輕型卡車鼓式制動器的設(shè)計
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XX大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）
輕型卡車制動器設(shè)計
摘 要
本文根據(jù)給定參數(shù)，完成了一輕型卡車鼓式制動器的設(shè)計，就摩擦式鼓式制動器進(jìn)行了相關(guān)的設(shè)計和計算。首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式及、制動器主要參數(shù)，然后計算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動效能因數(shù)、制動減速度、耐磨損特性、制動溫升等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制.
關(guān)鍵詞：輕型卡車，制動器設(shè)計，制動效能因數(shù)，制動減速度
Abstract
In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation., the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping.
Key word： Light truck，drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration.
目 錄
前 言 1
1 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇 3
2制動系的主要參數(shù)及選擇 4
2.1汽車制動力其分配的系數(shù) 4
2.2 同步附著系數(shù) 10
2.3制動器最大制動力矩 11
2.3.1制動鼓內(nèi)徑D的確定 13
2.3.2摩擦襯片寬度b和包角β 14
2.3.3摩擦襯片摩擦系數(shù)f 15
3 制動器的設(shè)計計算 16
3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因數(shù)計算 16
3.2制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 18
3.2.1所需制動力計算 18
3.2.2 確定制動輪缸直徑 19
3.2.3 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算 19
3.3 摩擦襯片的磨損特性計算 20
3.4行車制動效能計算 21
3.5駐車制動的計算 22
4 制動器優(yōu)化設(shè)計 25
4.1受載靜態(tài)工況 25
4.1.1啟動Workbench 25
4.1.2網(wǎng)格的劃分 25
4.1.3施加約束和載荷 27
4.1.4結(jié)果處理 27
4.1.5求解結(jié)果 27
結(jié) 論 29
致 謝 30
參考文獻(xiàn) 31
III
前 言
1 本課題的目的和意義及國內(nèi)外發(fā)展概況:
汽車— 一種我們再也熟悉不過的交通工具，它已經(jīng)成為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，它由眾多保證其性能的部件，即“總成”組成，而今天我們要研究的制動系就是其中一個重要的總成，因為制動系的功用是使汽車以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行駛直至停車，所以它直接影響汽車的安全性。現(xiàn)代社會飛速發(fā)展，隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的的日益增大，交通事故也在不斷增加。據(jù)有關(guān)資料調(diào)查，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45％。由此可見，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。除此之外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是說，制動系統(tǒng)是保證運輸經(jīng)濟(jì)效益的重要因素。
因此，現(xiàn)代車輛上迫切需要一種可克服已有技術(shù)不足之處的先進(jìn)制動器，它可充分發(fā)揮蹄－鼓式制動器制動效能因數(shù)高的優(yōu)點，同時具有摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩(wěn)定以及制動器間隙自動調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點。
2 鼓式制動器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀
1978 年，Brian Ingram [1]等提出一種蹄平動的鼓式制動器形式；這種制動器的制動蹄因為受到滑槽的限制，只能平動不能轉(zhuǎn)動，因此沒有增勢效應(yīng)，也沒有減勢效應(yīng)，與盤式制動器類似，理論上制動效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動穩(wěn)定性較好，同時，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象，但制動效能因數(shù)較低。
1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設(shè)計方案，該制動器是通過機(jī)械的方法來實現(xiàn)鼓式制動器的自增力，制動效能因數(shù)的變化范圍為2～6。
1999年提出一種四蹄八片（塊）式制動器，通過對結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計，制動效能因數(shù)有一定地提高，同時制動效能_因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳疲@就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄－鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設(shè)計性強(qiáng)，可根據(jù)對制動效能的需要，較靈活地進(jìn)行制動器設(shè)計。
3 研究重點以及目的
研究重點：根據(jù)設(shè)計車型的特點，合理計算該車型制動系統(tǒng)制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇、鼓式制動器主要參數(shù)的計算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計算與校核、在二維或三維設(shè)計平臺solidworks,caxa中完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設(shè)計合理性的分析和評價等。
