领从蹄鼓式制动器设计说明书.pdf

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1、 领从蹄鼓式制动器设计说明书 一、整车性能参数 1 1.发动机1 2.整车基本参数1 3.制动系统参数1 二、设计计算 2 1.制动器主要参数的确定2 1)制动鼓内径 D2 ,2)摩擦村片宽度 b 和包角2 ,3)摩擦衬片起始角3 0 4)制动器中心到张开力P 作用线的距离 a3 5)制动体制动蹄支撑点位置坐标k 和 c3 6)制动鼓厚度 n3 f7)摩擦片摩擦系数 32.制动力与制动力矩分配系数4 3.制动器因数5 4.制动蹄自锁能力6 5.摩擦衬片的磨损特性计算7 6.制动轮缸直径d 的确定8 7.制动蹄支承销剪切应力计算9 三、参考文献10 一(整车性能参数 1.发动机:最大转矩/157

2、/2800Nm/rpm 最大功率/65/4500Kw/rpm 2.整车基本参数:整车装备质量(空车质量)/kg 1470 满载总质量/kg 2495 轴荷分配/kg 空载 前轴 895 后轴 575 满载 前轴 800 后轴 1695 车长/mm 4085 轴距/mm 2515 最小离地间隙/mm 后桥下 195 最高车速/km/h 105 轮胎型号:165/60R14 3.制动系统参数 前轮 后轮 制动器类型 领从蹄鼓式 双领蹄鼓式 制动效能因数 1.4 3.3 二(计算及说明 结论 1.制动器主要参数的确定 (1)制动鼓内径 D 输入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强

3、。但增大 D(图)受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求 该间隙不小于 20mm(否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内 胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮辋直 径之比的范围如下:D/D,0.640.74 乘用车:r D/D,0.700.83 货车:r 依据轮胎规格:165/60 R14 得轮辋直径 D,14，25.4,355.6mm r 则制动鼓内径直径 取 D,355.6，0.75,266.7mm 280mm D=280mm 制动鼓内径尺寸应参照专业标准 QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片 宽度尺寸系列选取。,(2)摩擦村片宽度 b 和包角 试验

4、表明，摩擦衬片包角=90?,100?时，磨损最小，制动鼓温度最低，且 制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上 包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压 力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般 不宜大于 120?。取=100?。=100?2 单个制动器的衬片摩擦面积 A/cm,汽车类别 汽车总质量 m/t 0.91.5 100200 轿车 1.52.5 200300 1.01.5 120200 1.52.5 150250(多为 150200)2.53.5 250400 客车与货车 3.57.0 30065

5、0 7.012.0 5501000 12.017.0 6001500(为 6001200)摩擦村片宽度尺寸 b 的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取 窄些，则磨损速度快，衬片寿命短;若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加 工，并且增加了成本。制动鼓半径 R 确定后，衬片的摩擦面积为 A20000P,ARb,b,81.89mmP,100R,160，180 根据中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄 片宽度尺寸系列 取 b=90mm b,90mm,A100,P2 A,Rb,140，90,21980mm,P221980mm180,(3)摩擦衬片起始角 0

6、 ,90,/2 一般将衬片布置在制动碲的中央，即令。有时为了适应单位压力 0 的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。,90,/2,90,100/2,40,40 00 (4)制动器中心到张开力 P 作用线的距离 a 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下。应使距离 e 尽可能大，以 提高制动效能。暂定 a=112mm a,0.8R,0.8，140,112mm(5)制动体制动蹄支撑点位置坐标 k 和 c 在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，尽可能加大 a，减小 c。暂定 c=112mm c,0.8R,0.8，140,112mm k=25mm k=25

7、mm (6)制动鼓厚度 n 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 大其散热容量，但试验表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 时，摩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:轿车制动鼓壁厚取为 712mm。货车取为 1318mm。本设计取制动鼓厚度为 n=10mm。制动鼓有铸造的和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容 易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆 周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓壁厚既复杂又困 难，所以常根据经验选取。f(7)摩擦片摩擦系数 摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响

