东风eq1146vz4后轮制动器的设计毕业设计论文(编辑修改稿)

东风eq1146vz4后轮制动器的设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

制动力和地面附着力的共同作用。 在水平路面上行驶的汽车制动时，如果不计空气阻力、滚动阻力偶矩及其惯性力偶矩，则此时汽车的受力如图 6。 图 6 制动时汽车的受力图 对前后轮依次取矩得 1Z =（ G 2L +mdtdu gh ） /L （ 34） 2Z =（ G 1L mdtdu gh ） /L （ 35） 式中， G 为汽车重力； L 为汽车前后轴轴距； 1L 为汽车质心到前轴的距离； 2L 为汽车质心到后轴的 距离； gh 为质心高。 本科毕业设计 13 本次设计中，附着系数  选取在沥青路面上的附着系数，  =。 制动时，前后车轮都抱死后，地面制动力 bF 等于前后轮受到的附着力之和 F ，且等于作 用于质心的制动惯性力，即 bF = F =G =mdtdu （ 36） bF = 1bF + 2bF =gG dtdu =Gz （ 37） （令 dtdu =zg， z称为制动强度 ） 联立以上各式得前后轮受到的法向反作用力的表达式 [4] 1Z =LG ( 2L + gh  ) （ 38） 2Z =LG ( 1L gh  ) （ 39） 带入本设计的数据得： 满载时： 1Z = 6910  （ 2110+1530) =68089N 2Z = 6910  （ 48001530） =73031N 由此可得前轴车轮附着力为 1F = 1Z  =68089 =54471N 2F = 2Z  =73031 =58425N 对于一般汽车而言，根据其前后轴制动器制动力的分配、载荷情况及道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够大时，制动过程中会出现下列三种情况：前轮先抱死拖滑，本科毕业设计 14 后轮再抱死拖滑；后轮先抱死拖滑， 前轮再抱死拖滑；前后轮同时抱死拖滑。 在任何附着系数  的路面上，前后轮同时抱死的条件为：前后轮制动器制动力之和等于附着力，且前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力 [4]，即： GFFFF bbff  2221 （ 310） )/()(// 122121 ggbbff hLhLFFFF   （ 311） 式中 1fF —— 前轴车轮的制动器 制动力， 111 ZFF bf  ； 2fF —— 后轴车轮的制动器制动力， 222 ZFF bf  ； 1bF —— 前轴车轮的地面制动力； 2bF —— 后轴车轮的地面制动力； 1Z ， 2Z —— 地面对前、后轴车轮的法向反力； G—— 汽车重力； 1L ， 2L —— 汽车质心离前、后轴距离； gh —— 汽车质心高度。 消去变量  得   )2(421 121222 fgfggf FhGLFG LhLhGF （ 312） 按式 312 即可绘出理想的制动器制动力关系曲线，即 I 曲线，见图 器制动力分配系数 2111fffff FF FFF  （ 313） 根据 121ffFF （ 314） 即可做出实际制动器制动力关系曲线 β 线，见图 7。 本科毕业设计 15 图 7 β 线与 I 曲线 联立（式 311）和（式 314）得  = L hL g2 （ 315） 带入数据得满载时的制动器制动力分配系数  = 6910  = 同步附着系数 如图 7， β 线和 I 曲线在 B 点相交，此交点所对应的附着系数称作同步附着系数。 同步附着系数也可用解析法求得，公式为 [5] ghLL 20   （ 315） 带入数据，得满载时的同步附着系数 1 5 3 04 8 0 9 1 00  = 本科毕业设计 16 制动器最大制动力矩 在沥青路面上制动时，只有在汽车附着质量被全部利用的条件下才可获得最大制动力，前后轮最大制动力矩可由下式求得 [6] 1fT = 1feFr= 1 eZr =  2 geG L h rL  （ 316） 12 1 ff TT  （ 317） 式中， 1fF 前轴制动器的制动力， 11 ZFf  ； 2fF 后轴制动器的制动力， 22 ZFf  ； 1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； er 车轮有效半径。 带入数据得，满载时前轮最大制动力矩为 )( 4 4 0 01 fT =30955Nm 后轮最大制动力矩为 3 0 9 5 fT =m 4 制动器结构设计与计算 领从蹄式鼓式制动器的结构参数 制动鼓内径 D 本科毕业设计 17 图 8 领从蹄式鼓式制动器结构 如图 8 所示，当凸轮力 0F 的值保持不变，随着制动鼓的尺寸增大，制动性能有所改善，且制动时温升不会很大。 但是同时，为了制 动鼓有良好的散热环境，又要注意保持制动鼓和轮辋保持稳定且恰当的间隙量，一般这个间隙要大于 20mm 至 30mm，因此制动鼓的内径并不是可以随意加大的。 