本次設(shè)計的目的是通過合理整和已有的設(shè)計，閱讀大量文獻(xiàn)，掌握機(jī)械設(shè)計的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)的機(jī)械制圖的步驟和規(guī)則；掌握鼓式制動器總成的相關(guān)設(shè)計方法，以進(jìn)一步扎實汽車設(shè)計基本知識；學(xué)會用solidworks,caxa等軟件進(jìn)行基本的二維或三維建模和制圖，同時提高分析問題及解決問題的能力。提出將各種設(shè)計方法互相結(jié)合,針對不同的設(shè)計內(nèi)容分別應(yīng)用不同的方法,以促進(jìn)其設(shè)計過程方法優(yōu)化、設(shè)計結(jié)果精益求精。
1 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇
在汽車上，汽車的制動器基本上都是利用機(jī)械摩擦式使汽車達(dá)到停車的目的，這個的原理是利用固定元件和旋轉(zhuǎn)元件的表面間的摩擦從而產(chǎn)生制動力矩達(dá)到剎車目的。但是也有例外，比如利用發(fā)動機(jī)的排氣功能或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)行減速的輔助制動裝置。
不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：①蹄片固定支點的數(shù)量和位置的不同。②張開裝置的形式和數(shù)量的不同。③制動時兩塊蹄片之間有無相互作用[2]。
通常因為蹄片固定支點和張開力位置不同，會使不同形式鼓式制動器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，從而使制定效能不同。
⑴鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu)
鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類，它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?
制動蹄按制動鼓的轉(zhuǎn)動方向和制動蹄張開時的轉(zhuǎn)動方向的是否一致，有領(lǐng)蹄式制動器和從蹄式制動器之分。當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)方向和制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向相同時，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。
鼓式制動器按制動蹄的屬性分類
①領(lǐng)從蹄式制動器
② 單向雙領(lǐng)蹄式制動器
③ 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器
④單向増力式制動器
⑤雙向増力式制動器
2制動系的主要參數(shù)及選擇
制動器設(shè)計中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：
驅(qū)動形式：42后輪；
整車尺寸（長寬高/mm）：5995*2000*2320；
貨廂（長寬高/mm）：4230*1900*400；
軸距：3360mm；
輪距前/后：1530/1485mm;
額定質(zhì)量：1800kg; 整備質(zhì)量：2490kg;
總質(zhì)量：4485kg;
輪胎型號：7.00-16 8PR；
滿載軸荷分配：1345kg(前軸)/3140kg(后軸)；
最高車速km/h:95;
質(zhì)心高度：800mm/1000mm;
最大爬坡度：35%；
前懸/后懸：1085/1550;
制動性能要求：初速度為50km/h時，制動距離為15m。
2.1汽車制動力其分配的系數(shù)
當(dāng)汽車制動時，若不計汽車行駛路面對汽車輪胎的轉(zhuǎn)動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，這時候，對任一角度>0的汽車車輪，它的力矩平衡方程為
-=0 （2.1）
式中：—汽車鼓式制動器對汽車車輪作用的制動力矩，即鼓式制動器的摩擦力矩，它的方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，
— 行駛路面作用于車輪上的制動力，即路面和汽車輪胎之間的摩擦力，又稱之為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
—汽車車輪的有效半徑，m。
令
（2.2）
被稱之為鼓式制動器的制動力，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[3]。式中與的作用方向相反，當(dāng)汽車車輪角速度>0時，其大小也相等，并且只是由鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)來決定。即決定于鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)和車輪半徑等。增加踏板力來增大時，和都增加。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即
=Z （2.3）
或
== Z （2.4）
式中 — 汽車輪胎與路面間的附著系數(shù)；
Z— 路面對汽車車輪的法向反力。
當(dāng)鼓式制動器的制動力和地面的制動力達(dá)到車輪與路面之間的附著力值時，由于受路面附著條件的限制在增大到附著力值后就不會繼續(xù)增大，此時前后車輪均被抱死（ω=0）并且此時在路面上滑移。就會為靜摩擦力矩，而=/即成為與互相平衡來阻止汽車車輪再次旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)汽車制動至=0，路面的制動力達(dá)到路面附著力值后就不會增加，而制動器的由于踏板力增大會使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升
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，后軸汽車車輪的法向反力,為：
=
= （2.5）
式中：G — 汽車所受重力，N；
L — 汽車軸距，mm；
— 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心高度，mm；
— 附著系數(shù)。
取一定值附著系數(shù)=0.8；
因為式中用到了 、，所以這里還需要計算 、的值
表2.1常見的一些車型的軸荷分配關(guān)系
Table 2.1 some common models of axial load distribution relations
各類汽車的軸荷分配范圍
車型
滿載
空載
前軸
后軸
前軸
后軸
乘用車
前置前驅(qū)
47%～60%
40%～53%
56%～66%
56%～66%
前置后驅(qū)
45%～50%
50%～55%
51%～56%
44%～49%
后置后驅(qū)
40%～46%
54%～60%
38%～50%
50%～62%
商用車
4×2后輪單胎
32%～40%
60%～68%
50%～59%
41%～50%
4×2后輪雙胎，長短頭式
25%～27%
73%～75%
44%～49%
51%～56%
4×2后輪雙胎，平頭式
30%～35%
65%～70%
48%～54%
46%～52%
