1載貨汽車后軸制動器的結構設計關鍵詞：汽車工程；制動系統；鼓式制動器； 51.1制動器的目的意義 51.2制動系統的發展 61.2.1供能裝置的發展 61.2.2傳動裝置的發展 61.2.3制動器的發展 72制動系統的總體設計 72.1福田瑞沃-金剛載貨汽車參數 72.2載貨汽車鼓式制動器結構形式及選擇 82.3制動力與制動力分配系數 2.4理想的前后軸制動裝置制動力的分配曲線 2.5同步附著系數的確定 2.6制動器最大制動力矩 2.7制動鼓 3制動器結構設計與計算 3.1制動器的結構參數 23.1.1制動鼓內徑D 3.1.2制動鼓厚度N 3.1.3摩擦襯片寬度b和包角β 3.1.4摩擦襯片起始角βo 3.1.5制動器中心到張開力f0作用線的距離e 203.1.7摩擦片摩擦系數f 4.制動裝置主要設備的內部結構設計 214.2制動底板 4.3制動蹄的支承銷 4.4制動輪缸 22 22 236校核制動器的熱容量和溫升的核算 8參考文獻 5近幾十年以來，我國的汽車設計水平突飛猛進，各地政府不斷地改善道路條件和提高基礎設施修建，汽車的行駛速度追風逐電，車流量愈來愈多。所以，為使汽車及時剎車和安穩停駐在坡道或原地，人們對于制動系統提出了更加嚴苛且周詳的要求。現如今，汽車的安適問題已變成公眾都器重和議論的話題。在上世紀的六十年代，工業水平傲視全球的德國率先對汽車的制動性能要求列入法制法規，并制定了一系列的規章制度和安全生產標準，目的是在全社會形成人們高度的重視和規范的汽車組織生產體系，制動系統的好壞已經變成衡量汽車安全的準則。制動不良，制動不良，其他故障，制動失效，轉向失效，燈光失效，有關報告顯示，由于車輛自身運行狀況不良，尤其是行駛轉向系統、主減速器、差速器、前后橋等有故障。相關資料中顯示由剎車裝置的各種毛病造成的交通事故占40%。如圖1.1所示制動系統的損壞可能會導致車輛在行駛制動時，汽車發生制動跑偏，嚴重時還會引起車身甩尾或緊急轉向。本論文通過搜集各種各樣的汽車制動總成的知識，嚴格按照制動系統設計的規范與設計步驟。學會使用汽車設計和汽車結構的資料，使用CAD繪圖軟件和UG三維造型設計軟件對福田瑞沃-金剛汽車的后軸制動器進行設計。使其具有足夠的制動效能以保證汽車平穩運行；在設計過程中，材料的選取也至關重要，在滿足制動效能的要求下兼顧對于人體健康的安全性。61.2制動系統的發展現如今中國國內研發的制動器與歐美和日本等地研的。國內制動系統研究現勢如下：表1.1(1)供能裝置：也就是剎車所需能量的供應設備，它的內部含有供應、調節制動所(2)控制裝置：它的內部有發生剎車與調控剎車的元器件；(3)傳動裝置：內部有向制動系統傳遞制動載荷的每個部件；(4)制動器：抵抗載具行駛或者動力的部件，它包含輔助制動系統中的部1.2.1供能裝置的發展1.2.2傳動裝置的發展7每個位置點都會對其接收。ECU電腦發出控制命令，使制動電機發出制動力經過傳遞最終作用于制動裝置。制動裝置包含有固定器件和轉動器件，在其工作表面上通過襯片接觸產生制動力。除去各式各樣的降速設備，剎車系統的其余部件所使用的制動裝置大部分為接觸摩擦制動器?，F如今各式各樣的車輛中所使用的接觸式的制動設備中有兩種類型。一種是盤式制動器，另一種是鼓式制動器。