【正文】 學院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 圖 考慮到 11OA OB R??，則由等腰三角形 11AOB 可知 11 / si n / si nA B R? ? ? （ ） 代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為 11 1maxsinsinRdqq? ? ? ?????? （ ） 通過上式可看出摩擦片的徑向變形和壓力都是關(guān)于張開角 ?的正弦函數(shù)。0xxP S N fP a S c f N? ? ? ? ? ? ??? ? ? ?? （ ） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 23 圖 制動蹄對制動鼓的壓緊力 關(guān)系 式中： 1xS — 支承反力在 1x 軸上的投影； 1? — 1x 軸與力 1N 的作用線之間的夾角。 對于減勢蹄 同上。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務(wù)。 1）比能量耗散率 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 24 22121 1()122am v ve tA? ??? （ ） 22122 2()1 (1 )22am v ve tA? ???? （ ） 式中： ? ：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時 02?v ， 1?? ； am ：汽車總質(zhì)量； 1v ， 2v ：汽車制動初速度與終速度， m /s ；計算時轎車取 /s ； t ：制動時間， s ；按下式計算 t=jvv 21?= j ：制動減速度， 2/sm ， gj ?? 10? 6 2/sm ； 1A ， 2A ：前、后制動器襯片的摩擦面積； 1A =7600mm2 ,質(zhì)量在 — 的轎車摩擦襯片面積在 200300cm2 , 故取 2A =30000mm2 ? ：制動力分配系數(shù)。 Lf = 7522 441550 2?? 1497J/ 2cm ≤ 1000J/ 2cm ～ 1500J/ 2cm 故符合要求。 對于常見的扇形摩擦襯塊，其徑向尺寸不大了， R為平均半徑 mR 或有效半徑 eR 已足夠精確。但當 m 過小即扇形的徑向?qū)挾冗^大時，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。a gmgZ L hL ?? ? ? ? ? （ ） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐的坡度極限傾角 ,??39。 圖 駐車制動計算模型 汽車后軸的單個后輪駐車制動器的制動力矩 的最大上限為 ： T= 1 sin2aem gr ? （ ） 代入汽車參數(shù)求得 T=? 。 制動鼓相對于輪轂的中如圖 46 所示，是以直徑為 cd 的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。 cm。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 7 ~12mm mm ；中，重型載貨汽車為 13 ~ 18mm mm。制動蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應(yīng)保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一，兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的解除壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。摩擦襯片的厚度，轎車多為 ~ 5mm mm；貨車多為 8mm 以上。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應(yīng)有足夠的剛度。本次設(shè)計采用 45 號鋼。支承銷由 45號鋼制造并高頻淬火。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上 或在張開機構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。活塞由鋁合金制造。 本次設(shè)計采用的是 HT 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。 制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵 KTH37012 或球墨鑄鐵 QT40018制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金呀鑄。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。制動鉗位于車軸前可避免胎甩出來的泥、水進入制動鉗，位于車軸后則可減小制動時輪轂軸承的合成載荷。制動塊背板由鋼板制成，為了避免制動時產(chǎn)生的熱量傳給制動鉗而引起制動液氣化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘一層隔熱振墊。 當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調(diào)整摩擦性能的填充刑 (出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成 )勺噪聲消除別 (主要成分為石墨 )等混合后，在高溫廠模壓成型的。 制動器間隙的調(diào)整方法及響應(yīng)機構(gòu) 制動鼓與摩擦襯片之間或制動盤與摩擦襯快之間在未制動的狀態(tài)下均應(yīng)有工作間黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 32 隙，以保證 制動鼓或制動盤能自由轉(zhuǎn)動。 鼓式制動器工作間隙的 調(diào)節(jié)的方法是在兩蹄片間裝有一個調(diào)整機構(gòu)，主要元件為調(diào)整桿， 當摩擦材料有磨損時，可以通過調(diào)整調(diào)整機構(gòu)的調(diào)整桿來減小間隙?；钊c密封圈之間這一不可恢復(fù)的相對位移便補償了這一過量間隙。 確定了這些結(jié)構(gòu)參數(shù)后，根據(jù)他們對制動器進行了 校核 計算。由計算可知人力無法滿足制動力的要求，加裝了真空助力器。 此次設(shè)計 也是一次難 得理論聯(lián)系實際的機會，在這期間克服了許多困難，也是對大學學習成果的一次檢驗，使我受益匪淺。最后設(shè)計的汽車制動系統(tǒng)基本達到了預(yù)期的目標。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 33 結(jié) 論 本次畢業(yè)設(shè)計是以 哈飛 賽豹 轎車的制動系統(tǒng)為研究對象，通過對轎車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和形式進行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后制動器，制動管路布置，制動主缸進行了設(shè)計及計算， 使該制動系統(tǒng)有足夠的制 動效能來保證汽車的安全性。 本章 小結(jié) 本章主要是對制動器進行了設(shè)計， 確定了前盤后鼓的結(jié)構(gòu)型式 。最簡單且常用的結(jié)構(gòu)是在缸體和活塞之間裝有一個兼起復(fù)位和間隙自調(diào)作用的帶有斜角的橡膠密封圈，制動時密封圈的刃邊是在活塞給予的摩擦力的作用下產(chǎn)生彈性變形，與極限摩擦力對應(yīng)的密封圈變形量即等于設(shè)定的制動間隙。