6×4后輪雙胎
19%～25%
75%～81%
31%～37%
63%～69%
滿載時： = L G? / G
=L－ （2.6）
式中：G ---汽車滿載所受重力，N；
L ---軸距，mm；
G? ---后軸滿載軸荷分配，N。
所以汽車滿載時： =3360×3140×10/4485×10
=2352mm
=3360-2352
=1008
根據(jù)圖2.2：4×2后輪雙胎，平頭式輕型卡車的軸荷分配：
汽車空載時： G? '=G '×48 %
=24900×48 %
=11950N
G?'=G '×52 %
=24900×52 %
=12950N
'=3360×12950/24900
=1747mm
'=3360×11950/24900
=1613mm
所以在空，滿載時由式（2.5）可得前后制動反力Z為以下數(shù)值:
故滿載時： Z?=4485×10×(1008+0.8×800)/3360
=21997.86N
Z?=4485×10×(2352-0.8×800)/3360
=22852.14N
Z?'=2490×10×(1613+0.8×1100)/3360
=18474.9N
Z?'=2490×10×(1747-0.8×1100)/3360
=6425.1N
由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為
表2.2前后車輪附著力
Table 2.2 before and after the wheel adhesion
車輛工況
前軸法向反力，N
后軸法向反力,N
汽車空載
18474.9
6425.1
汽車滿載
21997.86
22852.14
汽車總的地面制動力為
=+==Gq （2.7）
式中: q（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。
由以上兩式可求得前,后車輪附著力為
==
== （2.8）
由已知條件及式（2.8）可得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為:
滿載時:= 4485×10/3360×(1008+0.77×800)×0.8
=17342N
=4485×10/3360×(2352－0.77×800) ×0.8
=18538N
空載時：'=2490×10/3360 ×(1613+0.77×1100)×0.8
=14584.3N
'=2490×10/3360×(1747－0.77×1100) ×0.8
=5335.7N
表 2.3滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力
Table 2.3 loaded with front and rear wheel adhesion when the maximum braking force on the ground
車輛工況
前軸車輪附著力，N
后軸車輪附著力,N
汽車空載
14584.3
5335.7
汽車滿載
17342
18538
上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常熟，而是制動強(qiáng)度q或總之動力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，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[4]，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。
由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
由式（2.7），（2.8）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分利用的條件是
+=+=G
== （2.9）
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 — 汽車滿載重力；
， — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；
— 汽車質(zhì)心高度。
由式（2.9）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。
由式（2.9）中消去，得
（2.10）
式中 L — 汽車的軸距。
以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)
== （2.11）
聯(lián)立式（2.9）和式（2.11）可得
=
帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： ==(1008+0.8×800)/3360=0.49
空載時： ==(1613+0.8×1100)/3360=0.74
由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)[5]。
2.2 同步附著系數(shù)
由式（2.10）可得表達(dá)式
= （2.12）
上式在圖2.3中是一條通過坐標(biāo)原點斜率為的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)=，則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是：
（2.13）
由已知條件以及式（2.13）可得
滿載時：=( L-)/=(3360×0.49-1008)/800=0.79
空載時：=( L-’)/= (3360×0.74-1613)/1100=0.79
根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。
故所得同步附著系數(shù)滿足要求。
故所得同步附著系數(shù)滿足要求。
制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線來評定[6]。
利用附著系數(shù)就是在某一制動強(qiáng)度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。
前軸車輪的利用附著系數(shù)可如下求得：
設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為，則
(2.14)
而由式
可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為
(2.15)
同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為：
(2.16)
根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應(yīng)符合下列要求：
(1) 值在0.2～0.8之間時，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)
(2) q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 q值在0.3～0.45時，若2不超過=q線以上0.05，則允許2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。
2.3制動器最大制動力矩
應(yīng)合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。
