鼓式制動器設計書

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1、第一章 制動參數(shù)選擇及計算 第一節(jié) 汽車參數(shù)（符號以汽車設計為準） 制動器設計中需要的重要參量： 汽車軸距： L=1370mm 車輪滾動半徑： r r =295 mm 汽車滿載質(zhì)量： ma=4100Kg 汽車空載質(zhì)量： mo=2600Kg 滿載時軸荷的分配： 前軸負荷39%，后軸負荷61% 空載時軸荷的分配： 前軸負荷47%，后軸負荷53% 滿載時質(zhì)心高度：

2、 hg =745mm 空載時質(zhì)心高度： hg＇=850mm 質(zhì)心距前軸的距離： L1 =835mm L1＇=726mm 質(zhì)心距后軸的距離： L2 =535mm L2＇=644mm 對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動因數(shù)等。 第二節(jié) 制動器的設計與計算 一 制動力與制動力矩分配系數(shù) 0 水平路面滿載行駛時,前、后軸的負荷計算 對于后軸驅(qū)動的移動機械和車輛，在水平路面滿

3、載行駛時前后軸的最大負荷按下式計算(g=9.8N／kg) 前軸的負荷F1=Ga(L2-hg)/(L-hg)=3830.8N 后軸的負荷F2=GaL1/(L-hg)=36349.2N --- 附著系數(shù)，瀝青.混凝土路面，取0.6 軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)： 前軸：m,1= FZ1/G1=0.24 后軸：m,2= FZ1/G2=1.48 1、(汽車理論108頁) 水平路面滿載行駛制動時,地面對前后車輪的法向反作用力（滿載） FZ1= (L2+) =41009.81.370（0.535+0.60.745）=28800.55N F

4、Z2= (L1-) =41009.81.370（0.835－0.60.745）=11379.45N 式中： G-- 汽車所受重力； L-- 汽車軸距； --汽車質(zhì)心離前軸距離； L--汽車質(zhì)心離后軸距離； --汽車質(zhì)心高度； g --重力加速度；(取9.80N／kg) 2 （汽車理論8,22） 汽車制動時，如果不記車輪的滾動阻力矩和汽車的回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任何角速度ω﹥0的車輪，其力矩平衡方程為 Mμ-FbRe=0 （4-2） 式中：Mμ--制動器對車輪作

5、用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N﹒m； Fb--地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； Re--車輪有效半徑，m 令 FB= Mμ/Re 并稱之為制動器的制動力，它是在輪胎周緣克服制動器的摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。FB與地面制動力Fb的方向相反，當車輪角速度ω﹥0時，大小亦相等，且FB僅由制動器的參數(shù)所決定，即FB取決于制動器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪的有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當增大踏板力以增大Mμ時，F(xiàn)

6、B和Fb均隨之增大，但地面制動力受附著條件的限制其值不可能大于附著力F，（汽車理論22）地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力F Fb F= FZ (4-3) Fbmax= F= FZ (4-4) 式中 ： --輪胎與地面的附著系數(shù)（汽車理論22頁）； FZ --地面對車輪的法向反力； (1) 前輪 ： Fb1≤F1=Fz1=28800.550.6=17280.33N Fb1max=F1= Fz1=28800.550.6=1728

7、0.33N (20后輪： Fb2≤F2= Fz2 =11379.450.6=6827.67N Fb2max=F2= Fz2=11379.450.6=6827.67N 當制動器的制動力FB和地面制動力Fb達到附著力F值時，車輪即被抱死并在地面上滑移，此后制動力矩Mμ即表現(xiàn)為靜摩擦力矩Mf，而FB= Mμ/Re即成為與Fb相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值，當制動力車輪角速度ω=0以后，地面制動力Fb達到附著力 F值后就不再增大，而制動器的制動力FB由于踏板力FD的增大使摩擦力矩Mf增大而繼續(xù)上升，如圖4-2所示 圖4-2制動器制動力、地面制

8、動力與踏板力的關系 3、制動器制動力分配系數(shù)（汽車理論110頁） （1）分配系數(shù) β=FB1/FB (4-7) FB1/ FB2=(L2+hg)/ (L2-hg) (4-8) FB= FB1+ FB2 (4-9) 可得 β=FB1/FB= FB1/（FB1+ FB2 ）=(L2+hg)/( L2+hg+ L1-hg)=(

