中型货车鼓式制动器设计毕业设计(编辑修改稿)

中型货车鼓式制动器设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

双领蹄式制动器 当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。 但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄， 因此，它又称为单向为 单向双领蹄式制动器。 如图 （ c）所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄，制二 O 一 O 届车辆工程毕业设计 7 动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心为对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。 单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图 9 所示。 图 单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动） （ a）一般形式；（ b）偏心调整；（ c）轮缸上调整；（ d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（ e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整 双领蹄式制动器有高的正向 制动效能 ，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。 中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前，后制动力分配（ 12ffFF ）并使前，后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。 它不用于后轮 还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。 双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称 为双向双领蹄式制动器。 如 （ d）及图 ，图 所示。 其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上（图 （ d），图 ）或其他张开装置的支座上（图 ，图 ）。 当制动时，油压使两个制动轮缸的 两侧活塞（图）或其他张开装置的两侧（图 ，图 ）均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。 廖械兵：鼓式制动器设计 8 图 双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动） （ a）一般形式；（ b）偏心机构调整；（ c）轮缸上调整 制动鼓靠摩擦力带动两 制动 蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的转向方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。 因此，制动鼓在正向，反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称双向双领蹄式制动器。 它也属于平衡式制动器。 由于这种这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中，轻型载货汽车和部分轿车的前，后轮。 但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。 图 LCCAS 公司的曲柄机构制动器 二 O 一 O 届车辆工程毕业设计 9 图 PERROT 的双锲式制动器 单向増力式制动器 如图 （ e）所示，两蹄下 端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。 当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。 制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面 并支承在其上端的支承销上。 显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且 经顶杆传给它的推力 Q要比制动轮缸给第一制动蹄的推力 P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大23倍之多。 由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此属于一种非平衡式制动器。 虽然这 种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时 ，其制动效能却是最低的。 因此，仅用于少数轻，中型货车和轿车上作前轮制动器。 双向増力式制动器 如图 （ f）所示，将单向増力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向増力式制动器。 对双向増力式制动器来说，不论汽车 前进制动或倒退制动，该制动器均为増力式制动器。 只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好 对调。 第一制动蹄是增势蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，廖械兵：鼓式制动器设计 10 而且经顶杆传给它的推力 Q要比制动轮缸给第一蹄 或第二蹄的推力大很多。 但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。 双向増力式制动器也是属于非平衡式制动器。 图 给出了双向増力式制动器（浮动支承）的几种结构方案，图 14 给出了双向増力式制动器（固定支点）另外几种结构方案。 图 双向増力式 制动器（浮动支承）的结构方案 （ a）一般形式；（ b）支承上调整；（ c）轮缸上调整 图 双向増力式制动器（ 固定支点）的结构方案 （ a）一般形式；（ b）浮动调整；（ c）中心调整 双向増力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动 则是用制动操纵手柄通过拉绳及杠杆等操纵。 另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正，反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。 上述制动器的特点是用制动器效能，效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评 价。 増力 式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的二 O 一 O 届车辆工程毕业设计 11 效能最低，故极少采用。 