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，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為[7]
== （2.17）
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。
通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即
= （2.18）
= （2.19）
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；
— 作用于后軸車輪上的地面法向反力；
— 車輪有效半徑。
根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn)GB 9744-2007；選取的輪胎型7.00—16 8PR。由GB2978可得有效半徑=364mm
對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為
== （2.20）
= （2.21）
由式（2.20），式（2.21）可得
==1.33×(1.008+0.8×0.800) ×0.8×0.364=6405.776
= =1.04×6405.776=6654.544
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。
在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
2.3.1制動鼓內(nèi)徑D的確定
輸入力F 一定時，制動鼓內(nèi)徑D越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但是內(nèi)徑D的增大受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20毫米，否則，不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。
根據(jù)制動鼓直徑與輪輞直徑之比D/Dr的范圍：
乘用車 D/Dr=0.64~0.74 商用車 D/Dr=0.70~0.83
這里取D/Dr=0.77
由選取的輪胎型號7.00—16 8PR,得
Dr=16×25.4=406.4mm
D=0.77×406.4=313mm
由QC/T309—1999
表2.4《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》
Table 2.4 the brake drum diameter and the regulation of brake shoe width dimension series
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
20，22.5
制動鼓最大內(nèi)徑/mm
轎車
180
200
240
260
—
—
貨車
220
240
260
300
320
420
取得制動鼓內(nèi)徑D=320mm
輪輞直徑Dr=406.4mm,制動鼓的直徑D與輪輞直徑Dr之比的范圍：D/Dr=0.70~0.83,上述，初選數(shù)值為0.77，屬于0.70~0.83范圍之內(nèi)，所以符合設(shè)計要求。
圖2.5 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)
Figure 2.5 main geometric parameters of drum brake
2.3.2摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。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，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。
制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。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)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。
（1）β的選取
試驗表明，摩擦襯片包角為：90o～100o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120o。所以初選包角β=100°。
（2）b的選取
摩擦襯片寬度b取得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。通常根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa。
根據(jù)統(tǒng)計資料可知[8]，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，并且制動器各蹄片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。
而單個摩擦襯片的摩擦面積Ap又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 Ap=Rb
式中： R制動鼓半徑；
是摩擦襯片包角，以弧度(rad)為單位；
b是襯片寬度。
R=D/2=320/2=160mm
因為汽車總重量4.485噸，選取Ap=500cm
因為一個制動器有兩個摩擦襯片，所以Ap=250cm
故摩擦襯片的摩擦面積25000=160×b×100°/180°×3.14mm2
b=89.52mm=90mm
根據(jù)QC/T309-1999,取b=100mm
⑶摩擦襯片起始角
一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90o-/2=90°-100°/2=40°有時候為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱分布，以改善磨損均勻性和制動效能。
⑷制動器中心到張開力P作用線的距離a
在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖 2.65)盡可能大，以提高制動效能。初取a=0.8R左右，則取a=0.8*160=128mm
⑸制動蹄支承點位置坐標(biāo)k和c
應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使c盡可能大而k盡可能小初取k=0.2R=0.2*160=32mm。
2.3.3摩擦襯片摩擦系數(shù)f
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。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)=0.35～0.4已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動器設(shè)計時，取=0.38可使計算結(jié)果接近實際。
3 制動器的設(shè)計計算