前一種的摩擦部位包含有柱形接觸摩擦面的旋轉器件 (被稱作鼓型)后者的旋轉器件為制動盤，接觸的摩擦面是工件兩端的平面。盤式制動的鉗有浮動型和固定型，目前使用范圍最廣的是滑動型鉗，它和擺動鉗都屬于浮動鉗的一種。盤式制動器的獨到之處是制動部件對溫度適應范圍廣，涉水后的穩定性也比較可取。所以，盤式制動器可以提供足夠的熱穩定性和安全性。雖然盤式制動器抗衰退能力非常好，但是它也有制動效率比較差，抗污濁和腐蝕能力弱的特點。廠家在考慮制動性能的同時，也要控制生產資本、縮合設計產物的研發周期，以便提升產品的綜合競爭力。所以，本文設計一款中型載貨汽車的鼓式制動設備。2制動系統的總體設計2.1福田瑞沃-金剛載貨汽車參數軸距(mm)82.2載貨汽車鼓式制動器結構形式及選擇鼓式制動裝置一般為兩種結構類型和工作類型，一種是從內部向外擴張的，一種是從外部向內約束的。前者鼓式的接觸摩擦面是其內側柱面，現如今大部分車輛用的是由內向外擴張式。后者制動鼓的接觸摩擦面是外側柱面，由內向內約束型已經很少用于剎車制動器。由內向外擴張的制動裝置內含有剎車蹄，它的作用是用摩擦接觸面起到固定作用。當壓力作用于剎車蹄一邊時，其另一邊會朝外側旋轉，使其靠上制動器的里表面，從而傳遞出制動力。只要是剎車蹄的一端用力使剎車蹄旋轉的器械都叫做剎車蹄促動部件。如圖2-1所示的制動器成為輪缸式制動器，此外還有凸輪式制動器和楔式制動器，其分類方式是促動設備的不同。92圖2.2各種類裝置的結構圖當車輛在進行剎車的時候，如果制動部件的回旋方向與剎車蹄打開的回旋方向為車鼓回旋方向不同的制動蹄稱作從蹄。當車輛掛上倒擋時(即制動鼓發生逆向轉動),受到更深重的磨料摩擦損害。為了使領、從蹄二者的使用時限大致相同，在設計時會讓領蹄的剎車片的面積更大。當車輛在進行剎車的時候，兩個剎車蹄的屬性皆是領蹄的制動設備是雙領蹄型制類型的制動器是雙從蹄制動器。當兩個制動蹄的作用力點相互變更位置，就會形成后退前進一樣的制動效能。這種設計需要在制動蹄兩端安裝雙向作用的液壓輪缸。由此得到了雙向雙領蹄式制動器。3)單向增力式只有一個工作方向的剎車裝置把增加的制動力通過活塞液壓缸把力作用于第一個蹄，此時第一蹄為領蹄。剎車設備內有懸浮的頂柱，它也是第二個剎車蹄的促進剎車的裝置。作用于第一個剎車蹄的力通過頂柱傳送到第二個剎車蹄片上。這種剎車部件叫做單向增力式制動器4)雙向增力式雙向增力式剎車裝置的制動鼓無論是順時針轉動還是逆時針轉動都可以通過摩擦起到擴大制動力的作用。它含有兩個提供正反方向作用力的制動活塞的剎車液壓缸，可以兩個相同的制動力。f1-增力式制動器2-雙領蹄式制動器3-領從蹄式制動器4-盤式制動器5-雙從蹄式制動器設鼓式制動器的制動蹄兩側張力為P?、P?,并且工作過程中產生的摩擦力矩分別為TTf?、TTf?,那么求得制動因數為：兩者相加求出總的制動效能：領蹄式制動器制動效能因數公式：領蹄制動效能因數：從蹄制動效能因數：制動器類型鼓式液壓驅動領從蹄(從蹄無支承)領從蹄(從蹄有支承)單(雙)向增力(典型值)自增力式剎車裝置的制動效率和性能最好，但是使剎車片摩擦系數變化的因素有很多。所以為了使制動效率和制動性能充分發揮，則需要增大對剎車片的粗糙程度和接觸面積。就穩定性而言，由兩個從蹄構成的剎車部件最好。