9、L2+ hg)/L (4-10) 即：β=L2/L+hg/L (4-11) 其中 L1=835mm L2=535mm L=1370mm hg=745mm 取=0.6 得到 β=L2/L+hg/L =(535+0.6745)1370 =0.72 （2）同步附著系數(shù) 0=（Lβ-L2）/ hg (4-12) =(13700.72－5

10、35)745=0.61 將0=0.61代入式(4-5)得 FZ1，= (L2+0) =41009.81.370（0.535+0.610.745） =29328.4670.989 =29005.85N FZ2，= (L1-0) =41009.81.370（0.835－0.610.745） =29328.4670.381 =11174.15N ①在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力 前輪 ： Fb1≤F1=Fz10 Fb1max=F1= FZ1，0=29005.850.61=17693.57N 后輪：

11、Fb2≤F2= Fz2 0 Fb2max=F2= Fz2，0=11174.150.61=6816.23N 第三節(jié) 鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定 制動鼓應有足夠的壁厚，用來 保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。 1．制動鼓內(nèi)徑D 輸入入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。 圖1-8 鼓式制動器的幾何參數(shù) 但增大D(圖1—8)受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm．否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪

12、輞直徑之比的范圍如下： 乘用車 D／Dr=0.64～0.74 貨車： D／Dr=0 .70～0 .83 制動鼓內(nèi)徑尺寸應參照專業(yè)標準ZB T24 D05—89《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。 圖1-8 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 依據(jù)車輪型號：6.5--10 于是， 得輪輞直徑Dr Dr =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm） 取 D／Dr=0 .8 3 則制動鼓內(nèi)徑直徑 D=0.83x Dr=0.83x254=210.82mm 參照中華人民共和國專業(yè)標準

13、 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 取 D=220mm 2．摩擦村片寬度b和包角β 摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rβb. 制動器各蹄襯片總的摩擦面積∑Ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。 試驗表明，摩擦襯片包角β=90～100時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端

14、處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120。 取 β=100 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》結(jié)合課本教材汽車設計王望予264頁表8-1掃路車總質(zhì)量4100千克，對于（3.5~7.0）t的商用車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（300~650）cm2,這里取 取 b=90mm 3.摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令=90－。有時

15、為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。 此設計中 令=90－=90－=40 4.制動器中心到張開力作用線的距離e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下。應使距離e(圖8—7)盡可能大，以提高制動效能。 暫定 e=0.8R=0.8x110=88mm 5.制動蹄支承點位置坐標a和c 應在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖8—7)。 暫定 a=0.8R=0.8x110=88mm 6. 摩擦片摩擦系數(shù) 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求

16、其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)0～0.40已無大問題。本設計取=0.3。 第四節(jié) 制動器的設計與計算 （一 ） （汽車設計268頁）考慮到OAl≈OB1=R=110mm a=88mm （汽車設計266頁圖

17、8-8 268頁圖8-9 汽車設計264頁圖8-7）（cos∠=88110=0.8 角度為370 R=110mm β=100 =400 α＇=1800--β-370 =3 0 α＇＇=β+α＇=103 （1）不均勻系數(shù) △=（α＇＇—α＇）／(cosα＇-cosα＇＇) =1030／（cos3 0-cos103） =1.798[0.999－(﹣0.225)] =1.7981.224 =1.47 （2） R1=4R(cosα＇-cosα＇＇)/[(cos2α＇-cos2α＇＇)2+(2β-sin2α＇

18、＇+sin2α＇)2]1/2 =41101.224/[(0.995+0.899)2+(3.49+0.438+0.105)2]1/2 =538.56/(3.587+16.265) 1/2 =538.56/(19.852) 1/2 =538.56/4.456 =120.86mm 因為領蹄和從蹄大小尺寸相同　 　　 故 Ｒ１＝Ｒ２=120.88mm （二） 用液力驅(qū)動時所需張開力為，采用領從蹄式制動器Fo1=F02 ①前輪 Ｆo= Mμ1max/2(R1+R2) = Fb1maxr r /2(R1+R2) =17693.57N295483.52 =10795.

19、00N ②后輪 Ｆo‘= Mμ2max/2(R1+R2) = Fb2maxr r /2(R1+R2) =6816.23295483.52 =4158.64N (三) 檢查蹄有無自鎖 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。 由式(8—10)得出自鎖條件。（汽車設計267頁 f取0.3）（汽車設計266頁cˊ≈R）(汽車設計268頁 δ1=δ=arctan(Fy/Fx) =arctan[(cos2α＇-cos2α＇＇)/(2β-sin2α＇＇+sin2α＇)] =arctan[(0.995+0.899)/ (3.49+0.438+0.105)] = arctan[1.