行車制動系的設(shè)計計算簡要過程如下，根據(jù)整車參數(shù)和附著系數(shù)計算出理想制動力矩，根據(jù)初定的制動器及驅(qū)動機(jī)構(gòu)的尺寸計算實際制動力矩，制動器及驅(qū)動機(jī)構(gòu)的尺寸要使實際制動力矩滿足理想制動力矩的要求。
3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因數(shù)計算
對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖3.1。平行支座可視作斜支座的特例，即圖3.1中，對于最一般的情況：
圖3.1 浮式蹄
(a) 平行支座 (b) 斜支座
Figure 3.1 floating stumbles
Parallel support (a) (b) support
單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)BFT3
= (3.1)
單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)BFT4
= (3.2)
上兩式中：
(3.3)
(3.4)
(3.5)
(3.6)
(3.7)
為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=0.2～0.3。角正負(fù)號取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為
(3.8)
對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，，
取=0.3，f=0.4，
故可得：
=[121/155+126/155+0.3×（37/155）]
=1.67
=0.3×（121/155）× cos0°
=0.23
=0.89×[126/155＋0.3×（37/155）]
=0.787
+
=cos0°＋0.3×sin0°
=1
=0.787—(0.3×cos0°－sin0°)
=0.487
=0.3
得： =
=0.67/0.48
=1.40
=
=0.60/1.24
=0.49
得：
=1.40+0.49
=1.89
3.2制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算
3.2.1所需制動力計算
根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得：
地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
汽車總的地面制動力為：
車輪輪附著力為：
故所需的制動力F需= (3.9)
=4485×10×（2352－0.77×800）×0.8/3360
=18538N
3.2.2 確定制動輪缸直徑
制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系：
(3.10)
式中
——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 9MPa。
由 ， (3.11)
及張開力的計算公式：與制動器因數(shù)定義
式 可表示為：，
得
=37.3 (3.12)
輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
取得 =38mm
3.2.3 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算
由制動器因數(shù)BF的表達(dá)式（即，）， (3.13)
它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)[9]。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即
(3.14)
式中 ——制動器的摩擦力矩；
R——制動鼓或制動盤的作用半徑；
P——輸入力，一般取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。
由張開力計算公式， (3.15)
式中—制動輪缸直徑
P—制動輪缸中的液壓壓力，
可得： 張開力P=（3.14/4）×382×9N
=10201.86N
由制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力
F能=BF×P×R/re
=1.89×10201.86×160/320
=9640.75N
后軸能產(chǎn)生的制動力F=2 F能=2×9640.75N
=19281.5N
F=2F能=19281.5NF需=18538N
故所設(shè)計制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。
3.3 摩擦襯片的磨損特性計算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動過程是將其機(jī)械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。
制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)[10]。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。
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
式(3.16)
式(3.17)
式(3.18)
式中 δ ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；
——汽車總質(zhì)量；
— — 汽 車 制 動 初 速 度 與 終 速 度 ，； 計 算 時 取= 50 km/h(13.89m/s)；
j——制動減速度，，計算時取j=0.6g；
t——制動時間，s；
——前、后制動器襯片的摩擦面積；
β ——制動力分配系數(shù)。
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
=0.58×0.74
=0.43W/mm2
=1.07×(1-0.74)
=0.28 W/mm2
對于鼓式制動器，比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂，其比能量耗損率不大于1.8W／mm2，轎車盤式制動器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2。
由以上計算可知滿足要求
3.4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：
式(3.19)
由此得出
式(3.20)
式中： ——汽車所受重力，N
——附著系數(shù)
g——重力加速度，=10
v——制動初速度，m/s.
故最大減速度=0.8 g
制動距離S= 式(3.21)
式中：——機(jī)構(gòu)制動滯后時間，取0.2s
——制動器制動力增長過程所需時間，取0.4s
+——制動作用時間，一般在0.2s～0.9s之間
V——制動初速度， 取為50km/h
故制動距離S=(0.2＋0.4)·50＋=20.7m
我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(6 m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上計算及表 可得制動距離S=20.7m< =21.67m.
