【文章內(nèi)容簡介】 ；９摩擦片；１０制動蹄； １１制動底板；１２支承銷；１３制動蹄回位彈簧 圖 31 制動裝置原理圖 工作原理為：駕駛員踩下踏板時，作用力由活塞推桿 2傳給活塞 3，活塞就移動，克服主缸內(nèi)部的作用力，油液由主缸流出經(jīng)油管 5 到達制動器的輪缸，使制動輪缸活塞推動制動蹄產(chǎn)生制動。鉗盤式制動器原理一樣。 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)應保持黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 一定的剩余壓力（ ） 。 液壓制動驅動機構的設計計算 制動輪缸直徑與工作容積 前輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算 pPdw ?2? （ ） 式中： p—— 考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓， p=8Mp～ 12Mp.取 p=10Mp 根據(jù) 轎車使用與維護手冊得 P=19625N 得 196252 ???wd=50mm 根據(jù) GB752487 標準 規(guī)定的尺寸中選取 ,因此輪缸直徑為 50mm。 一個輪缸的工作容積 wV ?? nww dV 1 24 ?? （ ） 式中： wd —— 一個輪缸活塞的直徑； n —— — 輪缸活塞的數(shù)目； δ —— 一個輪缸完全制動時的行程： 4321 ????? ???? （ ） 取δ =2mm 1? —— 消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。 2? —— 由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。 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。 得一個輪缸的工作容積 ? ?? 112 =3925mm3 全部輪缸的工作容積 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 ?? mwVV 1 （ ） 式中： m—— 輪缸的數(shù)目； V=2V1w +2V2w =2?2826+2? 3925=13502mm3 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸應有的工作容積 VVVm ??? （ ） 式中： V—— 全部輪缸的總的工作容積； V? —— 制動軟管在掖壓下變形而引起的容積增量； V=13502mm3 轎車的制動主缸的工作容積可取為 mV == 13502= mm3 主缸直徑 md 和活塞行程 Sm mmm sdV 24?? （ ） 一般 Sm =()dm 取 Sm = dm 得 md =34?mV = 34 = 根據(jù) GB752487 標準規(guī)定的尺寸中選取 ,因此主缸直徑為 28mm。 ms = md =28mm 制動踏板力與踏板的行程 制動踏板力 PF 可用下式驗算： 2 114PmpF d p i?? ? （ ） 式中： md — 制動主缸活塞直徑； p — 制動管路的液壓； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 Pi — 制動踏板機構傳動比， 21Pri r? =4； ?— 制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取 ?=。 求得： 662 10 ????????pF=1710N? 500N700N 所以需要加裝真空助力器。 IFF Pp /39。 ? （ ） 式中： I ：真空助力比，取 4。 /PF =1710/4=? 500N700N 所以符合要求 )( 21 mmmpp six ?? ??? （ ） 式中： 1m? — 主缸中推桿與活塞的間隙，取 2mm ； 2m? — 主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔的行程，取 2mm 。 求得： )2228(4 ???px =128mm＜ 150mm， 符合設計要求 。 本章 小結 這一章進行了液壓驅動機構的設計，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。然后開始了對液壓制動驅動結構的計算包括 制動輪缸 、 制動主缸 、 真空助力器 、 踏板的行程與制動踏板力 、油管和油管接頭等一些重要元件。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 第 4 章 制動器設計 和計算 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，通過其中的固定元件對旋轉元件施加制動力矩，使后者的旋轉角速度降低，同時依靠車輪與路面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力，以使汽車減速或停車。 汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器。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。 車輪制動器一般應用于行車制動，也有兼用第二制動和駐車制動。 中央制動器 一般只用于駐車制動和緩速制動。 制動器方案確定 鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用干各類汽車上。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構型式。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固 定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。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。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分 為： （ 1） 領從蹄式制動器 汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 的制動性 能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 （ 2） 雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p 從蹄式，使制動效能大降。這種結構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。 （ 3） 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 （ 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。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 （ 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。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用 的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經(jīng)制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產(chǎn)生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 但由于結構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。因此，在轎車領域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主 要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。 所以 本次設計最終采用的是 雙向曾力式 制動器。 盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （ 1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 ①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多 回路制動系的要求。 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小；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 （ 2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu) 點 : （ 1）制動穩(wěn)定性好 .它的效能因素與摩擦系數(shù)關系的 Kp 曲線變化平衡，所以對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。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）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 （ 3）輸出力矩平衡 .而鼓式則平衡性差。 （ 4）制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。 （ 5）車速對踏板力的影響較小。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。 前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用 雙向曾力式 制動器。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 鼓、盤式制動器的主要參數(shù)的確定 鼓式制動器的結構參數(shù)和摩擦系數(shù) 1．結構參數(shù) (1)制動鼓直徑 D或半徑 R 當輸入力 P 一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩就越大，且使制動器的散熱性能越好。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。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不應小于 20mm～ 30mm，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸 即可求得制動鼓 D 的尺寸。另外，制動鼓直徑D 與輪輞直徑 rD 之比的一般范圍為； 轎車 / rDD=～ 貨車 / rDD=～ 轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm～ 150mm 。綜上 取得制動鼓內(nèi)徑D=220mm ，輪輞直徑 rD =350mm 。 制動鼓外徑 269mm。 （ 2）制動蹄摩擦襯片的包角 ?及寬度 b 如圖 4． 1所示， 包角 ?通常在 ?=90 ~120oo范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角?=90o ～ 100o 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小 ?雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。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。選取 ?= ?10 。 摩擦襯片寬度 b 較大可以降低單位壓力、減少磨損，但 b 的尺寸過大則不易保證 與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過 的條件來選擇襯片寬度 b的。選取 b=45mm 。 （ 3）摩擦襯片起始角 0? 摩擦襯片起始角 0? 通常為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力