領蹄和從蹄并存的剎車裝置早已研制很多年，所以生產技術成熟，應用十分廣泛后輪采用鼓式制動器，較多車型使用領蹄和從蹄并存的這一種類型，其原因就是易于充當駐車制動器。頂撐的形式選擇為浮動式平行支撐。2.3制動力與制動力分配系數因為汽車制動時存在車軸所受的載荷變更現象，所以對汽車制動情況進行力學分析時，可以求出地面對前后車輪的法向反力Z?,Z?為：G——車輛自身重力L——軸距L?——車輛質心離前軸距離L?-—車輛質心離后軸距離hg-—車輛質心高度du/dt——汽車制動減速度(制動減速度取7)表2.2前、后軸受力表車輛工況前軸法向反力Z?(N)后軸法向反力Z?(N)車輛空載時車輛滿載時圖2.4制動時的汽車受力圖2.4理想的前后軸制動裝置制動力的分配曲線公式中—一汽車制動時的比減速度有上面的公式可以算出在各種路面行駛時的車輛的附著力，其附著系數為φ。前后輪的路面接觸力不是一個定值，它隨著q和制動力FB的改變而改變。如果汽車每個車輪可以提供一個滿足的制動力，那么依據車輛的載荷分配情況和車輪制動力大小、地面附著系數和道路坡度等，會出現以下三種車輛行駛情況，即(1)車輛的前輪先輪胎發生夾緊滑移然后后輪再夾緊滑移(2)車輛的后輪先發生輪胎夾緊滑移然后前輪再夾緊滑移(3)車輛的前、后輪一并發生輪胎夾緊滑移。汽車的兩組車輪同時發生抱死滑移時附著條件的可以最大化有效利用。在粗略計算中，由這兩個計算式可以輕松得到車輛行駛在不同靜摩擦系數φ的道路上，前、后輪子同時輪胎夾緊發生滑移的產生要求是：Ff?/Ff?=FB?/FB?=(L?+φhgL?,L?-—汽車質心前、后軸的距離；選取φ=0.7,則：FB?/FB?=(L2+φhg)/(L?-則得到汽車前后輪制動力，分別為FB?=5972.5同步附著系數的確定如圖所示，得到了車輛裝足了規定的載貨量和車輛空車時的I曲線和β曲線。我們可以看到I和β的線圖于B點發生交叉，B點的附著系數就是同步附著系數。各部件構造的數據確定了同步附著系數的值，同時也顯示出了汽車制動能力的高低。結構參數載荷質心至前軸線質心至后軸線距離a(mm)距離b(mm)空載同步附著系數的選取原則：(1)如果行車阻力小好，φ。選取大值；行車阻力大φ。選取小值。(2)如果車輛為一個輪胎，則需要更大的防滑能力，那么φ。取值大一點；車輛配置為雙胎，不需要防滑能力，φ。取值可以小一些(3)行駛車速高，φ。取大些；行駛車速低φ。取小些。(4)當道路比較平直時，φ。可以選取較大值；如果道路崎同步附著系數用解析法計算如下：滿載時空載時求得滿載時φ。=0.91,空載時φ。=0.79綜上所述，選擇此中型貨車的φ。=0.7.空載時制動力分配系數：車輛進行行車制動的過程中，如果兩輪一起發生面附著條件的利用和車輛行駛平穩性都有部分好輪與后輪的制動器同時發生夾緊時的關系曲線。當附著力大小正好等于兩輪制動力Ff2)總和時，前、后輪此時發生同時抱死狀態。兩車輪制動力與其對應的附著力大小相Tri=Ffire=Z1φre=59785×0.7×0T2=Ff2re=Z?φre=52240×0.7×0.選擇前輪制動力距和后輪制動力矩中的較大者。設計。則算出的制動器最大力矩是10672N●m制動鼓是車輛制動總成的一個很重要的零部件，也為容易磨損耗材的替換件。當制動鼓產生大的磨料摩擦損害時，就要維護保養工作(定時檢測及更替)。