故該制動系的行車制動效能滿足要求。
3.5駐車制動的計算
汽車在上坡路上停住時的受力簡圖如圖 3.1 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力計算如下：
圖 3.1汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖
Figure 3.1 when the car is parked on the ascent of the force diagram
車輪的附著力為：
式(3.22)
同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：
式(3.23)
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
式(3.24)
求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為
式(3.25)
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為
式(3.26)
故 滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為
=arctan·34.7
=34.7°
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為
=arctan0.47
=25.2°
空載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為
=arctan0.56
=29.4°
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為
=arctan0.33
=18.2°
一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。
由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。
4 制動器優(yōu)化設(shè)計
4.1受載靜態(tài)工況
4.1.1啟動Workbench
⑴在ANSYS Workbench 的主界面中單擊Units(單位)選項，然后選擇其中的Metric(kg,mm,s,℃,mA,N,)命令，設(shè)置模型的單位[7]。
⑵單擊主界面上Toolbox(工具箱)中的Component Systems項，然后選擇其中的Geometry(幾何體)選項，此時項目管理區(qū)便會出現(xiàn)分析項目A。
⑶單擊工具箱中的Analysis Systems項，在Static Structural選項上按住鼠標(biāo)左鍵并將其拖拽至項目管理區(qū)中，當(dāng)項目A中的Geometry呈現(xiàn)紅色時，放開鼠標(biāo)，此時便會創(chuàng)建一個項目B,這時相關(guān)聯(lián)的數(shù)據(jù)便可共享，如圖4.1。
圖4.1 關(guān)聯(lián)數(shù)據(jù)共享視圖
Fig.4.1 Relational data sharing
4.1.2網(wǎng)格的劃分
⑴首先，打開Mechanical界面，選中分析樹中的Mesh,然后單擊Mesh工具欄中的Mesh Control(網(wǎng)格控制)項，再單擊Sizing（尺寸）命令，并添加劃分網(wǎng)格的尺寸控制。
⑵選中圖形窗口中的所有面，然后在參數(shù)設(shè)置列表中單擊Geometry后的Apply按鈕，完成對面的選擇，本文設(shè)置Element Size為5mm，如圖4.2。
圖4.2 尺寸設(shè)置
Fig.4.2 Size setting
⑶在分析樹中的Mesh選項上單擊鼠標(biāo)右鍵，然后單擊Generate Mesh命令，此時等待一段時間后，便會出現(xiàn)最終的網(wǎng)格效果圖，如圖4.3。
圖4.3 網(wǎng)格效果圖
Fig.4.3 Mesh renderings
4.1.3施加約束和載荷
⑴單擊Mechanical界面左側(cè)Outline（分析樹）中的Static Structural(B5)選項，然后單擊Environment工具欄中的Support(約束)項，在彈出的快捷菜單中單擊Fixed Support(固定約束)命令[7-10]。
⑵選中制動器支承銷受力一端施加固定約束。
⑶單擊Environment工具欄中的Loads(載荷)項，然后單擊Pressure（壓力）命令，選中所要施加載荷的面，最后單擊Apply按鈕，完成對面的選擇。設(shè)置壓強(qiáng)大小為10201.86N,方向為Z軸負(fù)方向。
4.1.4結(jié)果處理
⑴單擊Mechanical界面左側(cè)Outline（分析樹）中的Solution(B6)選項。
⑵單擊Solution工具欄中的Stress(應(yīng)力)項，然后在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent (von-Mises)命令。
⑶單擊Solution工具欄中的Deformation(變形)項，然后單擊Total命令。
4.1.5求解結(jié)果
⑴選中Outline（分析樹）中的Solution(B6)項，然后單擊鼠標(biāo)右鍵，在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent All Results命令。
⑵單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項下的Equivalent Stress項，此時出現(xiàn)的便是應(yīng)力分析云圖，如圖4.4。
圖4.4加載荷時力分析云圖
Fig.4.4 Stress analysis when full load
由圖可知，最大應(yīng)力為79.826MPa,所以設(shè)計合格。
⑶單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項下的Equivalent Elastic Strain項，此時出現(xiàn)的便是應(yīng)變分析云圖，