8、很大，选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数 要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩 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 0.3,0.5，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数愈高 的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。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,0.300.40 已无大问题。本设计取。f,0.30f,0.30 制动器主要参数 制动鼓内径 D D=280mm 包角 =1

9、00?摩擦片的宽度 b b=90mm 摩擦衬片的面积 2 A,21980mm P,40 摩擦衬片起始角 0 制动蹄支承点坐标 a 与 c a=112mm c=25mm f,0.30 摩擦片摩擦系数 f 2.制动力与制动力矩分配系数 前、后制动器制动力分配关系将影响汽车的制动方向稳定性和附着条件的 利用，是汽车制动系设计时必须考虑的问题。一般根据前、后轴制动器制动力的 分配、装载情况、道路附着条件和坡度等因素，当制动器制动力足够时，汽车制 动过程可能出现三种情况:前后轮同时抱死拖滑;前轮先抱死拖滑，然后后轮抱 死拖滑;后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。如前所述，前后轮同时抱死工况可避免后轴侧滑，

10、并保证前轮只有在最大制 动强度下，才使汽车失去转向能力，这种工况道路附着条件利用较好。前轮较后 轮先抱死，虽然不会发生侧滑，但是汽车丧失转向能力。在一定速度下，后轮较 前轮先抱死一定时间，会造成汽车后轴侧滑。mg 前轴负荷:F,(L，qh)z12g L mg 后轴负荷:F,(L,qh)z21g L h,800mm 式中 g 16951695 L,1709mmL,L,，2515,1709mm1124952495 L,L,L,2515,1709,806mmL,806mm 212 L，qh,0.512g 制动力分配系数:=0.51,L，L12 3.制动器因数 支承销式领从蹄制动器 单个领蹄的制动蹄因

11、数 K1 ,haBF,1.05BF,f(A,fB)T1T1 rr 0.30，224/140,0.88，115/140,0.30，0.88,1.05 单个从蹄的制动蹄因数 K2 ,haBF,f(A，fB)T2 rr 0.30，224/140BF,0.54,T2 0.88，115/140，0.30，0.88,0.54 上两式中 ,a,sin,cos,100/180,sin100cos206003A=0.88 A,0.88,aa4，sin50sin10303 4sinsin22 ,a115,03B,1，coscos,1，cos50cos103,0.88B=0.88 r22140 整个制动器因数 BF

12、,BF，BF,1.05，0.54,1.6T1T2BF=1.6 要求的制动器因数为 2.1。在 10%范围内，符合要求。4.制动蹄自锁能力 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。采用由张开力 P 计算制动力矩的方法。TTf1 增势蹄产生的制动力矩可表达为:TT,fN,TfTf1111 N 式中 单元法向力的合力;1 ,fN 摩擦力的作用半径。11 如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。NP 为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式:11 Pcos,，S,N(cos,，fsin,),0 101x111 ,Pa,SC

13、，f,N,0 11x11 ,xN 式中 轴与力的作用线之间的夹角;111 S支承反力在工:轴上的投影。1x ,N,hP/c(cos,，fsin,),f,得 11111 对于增势蹄可用下式表示为 ,T,Pfh,/c(cos,，fsin,),f,PB Tf11111111 对于减势蹄可类似地表示为 ,T,Pfh,/c(cos,fsin,)，f,PBTf22222222 ,为了确定，及，必须求出法向力 N 及其分量。如果将 dN 看 1212 dNdNxy 作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则有:xx11 ,2,N,dNsin,qbRsin,d,q(bR2,sin2,，sin2,)/4 xmaxma