而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，増力式最差。 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形式，结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。 例如制动蹄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，输出的制动力矩就大。 制动器的效能 常以制动器效能因数或简称为制动器因数 BF（ brake factor） 来衡量，制动器因数 BF可以用下式表达： BF=（ f 1N +f 2N ） /P 式 () 式中 f 1N ， f 2N ： — 制动器 摩擦副间的摩擦力，见图 ； 1N ， 2N ： — 制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器： 1N = 2N f— 制动器摩擦副的摩擦系数； P— 鼓式制动器的蹄端作用力， 见图。 图 制动器因数 BF 与摩擦系数 f 的关系曲线 1 増力式制动器； 2 双领蹄式制动器； 3 领从蹄式制动器； 4 盘式制动器； 5 双从蹄式制动器 基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器的制动因 数 BF与摩擦系数 f之间的关系如图 15 所示。 BF 值大，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，制动效能稳定性就好。 制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动 效能的影响也就愈大。 所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要。 结合 本次课题研究的对象（ SC6408V 商用车鼓式制动器总成设计 ），得出以下廖械兵：鼓式制动器设计 12 结论： 虽然领从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻 车制动机构，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。 故仍广泛用作载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。 根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，选用领从蹄式制动器，其支撑结构型式为浮式平行支撑。 二 O 一 O 届车辆工程毕业设计 13 第 2 章 制动系的主要参数及其选择 制动器设计中需要预先给定的参数有：汽车轴距 L；车轮滚动半径 r ；汽车空， 满载时的总质量 39。 am ， am ；空，满载时的质心位置，包括质心高度 39。 gh ， gh ，质心离前轴距离 39。 1L ， 1L ，质心离后轴轴距 39。 2L ， 2L ；空，满载时的轴荷分配：前轴负荷 39。 1G ， 1G ，后轴负荷 39。 2G ， 2G 等。 而对于汽车制动性能有重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数，同步附着系数，制动强度，附着系数利用率，最大制动力矩与制动因素等。 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对 任一角度  0 的车轮，其力矩平衡方程为 fT BeFr =0 式（ ） 式中： fT — 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， Nm BF — 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反， N； er — 车轮有效半径， m。 令 ff eTF r 式（ ） 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，因此又称为制动周缘力。 fF 与地面制动力 BF 的方向相反，当车轮角速度  0 时，大小亦相等，且 fF 仅由制动器结构参数所决定。 即 fF 取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。 当加大踏板力以加大 fT ， fF 和 BF 均随之增大。 但地面制动力 BF 受附着条件的限制，其值不可能大于附着力 F ，即 BF F =Z 式（ ） 或 maxBF =F = Z 式（ ） 式中  — 轮胎与地面间的附着系数； Z— 地面对车轮的 法向反力。 当制动器制动力 fF 和地面制动力 BF 达到附着力 F 值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。 此后制动力矩 fT 即表现为静摩擦力矩，而 fF = fT /er 即成 为与 BF 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。 当制动到  =0 以后，地面制动力 BF 达到附着力 F 值廖械兵：鼓式制动器设计 14 后就不再增大，而制动器制动力 fF 由于踏板力 PF 增大使摩擦力矩 fT 增大而继续上升（见图 ） 图 制动器制动力 fF ，地面制动力 BF 与踏板力 PF 的关系 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 1Z , 2Z 为： 1Z =  2 gG LhL  2Z =  1 gG LhL  式（ ） 式中： G — 汽车所受重力， N； L — 汽车轴距， mm； 1L — 汽车质心离前轴距离， mm； 2L — 汽车质心离后轴距离， mm； gh — 汽车质心高度， mm；  — 附着系数。 取一定值 附着系数  =； 所以在空，满载时 由式（ ）可得 前后制动反 力 Z 为以 下数值 故 满载时： ) 1 01 2 5 0(2 6 0 5 6 0 01 Z = ) 1 01 3 5 5(2 6 0 5 6 0 02 Z = 空载时： ) 5 01 4 0 0(2 6 0 5 1 4 039。 1 Z = 二 O 一 O 届车辆工程毕业设计 15 ) 5 01 2 0 5(2 6 0 5 1 4 039。 2 Z = 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力 即 为 表 图 制动时的汽 车受力图 汽车总的地面制动力为 BF = 1BF + 2BF =Gdugdt=Gq 式（ ） 式中 q（ q= dugdt） — 制动强度，亦称比减速度或比制动力； 1BF ， 2BF — 前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前，后车轮附着力为 1F = 2 gB hLGFLL=  2 gG L qhL  车辆工况 前轴法向反力 1Z ， N 后轴法向反力 2Z ,N 汽车空载 汽车满载 廖械兵：鼓式制动器设计 16 2F = 1 gBhLGFLL= 。