⑷單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項下的Total Deformation項，此時出現(xiàn)的便是總變形分析云圖，如圖4.5。
圖4.5 受載時總變形分析云圖
Fig.4.5 Total deformation analysis when full load
由圖可知，最大形變量為0.010805mm
結(jié) 論
通過對給定汽車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算，提升了我對汽車的制動系統(tǒng)的認(rèn)識。制動系統(tǒng)是汽車中一個重要的總成，它既可以使行駛中的汽車減速，又能保證停車后的汽車能駐留原地不動。制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性并保證行駛的安全性。這顯示出了制動系統(tǒng)是汽車非常重要的組成部分，從而對于汽車制動系統(tǒng)的設(shè)計也顯得非常的重要。
本文設(shè)計的制動器已在重慶長安汽車公司大量裝車使用。在理論上，本設(shè)計首先根據(jù)給定的整車參數(shù)和技術(shù)、使用要求，并比較不同類型制動器的優(yōu)缺點，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式；然后通過對制動力矩、制動效能因數(shù)、制動距離、制動溫升、制動磨損等的計算、校核以及在此基礎(chǔ)上進(jìn)行的零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計，使設(shè)計達(dá)到了預(yù)期的效果；在實際上，通過對本制動器的一系列裝車試驗，也證明其性能完全符合廠家要求。
雖然該課題設(shè)計的為領(lǐng)從蹄式制動器，但隨著重型汽車和高速公路的發(fā)展，鼓式制動器的缺點表現(xiàn)得尤為突出。主要表現(xiàn)在：制動效能衰退、制動間隙調(diào)整困難和制動跑偏。由于這些問題的存在，使得新的解決方案的提出顯得尤為迫切。
在現(xiàn)代汽車中，盤式制動器的使用越來越廣泛，因為其具有制動效能及熱穩(wěn)定性好，對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻等一系列有點。但是對于傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動器，可利用制動蹄的增勢效應(yīng)而達(dá)到很高的制動效能因數(shù)（一般約為2～7），并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，對各種汽車的制動性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動器中占主導(dǎo)地位。并且有著極為豐富的理論研究資料和實際使用經(jīng)驗，在以后的設(shè)計和應(yīng)用中，通過大量的努力，從制動器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，以及制動器摩擦材料等方面加以研究，一定可以設(shè)計出既可充分發(fā)揮蹄－鼓式制動器制動效能因數(shù)高的優(yōu)點，同時又具有摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩(wěn)定以及制動器間隙自動調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點的新型制動器。
致 謝
通過這次設(shè)計，使我對大學(xué)四年來所學(xué)習(xí)的知識有了一個總結(jié)性的檢閱和考核。使我初步掌握了汽車制動器的設(shè)計方法，以及有關(guān)的理論知識和專業(yè)知識，且較能熟練地掌握有關(guān)手冊和技術(shù)資料的運用方法，是我們是否能夠合格畢業(yè)，是否有能力走向社會，面對自己的工作崗位的一向必不可少的基本能力的訓(xùn)練。畢業(yè)設(shè)計期間，向老師請教過許多問題，有時老師還在百忙中主動幫助我。在老師的幫助過程中，師生之間有了更多接觸的時間和機(jī)會，加強(qiáng)了師生間的溝通和了解，進(jìn)一步增進(jìn)了師生之情。作為一個本科生的畢業(yè)設(shè)計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個設(shè)計是難以想象的。這次畢業(yè)設(shè)計讓我各方面的能力都得到了很大的提高，讓我具備了成為一名工程技術(shù)人員的基本素質(zhì)，同時也發(fā)現(xiàn)和認(rèn)識到自己還存在的許多的不足，為日后的工作和學(xué)習(xí)奠定了堅實的基礎(chǔ)。
在這里首先要感謝我的導(dǎo)師。她平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從外出實習(xí)到查閱資料，設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計較為復(fù)雜煩瑣，但是老師仍然細(xì)心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩老師的專業(yè)水平外，她的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。
其次要感謝和我一起做畢業(yè)設(shè)計的同學(xué)，和我一樣他們在畢業(yè)設(shè)計中遇到了許多困難，但通過我們之間的相互學(xué)習(xí)和相互幫助最終克服了許多困難，順利的完成此次畢業(yè)設(shè)計。如果沒有它們的幫助啟發(fā)，此次設(shè)計的完成將變得非常困
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