车辆工程毕业设计论文-santana2000制动器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-santana2000制动器设计(编辑修改稿)内容摘要：

即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。 “增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用。 图 结构图 图 结构图 对于两蹄的张开力 P1=P2=P 的领从蹄式制动器结构，如图（ b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。 但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力 加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。 这样，由于两蹄所受的法向反力不相等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂轴承承受。 制动时这种两蹄法向反力不能相互平衡的制动器又称为非平衡式制动器。 非平衡式制动器将对轮毂轴承产生附加的径向载荷，而且领蹄的摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。 对于如图（ a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等。 因此，作用与两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等；而作用于两蹄的张开力 P1 与 P2 则不相等； 且必然有 P1/P21 或 P1P2。 由于两蹄的法向反力 N1=N2 在制动鼓正、反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种结构的特性的，实际上也是平衡式的。 其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为 ～。 由于凸轮需要用气压驱动，因此，这种结构仅用在总质量等于或大于10t 的货车和客车上。 双领蹄式制动器 若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。 显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄，故它又可称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、制动轮缸等机 13 件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。 图 结构图 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大大下降。 这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。 它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。 双向双领蹄式制动器 双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各 有两个活塞的两轮缸张开蹄片。 图 结构图 无论是前进或者是倒退制动，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。 由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。 当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。 除此之外，双向双领蹄式制动器的两 14 蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相等。 双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。 这种制动器得到比较广泛的应用。 如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。 单向增力式制动器 单向增力式制动器的两蹄片各有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片。 图 结构图 汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。 这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙变得困难。 车用其作为前轮制动器。 双向增力式制动器 双向增力式制动器的两蹄片端部有一个制动时不同时使用的公用支点，支点下方有一轮 缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体。 图 结构图 15 双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。 除此之外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。 调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。 因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构 [5]。 鼓式制动器的结构参数和摩擦系数 1．结构参数 (1)制动鼓直径 D 或半径 R 当输入力 P 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩就越大，且使制动器的散热性能越好。 但直径 D的尺寸受到轮辋直径的限制 ，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，不利于汽车的平顺性。 制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不应小于 20mm～ 30mm，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 D的尺寸。 另外，制动鼓直径 D 与轮辋直径 rD 之比的一般范围为； 表 轮辋与制动鼓直径比 车种 / rDD 轿车 ～ 货车 ～ 轿车制动 鼓内径一般比轮辋外径小 125mm～ 150mm。 综上取得制动鼓内径D=235mm ，轮辋直径 rD =356mm。 制动鼓外径 256mm [3]。 （ 2）制动蹄摩擦衬片的包角 及宽度 b 如图 所示，包角 通常在 =90 ~120oo范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=90o ～ 100o 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 120o ，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。 选取 = 100。 摩擦衬片宽度 b较大可以降低单位压力、减少磨损，但 b的尺寸过大则不易保证 与制动鼓全面接触。 通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过 的条件来选择衬片宽度 b的。 选取 b=45mm。 （ 3）摩擦衬片起始角 0 摩擦衬片起始角 0 通常为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。 根据 )2/(900   = 90 （ 100 /2） = 40 16 图 制动蹄摩擦衬片参数 （ 4）张开力的作用线至制动器中线的距离 a 在满足制动轮缸或凸轮能布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可 能地大，以提高其制动效能。 a= 左右，求得 a=。 （ 5）制动蹄支削中心的坐标位置 k 与 c 制动蹄支销中心的坐标尺寸 k应尽可能地小，以使尺寸 c尽可能地大，初步设计可取 c= 左右，取 c=。 2．摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时，不仅要希望其摩擦系数要高些，而且还要求其稳定性好。 受温度和压力的影响小。 不宜单纯地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 ～ ，少数可达到。 一般来说，摩擦系数愈高的材料，起耐磨性愈差。 所以在制动器设计时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。 选取 f=。 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律 由前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动蹄因数BF 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。 但用分析方法精确计算沿蹄片长度方向上的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性变形外，制动蹄、制动鼓以及支承也会有弹性变形，但与摩擦衬片的变形量相比，则相对很小。 故在通 常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可忽略不计。 即通常作以下一些假定。 （ 1） 制动鼓、制动蹄为绝对刚性体； 17 （ 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。 可根据图 来分析计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律和压力分布规律。 此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心 1A 转动 d角。 摩擦衬片表面任意点 1B 沿制动蹄转动的切线方向饿变形即为线段 1139。 BB ，其径向变形分量是线段 1139。 BB 在半径 1OB 延长线上的投影，即线段 11BC。 由于 d角很小，可以认为39。 111ABB =90o 则所求的摩擦衬片的径向变形为 39。 1 1 1 1 11sinsinB C B BBd       （ ） 图 考虑到 11OA OB R，则由等腰三角形 11AOB 可知 11 / si n / si nA B R   （ ） 代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为 11 1maxsinsinRdqq    （ ） 通过上式可看出摩擦片的径向变形和压力都是关于张开角 的正弦函数。 制动蹄片上的制动力矩 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。 增势蹄产生的制动力矩 1TfT 可表达如下： 1 1 1TfT fN L （ ） 式中： f — 摩擦系数（前面以选择 ）； 1N — 单元法向力的合力； 18 1 — 摩擦力 1fN 的作用半径。 如图 1N 与张开力 1P 的关系式，写出制动蹄上力的平衡力方程式： 1 0 1 1 1 11 1 1 1c o s ( c o s s in )39。 0xxP S N fP a S c f N          （ ） 图 式中： 1xS — 支承反力在 1x 轴上的投影； 1 — 1x 轴与力 1N 的作用线之间的夹角。 对式（ ）求解，得  1 1 1 1 1/ 39。 c o s s i nN h P c f f      （ ） 将式（ ）代入（ ），得增势蹄的制动力矩 1TfT 为  1 1 1 1 1 1/ 39。 c o s s i nTfT P f h c f f       = 11PB （ ） 所以增势蹄的力矩是关于 1P 的直线函数。 对于减势蹄同上。 摩擦衬块的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困 难的。 但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。 在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。 此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。 此即所谓制动器的能量负荷。 能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。 19 （ 1）比能量耗散率 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 22121 1()122am v ve tA  （ ） 22122 2()1 (1 )22am v ve tA  （ ） 式中：  ：汽车回转质量换算系数，紧急制动时 02v ， 1 ； am ：汽车总质量； 1v ， 2v ： 汽车制动初速度与终速度 2/sm ； 计算时轿车取 sm/ ； t ：制动时间， s ；按下式计算 jvvt 21  j ：制动减速度， 2/sm ， 2/ smjgj  1A ， 2A ：前、后制动器衬片的摩擦面积； 21 7600 mmA  ,质量在 t/ 的轿车摩擦衬片面积在 2300200 cm。 故取 22 30000 mmA   ：制动力分配系数。 则 1211 221 tAvme a 6 0 5 5 0 2   2/ mmw 轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 2/mmw ，故符合要求。 )1(221 2212  tAvme a = )( 2  。