鼓式制动器-设计说明书.docx

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1、_车辆工程专业课程设计题目：鼓式制动器设计学院机械与能源工程学院专业车辆工程年级车辆10级班级车辆1012 姓名李开航学号 2010715040 成绩指导老师 赖祥生_目录第1章 绪论1.1制动系统设计的目的汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。1.2制动系统设

2、计的要求本次的课程设计选择了鼓式制动器，制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用CATIA绘制装配图，布置图和零件图。最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。第2章 鼓式制动器的设计计算及相关说明2.1鼓式制动器有关计算2.1.1基本参数整车质量：空载：1700kg满载：2480kg质心高度：空载：hg=0.8m满载：hg=0.7m轴距： L=2.6m轮距: L=1.4m最高车速： 115km/h车轮工作半径：381mm轮胎： 195/70R14C 同步附着系数：=0.62.1.2确定前后轴制动力矩分配系

3、数前后轴制动力矩分配系数公式（2-1）式中：-质心到后轴；m-同步附着系数；-满载时质心高度；mL-轴距；m把=0.91m，=0.6，=0.7m，L=2.6m 代入公式（2-1）得2.1.3鼓式制动器制动力矩的确定由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩公式：（2-2）式中：-该车所能遇到的最大附着系数； q-制动强度；-车轮有效半径；mm-质心到前轴的距离；m-满载时质心高度；m-后轴最大制动力矩；Nmm G-汽车满载重力；NL-汽车轴距；m把G=24800N，L=2.6m，=1.69m，q=0.66，=0.7m，=381mm代入公式（2-2）得，后轴=2.77Nmm后轮的制动力矩为=

4、0.785Nmm前轴= T=0.51/(1-0.51)2.77=2.88Nmm前轮的制动力矩为2.88/2=1.44Nmm2.2鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取2.2.1制动鼓半径轮胎规格为195/60R14 85H 轮辋为14in 轮辋直径/in1213141516制动鼓内径/mm轿车180200240260-货车220240260300320查表得制动鼓内径D=260mm D=15*25.4=381mm根据轿车D/在0.700.83之间选取取D/=0.75D=284mm，2.2.2制动鼓摩擦衬片的包角、宽度、和起始角制动蹄摩擦衬片的包角在=范围内选取。取=根据单个制动器总的衬片米厂面积

5、取200300取A=250根据QC/T309-1999取得b=60mm由起始角公式，计算得起始角35。2.2.3张开力作用线至制动器中心的距离根据e=0.8R取R=124.5mm，得：e=0.8143=113.6mm2.2.4制动蹄支销中心的坐标位置制动蹄支撑销中心的坐标位置a与c根据a=0.8R取R=142mm得：a=0.8142=113.6mm c取值在规定范围内尽可能小些取c=30mm2.2.5摩擦片的摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，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

6、敏感性的要求。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.3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。所以选择摩擦系数f=0.3。2.3后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算轮缸直径公式（2-3）式中：p制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压，p=8Mp12Mp.取p=10Mp；查Santana2000轿车使用与维护手册得P=7065N；把P=7065N，p=10Mp，=3.14，代入公式（2-3）得=30mm根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此轮缸直径为30mm。轮缸工作容积公式（2-4）式中：-一个轮缸的工作容积；mm-一个轮缸活塞

7、的直径；mm n -轮缸活塞的数目；-一个轮缸完全制动时的行程；mm一个轮缸完全制动时的行程公式（2-5）式中：消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。，分别为鼓式制动器的变形与制动鼓的变形而引起的轮缸活塞行程。初步设计时可取2mm把=30mm，=2mm代入公式（2-4）得=2826mm2.4摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片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

8、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。1）比能量耗散率双轴汽车的单个后轮制动器的比能量耗散率比能量耗散率公式（2-6）式中：-汽车回转质量换算系数；-汽车总质量；kg-汽车制动初速度；m/s -汽车制动末速度；m/s-制动时间； s -制动减速度；-后制动器衬片的摩擦面积；-制动力分配系数；根据公式 j=g （2-7）式中j-制动减速度；-同步附着系数； g-

