪缸

44、中活塞的數(shù)目；第個輪缸活塞在完全制動時的行程。所有輪缸的總工作容積為： (4-20)式中：為輪缸數(shù)目。制動油路壓力一般不超過1012MPa,對盤式制動器可更高。此處取，張開力計算，由式（2-1），液壓驅(qū)動制動器所需張開力 盤式制動器輪缸：;鼓式制動器輪缸：，根據(jù)氣壓液壓制動橡膠皮碗標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸，選，。在初步設(shè)計時可取=2.0-2.5mm，取，由式（4-18）（4-19）計算得 所有輪缸的總工作容積為：制動主缸由灰鑄鐵制造，也可采用低碳鋼冷擠成形；活塞可由灰鑄鐵、鋁合金或中碳鋼制造。制動主缸的工作容積可取為： （4-21）式中： 為所有輪缸的總工作容積。 主缸活塞行程可用下式確定： (4-22

45、)一般 取，由式（4-21）（4-22）得，參照制動主缸規(guī)定的尺寸系列，選。制動踏板力的計算用如下公式：圖4-71液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的計算用簡圖 (4-23)式中，制動踏板機(jī)構(gòu)的傳動比，、 見圖5-1。制動踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的傳動效率，一般取=0.820.86。由式（5-6）,取， 制動踏板力滿足的要求，最大踏板力一般為500N(轎車)或700N（貨車）。設(shè)計時，制動踏板力可在200350N的范圍內(nèi)選取。 制動踏板工作行程用下式表示： (4-24)式中，主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取=1.52.0；主缸活塞空行程，即主缸活塞從不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。在確定

46、主缸容積時應(yīng)考慮到制動器零件的彈性變形以及用于制動驅(qū)動系統(tǒng)信號指示的制動液體積，因此，制動踏板的全行程應(yīng)大于正常工作行程的40%-60%，以便保證制動管路中獲得給定的壓力。貨車踏板全行程應(yīng)不大于180mm。5制動器主要零件結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1盤式制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計5.11制動盤制動盤一般由摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制成，為保證有足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌號不應(yīng)低于HT250。用于鉗盤式制動器的制動盤其結(jié)構(gòu)形狀為禮帽形，其圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。 制動盤工作面的加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求，平

47、面度允許差為0.012mm，表面粗糙度為Ra0.7-1.3um，兩摩擦表面的平行度不應(yīng)大于0.05mm，制動盤的端面圓跳動不應(yīng)大于0.03mm。5.12制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KHT-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。一般多在鉗體加工出制動油缸，也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐

48、磨損性能，活塞的工作表面進(jìn)行鍍鉻處理。當(dāng)制動鉗體由鋁合金制造時，必須減少傳給制動液的熱量。為此，應(yīng)減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。制動鉗的安裝位置可以在車軸之前或之后。制動鉗位于軸后能使制動時輪轂軸承的合成載荷減小，制動鉗位于軸前，則可避免輪胎向鉗內(nèi)甩濺泥污。5.13制動摩擦塊制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌或鉚接在一起。襯塊一般設(shè)計為扇面形，矩形，正方形或長圓形的。在汽車制動過程中，摩擦襯塊的磨損較快，因此摩擦塊的厚度較大。輕型汽車的摩擦襯塊厚度在7.5-16mm之間，重型汽車的摩擦襯塊厚度在14-22mm之間。5.2鼓式制動器主要結(jié)構(gòu)零件設(shè)計5.21制動鼓制

49、動鼓應(yīng)具有高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。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，且會損失少許踏板行程。鼓簡變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板震動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的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其散熱性能。制動鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵鑄造，具有機(jī)械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點(diǎn)。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有加強(qiáng)肋，用來加強(qiáng)剛度和散熱效果（圖5.21a）。組合式制動鼓的圓柱部分可以用鑄鐵鑄出，腹板部分用鋼板沖壓成形（圖5.21b）；也可以在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)，鑲裝用離心澆鑄的合金鑄鐵組合構(gòu)成制動鼓（圖5.21c）；或主體用鋁合金鑄成，內(nèi)鑲一層珠光體組成的灰鑄鐵作為工作表面（圖5.21d）。組合式制動鼓的共同特點(diǎn)是質(zhì)量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦系數(shù)。 制動鼓鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但實(shí)驗(yàn)表明，壁厚由10mm增至20mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并