【正文】 [8] QC/T 3071999 真空助力器技術(shù)條件[9] QC/T 5931999 感載比例閥技術(shù)條件[10] QC/T 7793 汽車液壓制動(dòng)輪缸技術(shù)條件[11] QC/T 11992 汽車產(chǎn)品圖樣基本要求[12] QC/T 2652004 汽車零部件編號(hào)規(guī)則[13] QC/T 292 汽車產(chǎn)品圖樣格式[14] JB 401985 駐破效能55。[6] GB /T 1161189汽車液壓制動(dòng)系、金屬管、內(nèi)外螺紋管接頭和軟管端部接頭。[4] GB/T 752487 制動(dòng)主缸直徑系列尺寸。[2] GB/T 26761999 制動(dòng)力在車軸之間的分配及牽引車與掛車之間制動(dòng)協(xié)調(diào)性要求。b制動(dòng)蹄摩擦襯片的寬度40mm單塊摩擦片工作面積S汽車制動(dòng)距離上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角176。然后還要感謝大學(xué)四年來所有教過和關(guān)心過我的老師，正因?yàn)樗麄兊臒o私奉獻(xiàn)和熱誠(chéng)幫助，我不僅獲得了寶貴的知識(shí)而且學(xué)到了作為一個(gè)優(yōu)秀社會(huì)公民應(yīng)具備的基本素質(zhì)。 其次要感謝和我一起做畢業(yè)設(shè)計(jì)的同學(xué)，和我一樣他們?cè)诋厴I(yè)設(shè)計(jì)中遇到了許多困難，但通過我們之間的相互學(xué)習(xí)和相互幫助最終克服了許多困難，順利的完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。我的設(shè)計(jì)較為復(fù)雜煩瑣，但是文老師仍然細(xì)心地糾正圖紙中的錯(cuò)誤。在這里首先要感謝我的導(dǎo)師文孝霞。作為一個(gè)本科生的畢業(yè)設(shè)計(jì)，由于經(jīng)驗(yàn)的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個(gè)設(shè)計(jì)是難以想象的。畢業(yè)設(shè)計(jì)期間，向老師請(qǐng)教過許多問題，有時(shí)老師還在百忙中主動(dòng)幫助我。致 謝通過這次設(shè)計(jì)，使我對(duì)大學(xué)四年來所學(xué)習(xí)的知識(shí)有了一個(gè)總結(jié)性的檢閱和考核。但是對(duì)于傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動(dòng)器，可利用制動(dòng)蹄的增勢(shì)效應(yīng)而達(dá)到很高的制動(dòng)效能因數(shù)（一般約為2～7），并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，對(duì)各種汽車的制動(dòng)性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動(dòng)器中占主導(dǎo)地位。由于這些問題的存在，使得新的解決方案的提出顯得尤為迫切。雖然該課題設(shè)計(jì)的為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，但隨著重型汽車和高速公路的發(fā)展，鼓式制動(dòng)器的缺點(diǎn)表現(xiàn)得尤為突出。本文設(shè)計(jì)的制動(dòng)器已在重慶長(zhǎng)安汽車公司大量裝車使用。制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系統(tǒng)工作可靠的汽車能充分發(fā)揮出其高速行駛的動(dòng)力性并保證行駛的安全性。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)結(jié) 論通過對(duì)給定汽車制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算，提升了我對(duì)汽車的制動(dòng)系統(tǒng)的認(rèn)識(shí)。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。 制動(dòng)器間隙圖 雙向増力式制動(dòng)器用的間隙自調(diào)裝置1 鋼絲繩連接環(huán)；2 鋼絲繩導(dǎo)向板；3 鋼絲繩；4 鋼絲繩鉤；4 調(diào)整杠桿6 調(diào)整頂桿帽；7 帶星形輪的調(diào)整螺釘；8 調(diào)整頂桿體；9 調(diào)整杠桿回位彈簧制動(dòng)鼓與摩擦襯片之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動(dòng)鼓能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取 ～。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動(dòng)器，尤其是帶式中央制動(dòng)器。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f = 以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高4～5 倍。另一種是編織材料，它是先用長(zhǎng)纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。其缸筒為通孔，需搪磨。 制動(dòng)輪缸是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。具有長(zhǎng)支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件。例如采用偏心支承銷或偏心輪。 制動(dòng)蹄的支承二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。 制動(dòng)底板制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。摩擦襯片的厚度，轎車多用 ～5mm。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。壁厚取大些也有助于增大熱容 量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。cm。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動(dòng)鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。汽車滿載在上坡時(shí)后軸的駐車制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值= 式()=1600176。一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。空載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 = =176。 