14、x,2,N,dNcos,qbRsin,cos,d,qbR(2,cos2,)/4ymaxmax,因此 ,N,cos2,cos2y,arctan(),arctan,9.3,2,sin2，sin2Nx,cos54,cos254,arctan,9.3,200/180,sin254，sin54 ,式中。,22N,N，N 并考虑到 1xy 则有 ,156.85mm,4R(cos,cos),22,(cos2,cos2)，(2,sin2，sin2),4，140，cos27,cos127(),156.85mm,2,2,(cos54,cos254)，(200/180,sin254，sin54)计算蹄式制动器时，必

15、须检查蹄有无自锁的可能，由式得出自锁条件。TTf1 当该式的分母等于零时，蹄自锁:,c(cos,，fsin,),f,0 111 ,ccos115，cos9.31 因为 f,0.30,0.82,c,sin156.85,115，sin9.311 所以不会自锁。5.摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算 摩擦衬片(衬块)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

16、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，则衬片(衬块)的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为 单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位 2 为 W,mm。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 22,m(vv),12a e,14tA1 22,m(v,v)12a e,(1,)24tA2 ,vv12,t j 式中 汽车回转质量换算系数;,m汽车总质量;a vv，汽车制动初速度与终速度(

17、m/s);12 v 总质量 3(5t 以下的 货车取=22.2m/s;1 2 j制动减速度 m,s，计算时取 j=0.6g;t制动时间，s;A，A前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积;l2 ,制动力分配系数。v,0 在紧急制动到时，并可近似地认为，e1e2 故仅计算 e1,12 22mv2495，22.2，0.512a1 则有 e,1.8w/mm 14tA4，3.78，219801e,12 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于 1.8W,mm 为宜，所以比能量耗损率 21.8w/mm 符合。6.制动轮缸直径 d 的确定 当制动减速度 j=0.6g 时，鼓式制动器的衬片与制动鼓之间的平均单位压力 2P

18、,f/f,1.371.60N/mm m0 2P,1.40N/mm 取 m 2f,fP,0.30，1.40,0.42N/mm 则 0m M uf,单个车轮制动器比摩擦力为 0 RA M,RAf,140，21980，0.42,1292424N u0 MM1292424uu 制动器效能因数 K,F,5769.8N 0FRKR1.6，1400 4，5769.8,d,4F/(P),27.11 轮缸直径:0,，10 根据 HG28651997 标准规定的尺寸系列选取，具体为 19mm,22mm,24mm,25mm,28mm,30mm,32mm,35mm,38mm,40mm,45mm,50mm,55mm.d

19、=28mm 所以取 d=28mm 7.制动蹄支承销剪切应力计算 由图所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦 衬片的工作表面，其法向合力 N1，N2 与支承销反力 S1，S2 分别平行，如图所 示。对两蹄分别绕中心 O 取距，得 Pa，NfR,Sc111 Pa,NfR,Sc222 PaNfR，,11S,1,c,Pa,NfR22,S,2,c,S1S2，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即为:SPa，NfR5769.8，112，17950，0.30，140111,115.1MPa,155.1MPa112,AAc，5，115 P,F,5769.8N 10 hP1N,1c(cos，f

20、sin),f,111 224，5769.8,17950.5N,115，(cos9.3，0.30，sin9.3),0.30，156.85,640MPa 支承销由 45 号钢制造并高频淬火。则屈服强度 ,(0.60.8)，,(0.60.8)，640,384512MPa 剪切应力 ,115.1MPa,384MPa 符合要求。1 三(参考文献 1 王国权 袭国庆.汽车设计-课程设计指导书.北京:机械工业出版社,2009.11 2 龙振宇.机械设计.北京:机械工业出版社，2002 3 刘惟信.汽车制动系的结构分析和设计计算.北京:清华大学出版社，2004.9 :机械工业出版社,2000 4 余志生.汽车理论 M.北京 5 陈家瑞.汽车构造.第五版.人民交通出版社，2005.9 6 龚微寒(汽车现代设计制造(北京:人民交通出版社,1995 中国汽车技术研究中心标准研究所,2005 7 汽车标准汇编.