同时，制动鼓的刚度随着其直径的增加而减小，制动鼓直径越小，加工制造精度也更容易达到设计要求。 制动鼓直径与轮辋直径的比 D/ rD 一般符合的范围要求为 [7]： 轿车一般取 D/ rD =～ ； 货车一般 取 D/ rD =～ . 根据 QC/T309— 1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》可以初选制动鼓内径的尺寸。 同时，根据经验，轿车的轮辋外径尺寸比制动鼓半径尺寸通常大 125～150mm，而对于载货汽车的二者尺寸差为 80～ 100mm，所以也可根据轮辋的尺寸来初选制动鼓内径尺寸，如表 1[7]。 表 1 各轮辋直径下的制动鼓最大内径 轮辋直径 /in 12 13 14 15 16 20 制动鼓最大内径 /mm 轿车 180 200 240 260 货车、客车 220 240 260 300 320 420 由于选用的轮胎规格为 ，由参数规格得此次设计使用的轮辋直径为 20 英寸，经过换算得 rD =20=508mm。 读表可知此尺寸所对应的货车制动鼓内径最大为420mm。 基于此，本次设计中，取制动鼓内径 D=400mm，在该数据下，D/ rD =400/508=≤，符合货车要求的制动鼓和轮辋直径的比值范围。 本科毕业设计 18 制动鼓厚度 n 制动鼓的厚度首先要满足各类车型要求的制动力矩和轮辋和制动鼓应保留的间隙，其次，考虑到制动器摩擦副的散热和增加刚度，可以适当增加制动鼓的厚度。 参考、比较同类型车辆的制动鼓厚度后，本次设计确定的制动鼓厚度 n=12mm。 摩擦衬片宽度 b 和包角  取较大的摩擦衬片宽度可减慢衬片 磨损的速度，延长摩擦衬片的寿命。 但宽度取得过大时，会使得摩擦衬片与制动鼓接触表面压力不均匀，增加了整车的质量，制造成本也有所增加。 本设计中，摩擦衬片宽度 b 的选取可参照 QC/T3091999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》， b 初选为 140mm[8]。 摩擦衬片包角  的选取范围为 90 度到 120 度之间。 经过大量实验得出，当包角较小，在 90 度到 100 度的范围内时，摩擦衬片的磨损较小，制动鼓温升也不大，制动性能较好。 如 继续减少摩擦衬片的包角后，虽然散热性能较好，但同时也会使得摩擦衬片的压力增大而使磨损速度加快，降低其寿命。 因此本设计中取摩擦衬片的包角  =100。 可由摩擦衬片的宽度 b、包角  和制动鼓直径 D 这三个尺寸确定制动器中的总摩擦面积，公式为 [6] 360/)( 21   DbA （ 41） 式中， D— 制动鼓的内径 （ mm） ； b— 制动蹄摩擦衬片的宽度 (mm)； 21, — 两制动蹄的摩擦衬片包角（176。 ）。 将初选的数据带入式 41 得 A  400140（ 100+100） /360=97738mm2 ，将计算结果与表 2 比较 表 2 单个制动器总的衬片摩擦面积 汽车类型 汽车总质量 am /t 单个制动器总的衬片摩擦面积A /cm2 轿车 100200 200300 客车与货车 120200 150250(多为 150200) 250400 300650 5501000 6001500(多 6001200) 本科毕业设计 19 本次设计中，东风 EQ1146VZ4 的总质量为 14400kg，查表 2 得本次设计的单个制动器的衬片摩擦总面积的范围为 600 到 1500cm2 ， 根据 各初选数据算出的 A 符合这个要求的范围，初选数据合理。 摩擦片起始角 0 如图 8，角 0 为摩擦衬片的起始角。 一般摩擦衬片沿制动器横轴线对称分布。 但个别情况下受到单位压力的限制，又会使得最大压力点处于摩擦衬片的中央。 根据经验公式可求出摩擦衬片起始角 0 =90 （  /2） =40 制动器中心到蹄片张开力 0F 作用线的距离 e 两张开力之 间的距离的选取首先考虑凸轮的安装。 其次，为了增加制动能力， 通常会加大 a 的数值 ，本次设计中初步取  ，即 e=160mm。 制动蹄支承点位置坐标 a 和 c 如图 8，选取 a和 c 时首先确保制动器的领蹄和从蹄不会发生干涉。 其次，一般尽量加大 a 的数值和减小 c 的数值。 本次设计中取 a=,比较同类车型得 c=42mm。 a==200=160mm 摩擦片摩擦系数 f 对于摩擦片的材料，既追求高的摩擦系数，又追求高 的抗热衰退性能。 不能只一味的追求摩擦系数而忽略对热稳定性的要求，更要兼顾摩擦系数的稳定性，最终目标是对摩擦系数及其稳定性两者都有所提高。 各类制动器选用的摩擦材料的摩擦系数的稳定值一般在 左右，少数可达到 [9]，但摩擦片材料的摩擦系数越高，其耐磨性愈差，所以设计制动器时，并不是一味追求高的摩擦系数。 现今，国产制动摩擦片材料在温度低于 250℃ 的情况下，保持摩擦系数 f= 已经没有难度。 因此， 在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 f = 可使计算结果接近实际值。 注意，应禁止选用对人体有害的摩擦片材料。 综上所述，本次设计选择 f =。