20、894/ 4.033] = arctan0.47 =25.20 （ 汽車設計269頁） 當式(8—10)中的分母等于零時，蹄自鎖，即 cˊ(COSδ1+fsinδ1)—fRl=0 0. 110（0.905+0.30.426）－0.30.12088 =0. 1101.033－0.036264=0.077≠0 如果f

21、領蹄表面的最大壓力為 （汽車設計269頁）由方程式(8—5)和式(8—10)可計算出領蹄表面的最大壓力為（h=e+a =176mm） ①前輪 Pmaxl=Fo1 h R1/bR2(cosαˊ-cosαˊˊ)[cˊ(cosδ1+fsinδ1)-fR1] =107950.1760.12088/{0.0900.1121.224 0.77364} =2.23105N ②后輪 Pmax2=Fo ˊh R1/bR2(cosαˊ-cosαˊˊ)[cˊ(cosδ1+fsinδ1)-fR1] =4158.640.1760.12088/{0.0900.1121.224 0.77364}

22、 =8.58104N （五） 前，后制動器制動力矩的計算 為了保證汽車有良好的制動效能，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。為此，首先選定同步附著系數(shù)0，并用下式計算前、后輪制動力矩的比值 （8—17） 式中，Mμ1,Mμ2征為前、后輪制動器的制動力矩；Ll、L2為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質(zhì)心高度。 然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩Mμ1max；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩Mμ2

23、=（0.535+0.610.745）（0.835－0.610.745） = 0.9890.381=2.596 ① 前輪制動器的最大制動力矩 Mμ1max= Fb1maxr r =17693.570.295=5219.60315 =5219.60N.m ② 后輪制動器的最大制動力矩 Mμ2max= Mμ1max2.596 =5219.602.596=2010.63 N.m 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結(jié)果的一半值 （六）、襯片磨損特性的計算（汽車設計270頁） 摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動

24、鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中，而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的

25、高。 各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為W／mm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。 雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為 e1=δma(v12-v22)/4tA1β e1=δma(v12-v22)/4tA2(1-β) t=(v1-v2)/j 式中，ma為汽車總質(zhì)量(t)；δ為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；v1,v2為制動初速度和終速度(m／s

26、)；j為制動減速度(m／s2)；t為制動時間(s)；Al、A2為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm2)；盧為制動力分配系數(shù)。 掃路車最大轉(zhuǎn)移時速為V1=65Km／h ma=4.1t A=17278.76mm2 β=0.72 j=0.6g=0.69.8=5.88m／s2 t= V1／j=185.88=3.06s ① 在緊急制動到停車的情況下，v2=0，并可認為δ=1，故 （8—14） （8—15） =（41001820.72）（43.

27、0617278.76）= 0.45W／mm2＜1．8W／mm2 =（41001820.28）（43.0617278.76）=1.761．8W／mm2 據(jù)有關文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1．8W／mm2為宜，計算時取減速度j=0．6g。制動初速度v1：轎車用100km／h(27．8m／s)；總質(zhì)量3．5t以下的貨車用80km／h(22.2m／s)；總質(zhì)量3.5t以上的貨車用65km／h(18m／s)。轎車的盤式制動器在同上的01和i的條件下，比能量耗散率應不大于6．0W／mm2。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的‘值允許略大于1．8

28、W／mm2。比能量耗散率過高不僅引起襯片(襯塊)的加速磨損，且有可能使制動鼓或制動盤更早發(fā)生龜裂。 ②另一個磨損特性指標是每單位襯片(襯塊)摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力fo。比摩擦力越大，則磨損將越嚴重。單個車輪制動器的比摩擦力為 ， （8—16） 式中，Mμ為單個制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑(襯塊平均半徑Rm或有效半徑Re)；A為單個制動的襯片(襯塊)摩擦面積。 在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力fo以不大于0．48N／mm2為宜。與之相應的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力戶pm=fo／f=1.37～1.60N／mm2設摩擦因數(shù)f：0.3～0.35)。這比過去一些文獻中所推薦的pm許用值2～2．5N／mm2要小，因為磨損問題現(xiàn)在已較過去受到更大程度的重視。 前輪 =2609.8 ② 前輪制動器的最大制動力矩 Mμ1max= Fb1maxr r =17693.570.295=5219.60315 =5219.60N.m ② 后輪制動器的最大制動力矩 Mμ2max= Mμ1max2.596 =5219.602.596=2010.63 N.