有些不良商家為謀取利潤會將一些不正確的生產、加工、裝配、使用、保養操作的制動鼓流入市場，這樣就導致了制動鼓在使用過程中不斷冒出各種各樣的毛病，車主在車輛使用過程中就會因為制動鼓乃至關聯件的問題進行更換。造成大量的成本浪費。剎車裝置的鼓的研發和生產過程中有所不當，也能引發各種問題。例如制動鼓摩擦和制動摩擦片而產生的磨損和制動裝置在受熱時易變型。如果加固鉚釘出現冒頭現象，那么就會大大破壞剎車裝置的正常工作?；蛘咴趧x車設備的里面進入砂石碎屑等硬度較高的物質時，它們相互接觸引發的磨料磨損也會非常嚴重。這種質地較硬的金屬材料造成的磨損會在制動鼓周圍形成一條條小溝壑和不同程度的拉伸變形損害。每次車輛的二級保養，均應拆卸制動鼓，清潔蹄片、制動鼓，如清潔檢查中發現制動鼓有裂紋，應堅3制動器結構設計與計算3.1制動器的結構參數剎車鼓的散熱能力跟剎車鼓與車輪輪輞之間的縫隙寬窄有關。剎車鼓內徑越大，剎車設備的制動能力越好，而且散發熱量的能力也會越好。但是剎車鼓內部直徑尺寸是嚴格設定的，它受輪輞內徑的局限，這樣才能保證良好的散熱能力。設計要求車輛輪輞和剎車鼓相差的距離在20mm以上30mm以下。散熱不好會損壞輪胎的氣門嘴和融化內胎。剎車鼓的尺寸與輪輞內部直徑尺寸的比值保證在尺度D/Dr=0.68~~0.80Dr=25.4×20=508mm(一英寸=25.4mm)20英寸的制動鼓最大內徑不超過420mm,取制動鼓內徑為400mm。表3.1鼓式制動器結構參數輪輞直徑(mm)轎車 —貨車壞和彈性變形兩方面。如果金屬壁的截面尺寸大有利于增強總鼓壁的厚度不能隨意增加，當增加至20mm時，剎車鼓接觸平面的均勻的最高溫度不會發生太大的差異。所以無需一味追求散熱性能而增加壁厚。表3.2各車型制動鼓鼓厚車型轎車中型載貨汽車重型載貨汽車 制動鼓壁厚n=7-12mmn=13-15mmn=15-17mm制動鼓是車輛車輪制動器的基礎件，一般制動鼓的材料都采用14或18號灰鑄鐵，由所以，本文材料設計為HT200的灰鑄鐵。3.1.3摩擦襯片寬度b和包角β工作時，會產生不少氣體、粉塵碎屑，并且釋放出很多熱好的制動蹄的摩擦襯片。而且恰當的選擇襯片的寬度b是很重要的。如果摩擦襯公式：式中：b(mm)--襯片寬度當包角β在范圍90°-100°內，此時產生的磨料磨損危害最小，并且防止產生生最小的壓力，所以通過擴大摩擦襯片兩側邊來使包角變大，不顯的衰減作用，反而會導致剎車裝置在行車過110°,故選取β=100°?？傎|量(12.0~17.0)t的載貨汽車，其每個剎車裝置的摩擦襯片表面積3.1.4摩擦襯片起始角βo設備的制動效率。令β0=(90°-β)/2=45°3.1.5制動器中心到張開力f?作用線的距離e3.1.6制動蹄支撐點位置坐標a和c制動裝置的剎車蹄支撐點a盡量大一點，這樣可以使剎車蹄非常良好的壓靠在制3.1.7摩擦片摩擦系數f摩擦系數影響制動力矩的取值，它與摩擦片工作面的粗糙程度有是放出熱量。所以我們在選定摩擦片摩擦系數時表3.3參數匯總制動鼓內徑制動鼓外徑D外=420mm摩擦片的寬度摩擦襯片的面積摩擦襯片的厚度4.制動裝置主要設備的內部結構設計4.1制動蹄制動蹄翼緣厚度(mm)摩擦襯片厚度(mm)4.2制動底板式安裝在制動底板上。確定了各元器件設備安裝的運行。