车辆工程毕业设计论文-ca1041轻型商用车制动系统设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-ca1041轻型商用车制动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 16 PRTBF f （ ） 式中： BF ——制动器效能因数 fT ——制动器的摩擦力矩； R——制动鼓或制动盘的作用半径； P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力 (或加于两制动块的压紧力 )的平均值为输入力。 对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为 1P 、 2P ，制动鼓内圆柱面半径即 制动鼓工作半径为 R ，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为 1TfT 和 2TfT ，则两蹄的效能因 数即制动蹄因数分别为： RPTBF TfT 1 11  （ ） RPTBF TfT 2 22  （ ） 整个鼓式制动器的制动因数则为 RPP TTRPP TTPRTBF TfTfTfTff )( )(2)( 21 2121 21   （ ） 当 PPP  21 时，则 2121 TTTfTf BFBFPR TTBF  （ ） 蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。 今假设在张力 P 的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用 力的合力 N 如图 所示作用于衬片的 B 点上。 这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为 fNf,为摩擦系数。 a， b， c， h， R 及  为结构尺寸，如图 所示。 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 17 图 鼓式制动器的简化受力图 对领蹄取绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0 NbnF CPh （ ） 由上式得领蹄的制动蹄因数为 bcffbhPNfBFT11 （ ） 当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力 fN 的方向与图 所 示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0 NbnF CPh （ ） bcffbhPNfBFT12 （ ） 由式 (315)可知：当 f 趋近于占 cb/ 时，对于某一有限张开力 P ，制动鼓摩擦力 趋于无穷大。 这时制动器将自锁。 自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺 寸的函数。 通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力 对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则 由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。 两者在 f =～ 范围内，当张开 力21 PP 时，相差达 3 倍之多。 图 给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦黑龙江工程学院本科生毕业 设计 18 系数的关系曲线。 由该图可见，当 f 增大到一定值时，领蹄的 1TBF 和 dfdBFT /1 均 趋于无限大。 它意味着此时只要施加一极小张开力 1P ，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开 制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生 “自锁 ”现象。 这时只能通过倒转制动鼓消除制动。 领蹄的 1TBF 和 dfdBFT /1 随 f 的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。 反之，从蹄的 2TBF 和 dfdBFT /2 随 f 的增大而减小的现象称为自行减势作用。 在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速 度、压力以及湿度等因素的变化 会导致摩擦系数的改变。 而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。 制动器因数 BF 对摩擦系数 的敏感性可由 dfdBFT / 来衡量，因而 dfdBFT / 称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而 f 除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。 热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小 50%，而下 长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的 30%。 1— 领蹄； 2— 从蹄 图 制动蹄因数 BF 及其导数 dfdBFT / 与摩擦系数的关系 由图 也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄 差。 就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以 BF 为表征的效能本身与其稳定 性之间的矛盾。 由于盘式制动器的制 动器因数对摩擦系数的导数 ( dfdBFT / )为常数， 因此其效能稳定性最好。 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 19 制动器的结构参数 与摩擦系数 鼓式 制动器的结构参数 制动鼓直径 D 当输入力 P 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。 但直径 D 的尺寸受到轮辋内径的限制，而且 D 的增大也使制动鼓的质 量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。 制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。 由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径 D 的尺寸。 由于 CA1041 采用 16 in 的轮辋所以取rDD ， 制 动 鼓 直 径 D 与 轮 辋 直 径 Dr 之 比 的 一 般 范 围 为 ： 货 车 ~rDD。  inD r = 3 1  rDD mm 制动蹄摩擦片 宽度 b 、制动蹄摩擦片的包角  和单个制动器摩擦面积 A 由 1999309/ TQC 《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定，选取制动蹄摩擦片宽度 75b mm；摩擦片厚度 7l mm。 摩擦衬片的包角  通常在  120~90 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 120~90 时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。 再减小  虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。 包角  也不宜大于 120 ，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。 综上所述选取 领蹄 1101  ，从蹄 1001  单个制动器摩擦面积 A ： 3 6 0/)( 21   DbA （ ） 式中： A ——单个制动器摩擦面积， mm2 D ——制动鼓内径， mm； b——制动蹄摩擦片宽度 ， mm； 21 、 ——分别为两蹄的摩擦衬片包角，（  ）。 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 20 2 53 6 0/2 1 0753 1 6 0/)( 21   DbA cm2 表 制动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 /am t 单个制动器摩擦面积 /A cm2 轿车 ~ ~ 200~100 300~200 客车与货车 ~ ~ ~ ~ ~ ~ 200~120 250~150 （多为 200~150 ） 400~250 650~300 1000~550 1500~600 （多为 1200~600 ） 由 表 数据可知设计符合要求。 摩擦衬片起始角 0 摩擦衬片起始角 0 如图 所示。 通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令 2900   。 领蹄包角  352110902900   从蹄包角  402100902900   图 鼓式制动器的主要几何参数 张开力 P 的作用线至制动器中心的距离 a 在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a （见图 ） 尽可能地大，以提高其制动效能。 初步设计时可暂取 Ra  ，根据设计时的实际情况取 118a mm 制动蹄支销中心的坐标位置 k 与 c 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 21 如图 所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 尽可能地小 设计时常取 30k mm，以使 c 尽可能地大 ，初步设计可暂取 ， Rc  根据设计的实际情况取 120c mm。 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。 不宜单纯的追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。 后者对蹄式制动器是非常重要的各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 ~ ，少数可达。 一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。 所以在制动器设计 时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。 当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250℃ 时，保持摩擦系数 f =~ 已不成问题。 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。 另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。 盘式 制动器的结构参数 制动盘直径 D 制动盘直径 D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大 ，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。 但制动盘的直径 D 受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径 D 选择轮辋直径的 70％～ 79％，而总质量大于 2t 的汽车应取上限 D mm 取制动盘直径 355D mm 制动盘厚度 h 制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量和工作时的温升。 为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。 实心盘的厚度选择 10mm～ 20mm，选择制动盘厚度为 h=15mm。 摩擦衬块工作面积 A 推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在 22 /~/ cmkgcmkg 范围内选取。 根据推荐值取 ，依汽车 质量 2180kg，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为23480cm。 摩擦衬块内半径 1R 与外半径 2R 黑龙江工程学院本科生毕业 设计 22 推荐摩擦衬块的外半径 2R 与内半径 1R 的比值不大于。 若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。 取摩擦衬块外半径 mmR 1702  ，内半径 mmR 1201   RRm 则   2  mm 摩擦衬块 半径选取符合要求。 制动器的设计计算 制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析 可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。 掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。 在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： （ 1） 制动鼓、蹄为绝对刚性 ； （ 2） 在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上 ； （ 3） 压力与变形符合虎克定律 由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓 制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。 如图 所示，制动蹄在张开力 P 作用下绕支承销 O 点转动张开，设其转角 为  ，则蹄片上某任意点 A 的位移 AB 为 AB = AO  （ ） 式中； AO ——制动蹄的作用半径。 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC cosAC AB  39。 cosAC O A  黑龙江工程学院本科生毕业 设计 23 图 制动摩擦片径向变形分析简图 从图 中的几何关系可看到  s inc o s 39。 39。 39。 OODOAO  AC = sinOO   因为 OO 为常量 ，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 sin0qq () 式中： 0q ——摩擦片上单位压力。 即 制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与 O 连线呈 90176。 的径向线上。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。 按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损 特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。 根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关。