駐車制動(dòng)的計(jì)算 汽車在上坡路上停住時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=圖 汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖車輪的附著力為： 式()同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： 式() 根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，即由 式()求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 式()汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 式()故 滿載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 = =176。汽車的最大減速度由下式確定： 式()由此得出 式()式中： ——汽車所受重力，N ——附著系數(shù) g——重力加速度，= v——制動(dòng)初速度，m/s.故最大減速度= g制動(dòng)距離S= 式() 式中：——機(jī)構(gòu)制動(dòng)滯后時(shí)間， ——制動(dòng)器制動(dòng)力增長(zhǎng)過程所需時(shí)間， +——制動(dòng)作用時(shí)間，～ V——制動(dòng)初速度，由表 取為80km/h故制動(dòng)距離S==( m／s2)，對(duì)于小型客車（9座以下）和輕型貨車（）制動(dòng)初速度50～80km/h、踏板力不大于500N。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得： ==又有=20kg =38kg 故：=L/=( + ）/(20482+38880)=15因此所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器溫升符合要求。K)，對(duì)鋁合金c=880J／(kg磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功來衡量 式() 式中 ——汽車總質(zhì)量，kg；——汽車最高車速，m/s——車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片的總摩擦面積，——許用滑磨功，對(duì)貨車?。?00～800；==由上式亦可得以上設(shè)計(jì)符合要求。當(dāng)制動(dòng)減速度j=。單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為= 式() 式中 ——單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩。故當(dāng)=40 km/h時(shí)： = =單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 = = = =當(dāng)=0 km/h時(shí)： = =單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 = = = = W/mm2對(duì)于鼓式制動(dòng)器，比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂，／mm2，／mm2。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。故由之前的推導(dǎo)，可得具有平行支座的浮式蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律與壓力分布規(guī)律：徑向變形和壓力為 式() 式()式中 ——任意半徑和軸之間的夾角； ——最大壓力線與軸之間的夾角，根據(jù)之前的結(jié)構(gòu)參數(shù)可計(jì)算得=176。這樣，蹄片上任意點(diǎn)A處的壓力可寫成 q=qSin(+) 式()對(duì)于浮式蹄，其蹄片端部支座面的法線與張開力作用線平行，因此可稱為平行支座。+ Sin=CCOS=C在一定轉(zhuǎn)角時(shí)，和都是常量。+ Sin) Sin+ COSCOS 式()式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對(duì)轉(zhuǎn)角。這樣A點(diǎn)位移由兩部分合成：相對(duì)運(yùn)動(dòng)位移和牽連運(yùn)動(dòng)位移，它們各自徑向位移分量之和為 ()。 浮式蹄徑向變形分布計(jì)算簡(jiǎn)圖在一般情況下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，則由于蹄片端部將沿支承面作滾動(dòng)或滑動(dòng)，具有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)自由度。 = 從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 式()由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下： == h=a+c=86+80=166mm 則： = = = =由式對(duì)于增勢(shì)蹄： = =對(duì)于減勢(shì)蹄： = =故對(duì)于后軸單個(gè)鼓式制動(dòng)器有： =+ =對(duì)于后軸有：T=2=由式()得出自鎖條件。如果將dN看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，有： 式（） 式（）算得 因此式中 。為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： 式（） 式中 —— 軸與力的作用線之間夾角；——支承反力在工：軸上的投影。增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： 式（）式中 ——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑(見圖 )。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，dα為單元面積的包角， 所示。在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 式()式中 ——制動(dòng)器的摩擦力矩；R——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；P——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。則全部輪缸的總工作容積V =4 mm3 = mm3 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算由制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式（即，）， 式()它表示制動(dòng)器的效能，因此又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)。——消除制動(dòng)蹄(制動(dòng)塊)與制動(dòng)鼓(制動(dòng)盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對(duì)鼓式制動(dòng)器約等于相應(yīng)制動(dòng)蹄中部與制動(dòng)鼓之間的間隙的2倍；——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的