其剎車裝置的安裝底板會受到設備的反方向上的力。所以需要底板有著足夠的強度和剛度。本設計底板的材料：45號鋼4.3制動蹄的支承銷觸面是共同的軸心，所以支撐的部位應該做到自定義更換。本次設計的材料用45號4.4制動輪缸動輪缸內有液壓活塞(推動液體，傳遞載荷),它的材料為鋁合金。槽型的頂塊安裝4.5制動器間隙車輛的制動鼓和剎車裝置內部的摩擦襯片之5鼓式制動器的設計計算5.1中央制動器的計算車輛上安裝底盤的剎車裝置有兩類安放位置，其中的一個種類是安裝在車輛中間部位的中央剎車制動裝置；另一種是安裝在輪子處的剎車制動裝置。裝配在車輛中部的剎車制動設備的具體位置在傳動軸上。而車輪剎車制動設備和車輛行駛制動系統用一個制動器。帶式中央制動器促進動力輸出，與離合器一切協助工作，可以實現輸出各種傳動比。抱合性能良好，結構簡單緊湊，制動帶貼近旋轉會產生使制動鼓不再旋轉得反作用力，這就是所說的楔緊作用。但是其缺點也很明顯，對于熱能的適用范圍窄，不耐熱不耐磨，使用壽命短，而且還需要很大的支撐力來安裝固定。故在現代汽車上很少采用?！鮌?,P?--帶的圓周力NL取180mm,l?取30mm,l?取50mm根據公式可以求得制動器制動因數為1.03h=a+c=1.6R=1.6×200=帶入式中σ?=14.8°,R?=198.4mm,D?=268.6mm求帶入式中σ?=15.8°,R?=194.7mm,D?=115.2mmT=KtFR=1.64×55726×0ma-車輛的總質量；上下面拉應力6校核制動器的熱容量和溫升的核算式中=(480×100+480×45)×13=9048暫，我們可以看做剎車引起的熱量都被前、式中而904800J/K≥856687.5J/K汽車的制動性只要是有下面三個方法來評價：1)制動效能2)制動效能的恒定性3)制動時的車輛方向穩定性和安全性。本文設計的汽車的剎車裝置無ABS裝置來加強車輛的平穩性。所以我在求得車輛快速剎車至車速為零的能力的過程中，需要設定一個車輛在前后輪胎完全夾緊的情況。正是如此，可以得到一個比較滿二個方面需要一個足夠的地面接觸摩擦力，也就是選而算得制動總成的最大制動力矩。隨后進行的是剎車鼓各個內部部件(鼓剎車的內徑和厚度、摩擦襯片等)的尺寸數據設計。剎車裝置剩余的內部部件(液壓缸、剎車蹄、安裝底板和銷子等)的設計和選取。[1]劉惟信.汽車制動系的結構分析與設計計算.北京：清華大學出版社，2004.45-[2]王望予.汽車設計.北京.機械工業出版社，2007.6-9[3]張展，離合器與制動器設計選用手冊.(第1版).北京：機械工業出版，[4]黃松，徐滿年.汽車之感悟Ⅱ.(第1版).北京：北京理工大學出版社，2008.6[5]陳家瑞.汽車構造(第1版).北京：人民交通出版社，2002.190-210[6]顧柏良.汽車工程手冊，北京理工大學出版社，2004.4[7]汽車工程手冊-制造篇，人民交通出版社，2001.5[8]制動系統的發展現狀及趨勢.汽車研究與開發，2005[9]龔紅.影響制動性能的因數及設計方法，汽車科技，2003.5[10]王世剛.機械設計實踐.哈爾濱工程大學出版社，2003[11]戴枝榮.工程材料.高等教育出版社，2001[12]余志生.汽車理論(第3版).北京：機械工業出版社，2003.89-1