【導(dǎo)讀】.構(gòu)的蹄雙雙形.…蹄形·增數(shù)增數(shù)系的方總及分川在據(jù)離確技。123質(zhì)12論3主12題器審1制23456審制審重總形摘要......的動動點雙.…起的事故為總數(shù)的45%?？梢?，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。效益的重要因素。制動系既可以便行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留。由此可見，汽車制動系對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運輸經(jīng)濟。本文通過對常用的鼓式制動器的工作原理分析，根據(jù)車型特點，車載受力等因數(shù)，完成了鼓式制動器總體設(shè)計與核驗。

　　

【正文】 1. 1 制動鼓內(nèi)徑 D 輸入 力 Fo 一定時，制動鼓內(nèi)徑越 大 ， 則制動力矩越大，且散熱能力也越強 。 @ D 的增大 (圖 51)受輪輔內(nèi)徑限制，制動鼓與輪輔之間應(yīng)保持足夠的問 隙 ， 通常要求該 間隙不 小 于 20 30mrn， 否則不僅制動鼓散熱條件 太 差 ， 而且輪稠受熱后可能粘住內(nèi)胎 或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁 厚 ， 用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制 動時的溫度。制動鼓的直徑 小 ， 剛度就 大 ， 并有 利 于 保證制動鼓的 加 工 精度。 司， β 吃 39。 圖 51 鼓式制動器主要兒何參數(shù) 制動鼓直徑與輪櫚直徑之 比 D/D 的范圍 如 下 : 乘用車 D /D =0. 640. 74 商用車 D / D =0. 700. 83 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T309 1999制動 鼓 工 作直徑及制動蹄片寬度 尺寸系列》。轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪櫚外徑小 125mm150阻 ， 載貨汽車和客車的制動 鼓內(nèi)徑一般比輪櫚外徑小 80mrnlOOmrn， 設(shè)計時亦可按輪櫚直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑 (見 表 51)。 2021屆機械設(shè)計 制造及 其 自 動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 24 輪輔直徑 /in 12 13 14 15 16 20 轎車 180 200 240 260 一 一 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 表 51 制動鼓最大內(nèi)徑 制動鼓 最大內(nèi) 徑 /mm 初選輪稠直徑 20 英 寸， 則 輪輔直 徑 D =20X25. 缸 un=508阻 。 而對應(yīng)的制動鼓最大內(nèi) 徑 D =420， D 1 D .=420/508=0. 826，滿足貨車 對制動鼓直徑 與輪稠直徑比值的要求。 . 2 摩擦襯片寬度 b 和包 角 β 摩擦襯片寬度 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。 這兩個參數(shù)加上己初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積，即 Ar =。r Db(β， + β2)/360 mm 2 式 ( 51) 式 中 : D一 制動鼓內(nèi)徑 (mm)。 b一 制動蹄摩擦襯片寬 度 (mm)。 223。 223。 2 一 分別為兩蹄的摩擦襯 片包 角 ， ( )。 摩擦襯片的包 角 β 通常在 β = 取 ， 試驗表 明 ， 摩擦襯片包角 β= 90. 100. 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 β 雖有 利 于 散 熱 ， 但 由 于 單位壓力過高將加速磨 損 ， 包角 不 宜 大 于 120 0 ， 因為過大不僅不利 于 散熱，而且易 使 只 動作 用 不 平 )1頃 ， 甚至可能發(fā)生自鎖。 摩擦襯片寬度 b 較大可以降低單位壓 力 ， 減 小 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。設(shè)計時應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇 b 值 。 另 外 ， 根據(jù)國外統(tǒng)計 資料可知，單個鼓式車輪制動器總的村片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增 大 ， (如表 52 所示〉。而單個摩擦襯片的摩擦面積 A 又取 決 于 制動鼓半徑 R， 襯片寬度 b 及包角 ， 即 : A = Rb 223。 式 (52) 式中， β 是以弧度為單 位 ， 當(dāng) A， R， β 確定 后 ， 由上式也可初選襯片 寬 b 的 尺 寸 。 2021 屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 表 52 制動器 襯 片 摩擦面積 汽車類型 汽車總質(zhì)量 ma /t 單個制動器總的襯片摩擦麗 積藝 A /mm 2 轎車 . 5 100200 200300 客車與貨車 . 5 120200 150250(多為 150200) 250400 300650 5501000 6001500(多 6001200) 制動鼓各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從 而磨損也越小。 本設(shè)計中，摩擦襯片包 角 β ，制動蹄摩擦襯片寬度 b 根據(jù) QC/T3091999 制動鼓 工 作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》可取 b=140mm。 由式 (52) 得 100 ? A = Rb β =210x140x 一 xπ = cm 180 單個制動器的摩擦襯片的摩擦面 積 =2A=1 例 如表 62 所示，摩擦襯片寬度 b 的選取合理。 由式 (61) 可得 Ar =π Db( β1 + βz)/ 360 =πx420x140x (100 + 100)/360=102573 cm 2 5. 1. 3 摩擦襯片起始 角 β。 摩擦襯片起始 角 β。如圖 51 所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。 有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相 對 于 最大壓力點對稱布置，以改善制動 效能和磨損的均勻性。 β。 = 900 (β/2) = 40。 