9、加速度；把=0.6，g=10代入公式（2-7）得0.6106；根据公式 (把=22.2m/s,=0m/s,=1,=2480kg,=25000mm, t=3.7s,代入公式（2-6）得e=7=1.6轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8，故符合要求。2）比滑磨功磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量，其公式：（2-8）式中：-汽车总质量；kg-车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积；-最高制动初速度；m/s -许用比滑磨功，轿车取1000J/1500J/。把=1550kg，=752cm，代入公式（2-8）得 L =1497J/10

10、00J/1500J/故符合要求。2.5驻车计算1)汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角根据公式（2-9）式中：-车轮与路面摩擦系数；-汽车质心至前轴间距离；m-轴距;m-汽车质心高度；m把=0.7，=1.69m，L=2.6m,=0.7m 代入公式（2-9）得最大停驻坡的高度应不小于16%20%，故符合要求。2）汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角根据公式（2-10）式中：-车轮与路面摩擦系数；-汽车质心至前轴间距离；m-轴距；m-汽车质心高度；m把=0.7，=1.69m，L=2.6m,=0.7m 代入公式（2-10）得=38最大停驻坡的高度应不小于16%20%，故符合要求。第3章 鼓式制动器主要零件的结构

11、设计3.1制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15Ncm20 Ncm；对货车为30 Ncm40 Ncm。客车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差0.03mm，径向跳动量0O 5mm，静不平衡度15N.cm。制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由ll mm增至20 mm时，摩

12、擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm12mm；中、重型载货汽车为13mm18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是HT20-40。制动鼓如图3-1所示。图3-1 制动鼓3.2制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为45mm5mm；货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为HT200。制动蹄如图3-2所示。图3-2制动蹄3.3制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安

13、装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH37012的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用45号钢。制动底板如图3-3所示。图3-3制动底板3.4支承二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH37012)或球墨铸铁(Q

14、T40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。3.5制动轮缸制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面

15、处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。3.6摩擦材料各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。取摩擦系数为0.3。3.7制动器间隙一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm；盘式制动器的为0.10.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。

16、另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。取间隙为0.5mm。第4章 鼓式制动器的三维建模鼓式制动器的整体设计由pro-e软件建成的模型如图4-1所示，二维图详见图号gszdq20130115。图4-1鼓式制动器第5章 结论在本次课程设计中我首先查阅了大量鼓式制动器的资料，比较分析了市面上几种不同的鼓式制动器，完成了鼓式制动器的总体设计方案。通过两天的时间完成鼓式制动器的基本参数的选择、设计、计算；接着通过画草图完成鼓式制动器的初步总布置设计；然后用一周的时间完成了鼓式制动器的制动鼓、制动底板、制动蹄等零部件的建模，最终装配成功得到三维实体数据

17、模型；最后使用CAXA软件制作了鼓式制动器的总布置设计工程图并撰写了鼓式制动器总布置设计说明书。此次课程设计可以说在某种程度上是一种尝试，通过查阅大量的有关汽车制动系统资料后，使我学到了很多先进的制动系统的相关知识。同时，还提高了对三维建模软件的熟悉程度，学到了一些新的有关建模和装配的技巧。这对我接下来的毕业设计起到了十分重要的作用，当然，此次设计并不能称得上是最完美的作品，但至少能在某种程度上缓解或克服汽车制动时出现的一些问题。同时，课程设计也是对我大学四年学习情况的一次检验，使我受益匪浅。参考文献1 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社, 20012 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版

18、社 ,20003 陈家瑞.汽车构造.北京：人民交通出版社 ,19994 大众.捷达2000轿车使用与维护手册.北京：机械工业出版社，2002.25 刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社,20046 崔靖.汽车构造.陕西：陕西科学技术出版社,19847 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社,20048 吉林工业大学汽车教研室.汽车设计.北京：机械工业出版社,19819 张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社,199910 龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社,199511 林宁.汽车设计. 北京：机械工业出版社,199912 张国忠.现代设计方法在汽车设计中的应用. 沈阳：东北大学出版社,200213粟利萍.汽车实用英语.北京：电子工业出版社，200514 Rudolf Limpet. BRAKE DESIGN and SAFETY. Warren dale, PA 15096, USA: SAE, Inc., 199215John Fenton. Hand Book of Vehicle Design Analysis. Warren dale ,PA，USA：Society of Automotive EngineersInc., 1996