此間隙的存在會導致踏板或手柄 的行程損失 ，故間隙要越小越好。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。據(jù)統(tǒng)計，轎車和輕型車的厚度在 ～ 16mm之間。材料多為扇形，也有矩形、正方形或長圓形的。為了提高其耐磨損性能，活塞的工作面進行鍍鉻處理。制動鉗體應(yīng)有高的強度和剛度。國產(chǎn)引進車黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 31 型 —— 奧迪、桑塔納 202富康轎車和切諾基吉普車均采用帶 有通風槽的制動盤，其厚度在 20～ 之間。其結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形兩種。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。為了使具有支承銷 的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。重型汽車則采用 可聯(lián)鑄鐵 KTH370— 12的制動底板。 本次制動蹄采用的材料為 HT200。本設(shè)計中制動蹄采用 T 形型鋼輾壓焊接制成。 本次設(shè)計采用的材料是HT2040。 制動鼓鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。其許用不平衡度對轎車為 15～ 20N 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 （ a）鑄造制動鼓； (b),(c)組合式制動鼓 1 沖壓成型幅板； 2 鑄造鼓筒； 3 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒； 4 鑄鋁合金制動鼓 圖 中型，重型載貨汽車和中型，大型客車多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動鼓 (見圖 46（ a） )；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成型的的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓（見圖 46（ b））；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓（見圖 46（ c））在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。 arcta ngLLh??? ?? （ ） 代入汽車參數(shù)，求得 39。 c o s 39。 所以盤式制動器的力矩方程為： ? ，是關(guān)于活塞給予制動塊對制動盤的壓緊力的一個直線函數(shù)。 式中的 dm =5kg, hm =（ 48）得： 前輪鉗盤式制動器和后鼓式制動器的熱容量和溫升都滿足 ()d d h hm c m c t L? ? ?。 )1(221 2212 ???? tAvme a = )(300 0 2 ????? ? = 2/mmw 轎車鼓式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于 2/mmw ，故符合要求。此即所謂制動器的能量負荷。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 c o s sinN h P c f f? ? ? ? ? ????? （ ） 將式（ ）代入（ ），得增勢蹄的制動力矩 1TfT 為 ? ?1 1 1 1 1 1/ 39。 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩 1TfT 可表達如下： 1 1 1TfT fN L?? （ ） 式中： f — 摩擦系數(shù)（前面以選擇 ） ； 1N — 單元法向力的合力 ； 1? — 摩擦力 1fN 的作用半徑 。由于 d?角很小，可以認為39。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心 1A 轉(zhuǎn)動 d?角。故在通常的近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響 較小，可忽略不計。摩擦面積取 76cm2 。 取 h=20mm 。所以求得制動盤直徑 D=256mm 。選取 f=。后者對蹄式制動器是非常重要的。 （ 5）制動蹄支削中心的坐標位置 k與 c 制動蹄支銷中心的坐標尺寸 k 應(yīng)盡可能地小，以使尺寸 c 盡可能地大，初步設(shè)計可取 c= 左右，取 c= 。選取 b=45mm 。包角 ?也不宜大于 120o ，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自 鎖。綜上 取得制動鼓內(nèi)徑D=220mm ，輪輞直徑 rD =350mm 。但直徑 D 的尺寸受到輪輞直徑的限制，而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的平順性。 （ 5）車速對踏板力的影響較小。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 ②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內(nèi)側(cè)有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結(jié)構(gòu)不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。 （ 5） 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。 （ 4） 單向增力式制動器 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其 上端制動底板上的支承銷上。這種結(jié)構(gòu)常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 （ 2） 雙領(lǐng)蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，則稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。這種當制動鼓正、反方向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結(jié)構(gòu)型式。前者安裝在車輪處，并用腳踩制動踏板進行操縱，故又稱為腳制動；后者安裝在傳動系的某軸上，并用手拉操縱 桿進行操縱，故又成為手制動。 本章 小結(jié) 這一章進行了液壓驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計，通過對不同的制動能源的利弊分析，選用了液壓式作為這套制動系統(tǒng)的行車制動的能源，又 選用了機械式作為駐車制動的能源。 IFF Pp /39。 3? ， 4? —— 分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。 為防止空氣進入制動系油液系統(tǒng)，當放松制動踏板時，制動系的油液系統(tǒng)應(yīng)保持黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 一定的剩余壓力（ ） 。制動底板上還還裝有液壓制動輪缸 6，用油管 5 與裝在車駕上的液壓制動主缸 4相連通。工作原理可用如圖 31 所示的一種簡單的液壓制動系統(tǒng)工作原理示意圖來說明。我的駐車制動系統(tǒng)為機械式，行車制動系統(tǒng)為液壓式。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 11