25 2021 屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 26 5. 1. 4 制動器中心到張開 力 F。作用線的 距 離 e 在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內(nèi)的條 件 下 ， 應(yīng)使距離 a 盡可能地 大 ， 以提高起制動效能，初步設(shè)計時可暫 取 e = O .8R 左右。 取 e = 172 mm 5. 1. 5 制 動 蹄 支承點位置坐標(biāo) a 和 c B F 應(yīng)在保證兩蹄支承端面不 致 =相互干涉的條件 下 ， 使 a 盡可能大而 c 盡可能小 (圖 們 一 51)。初步設(shè)計可取 = 左右 ， c=F4T2陋。 7Z 1 一 + a===168mm 摩 擦 片 摩 擦 系 數(shù) f BBB F7FT Z 選擇摩擦片時不僅希 望 其 摩擦系數(shù) 要 高 些，更要求其熱穩(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(yīng) 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 非 常重要。 各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 O. 339。39。0. 5，少數(shù)可達(dá) O. 7。一般說來， 摩擦 系數(shù) 愈 高 的材 料 ， 其 耐磨性 愈 差 。所以在設(shè)計制動器 時 ， 并 非 一定要追 求 高 摩擦 系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度 低 于 時 ， 保持摩擦系數(shù) f =39。39。 。因 此 ， 在假設(shè)的理想條 件 下 計算制動器的制動力矩， 取 f = 可使 計算結(jié)果接近實際值 。 另 外，在選擇摩擦材料 時 ， 應(yīng)盡量采用減 少 污 染和對人體無害的 材料。 在本設(shè)計中選取 f =。 固定凸輪式。型凸 輪 〉 氣制動器的制動器因數(shù)計算 固定凸輪式氣制動器在結(jié)構(gòu)上 屬 于 繞支撐銷式領(lǐng)一從蹄制動器， 因 其 凸輪只能 繞 固定軸轉(zhuǎn) 動 ， 作 用 于 領(lǐng)蹄和從蹄上的張開力 P 不 等 ，使領(lǐng)蹄的效能有 所 下 降 ， 而從蹄 的效能有所增長。這 樣 ， 困定凸輪式氣制動器的總的平均制動器因數(shù)可 按 下 式計 算 : 式 (53) 單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù) : 2021 屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 27 A = T 1 F 1 =f?/4 用 ) 式 (54) 單個從蹄的制動蹄因數(shù) : Fz=fv4+ 用 ) 式 (55) 上兩式中 tl^ Sl nα ^ COSαO υv ? α^ a。 4 sin v sin 一 二 L a39。 島 ^ /j， B = 1 + cos _ cos_ r 2 2 式中 : a o 角 α 。對應(yīng)的圓弧，單位為弧度。 以上各式中的有關(guān)結(jié)構(gòu) 尺 寸 參數(shù)。 h=336 ， r=210 ， f=O .4， α= 168 ， α 。 = 100.， α3 = 200. 。 內(nèi) tl 國 52 支承銷式制動蹄 將數(shù)值代入式 (5. 6) 和式 (5. 7) 計算得 : A = 0. 883 B=0. 911 帶入式 (54) 和式 (55) 計算得 : 式 (56) 式 (57) 8F = 2021 屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 28 (ι BFT2 = 將得到的結(jié)果代入 式 () 得 BF= 制動力的 計 算 5. 3. 1 所需的制動力計算 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析 得 : 地面對前、后軸車輪的法向反力 Zl， Z2為 : G h. du Z， = 一 (L2 +_ 一 一 ) L g dt G h_ du Z ， = 一 _ _一 一 ) L g dt 汽車總的地面制動力為 : G du F. = F. + F. = 一一一 = Gq uB M2g dt 前、后軸車輪附著力為 : ι= L句 + h G = ， + . (G_ F . ， )p 一 (L qh.)p L . L L ? L. h_ G F， .， = (G ..!... F . ， )rp = 一 (ι qh.)rp _ L L L L. h G 故所需的制動力 F 筒 =Fu=(G Fulw= 二 (L， qh 禽 )伊 _ L L L = () 5200 =61216 N 5. 3. 2 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算 由制動器因數(shù) BF 的表達(dá)式〈即，即 =主主主主 )， p 式 () 式 () 它表示制動 器 的效能，因此又稱為 制 動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入 29 2021 屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩， 用 于 評比不同結(jié)構(gòu) 型式的制動器的效能。制 動器因數(shù)可 定 義為在 制 動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之 比 ， 即 T BF = 39。 PR 式 (5. 10) 式中 T， 一 一 制動器的摩擦力矩 : R一 一 制動鼓的作用半 徑 : P一 一 輸入力，一般取 加 于 兩制動蹄的張開力 (或 加 于 兩制動塊的壓緊力 )的平 均值為輸入力。 由調(diào)壓 器 調(diào)節(jié)的儲氣罐壓力， 一 般為 O. 73Mpa，而安全閥限定的最高壓 力則為 左右。這里我們選擇儲氣罐壓力最小為 0. 67Mpa。 由張開力計算公式 P =Qh a 式 (5. 11) Q 一 一 制動氣室的推桿推力 : h 一 Q 力對凸輪軸軸線的 力 臂 : 托 一 兩蹄的張開力 P 對凸輪中心的力臂。 選擇 h=104， a=42 。 制動氣室的推力計算公式 Q = Ao 式 (5. 12) 活塞式制動氣室 的 工 作面積 Ao =0. 021 m 2 = x 106mm2 得到 Q =14070 N 。 代入式 (5. 11) 中，得到 P=34840N 。 由制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力 F 能 =BFXPXR/re 2021 屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 30