領從蹄式鼓式制動器的結(jié)構設計（桑塔納2000車型）（全套含CAD圖紙）,蹄式鼓式,制動器,結(jié)構設計,桑塔納,2000,車型,全套,CAD,圖紙 湖 南 科 技 大 學 畢 業(yè) 設 計（ 論 文 ） 題目 領從蹄式鼓式制動器的結(jié)構設計 作者 學院 機電工程學院 專業(yè) 機械設計制造及自動化 學號 指導教師 二〇一五年五月二十日 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）任務書 機電工程 院 機械設計制造及其自動化 系（教研室） 系（教研室）主任: （簽名） 2014 年 12 月 31 日 學生姓名: 學號: 專業(yè): 機械設計 1 設計（論文）題目及專題： 領從蹄式鼓式制動器的結(jié)構設計 2 學生設計（論文）時間：自 2015 年 3 月 9 日開始至 2015 年 5 月 22 日止 3 設計（論文）所用資源和參考資料： 1） 領從蹄式鼓式制動器：年生產(chǎn)量30萬件； 2） 使用工具：三維軟件操作平臺，制動器拆裝工具； 3） 參考資料：濮良貴 主編.機械設計[M],機械工業(yè)出版社，2012。 陳家瑞 主編.汽車構造[M],機械工業(yè)出版社，2011。 王望予 主編.汽車設計[M],機械工業(yè)出版社，2012。 4 設計（論文）應完成的主要內(nèi)容： 1） 完成領從蹄式鼓式制動器的總體方案設計； 2） 完成領從蹄式鼓式制動器的測繪； 3） 完成領從蹄式鼓式制動器的結(jié)構設計及主要零件的強度計算； 4） 利用三維軟件平臺，完成領從蹄式鼓式制動器實體模型的建立； 5） 完成領從蹄式鼓式制動器裝配圖和零件圖的繪制和畢業(yè)設計說明書一份。 5 提交設計（論文）形式（設計說明與圖紙或論文等）及要求： 1） 領從蹄式鼓式制動器三維模型一份； 2） 領從蹄式鼓式制動器的裝配圖和零件圖（共計A0圖2.0張）； 3） 完成設計說明書一份（不少于八千字）。 6 發(fā)題時間： 2014 年 12 月 31 日 指導教師： （簽名） 學 生： （簽名） 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）指導人評語 [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的工作態(tài)度，研究內(nèi)容與方法，工作量，文獻應用，創(chuàng)新性，實用性，科學性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進行綜合評價] 指導人： （簽名） 年 月 日 指導人評定成績： 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）評閱人評語 [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究內(nèi)容與方法，實用性與科學性，結(jié)論和存在的不足等進行綜合評價] 評閱人： （簽名） 年 月 日 評閱人評定成績： 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）答辯記錄 日期： 學生： 學號： 班級： 題目： 提交畢業(yè)設計（論文）答辯委員會下列材料： 1 設計（論文）說明書 共 頁 2 設計（論文）圖 紙 共 頁 3 指導人、評閱人評語 共 頁 畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評語： [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的研究思路，設計（論文）質(zhì)量，文本圖紙規(guī)范程度和對設計（論文）的介紹，回答問題情況等進行綜合評價] 答辯委員會主任： （簽名） 委員： （簽名） （簽名） （簽名） （簽名） 答辯成績： 總評成績： 摘要 設計一款制動效能高、工作穩(wěn)定性好的制動器對汽車的汽車在行駛過程中的安全性和可靠性具有重要意義。本文根據(jù)桑塔納2000的性能參數(shù)，設計與開發(fā)了一種能夠滿足使用要求的領從蹄式鼓式制動器。主要內(nèi)容包括領從蹄式鼓式制動器的總體方案設計、制動器的主要參數(shù)的確定、制動器促動系統(tǒng)的設計、領從蹄式鼓式制動器的主要零部件的結(jié)構強度校核、領從蹄式鼓式制動器三維模型的建立，領從蹄式鼓式制動器裝配圖和零件圖的繪制；總體方案設計內(nèi)容包括分析比較不同類型的鼓式制動器特點，結(jié)合桑塔納2000的性能要求，確定了采用領從蹄式鼓式制動器作為桑塔納2000后輪制動器的總體方案；制動器的主要參數(shù)包括制動力和制動力分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度和附著系數(shù)利用率、制動器最大制動力矩、制動器的結(jié)構參數(shù)與摩擦系數(shù)；促動系統(tǒng)的設計包括促動裝置選型、制動管路的回路選型、制動輪缸直徑和工作容積制動踏板力和制動行程、制動力矩、制動器熱容量等結(jié)構參數(shù)；分析了制動蹄壓力分布規(guī)律和徑向變形規(guī)律、行車制動效能、摩擦襯片的磨損特性、溫升的核算、駐車制動極限傾角等性能參數(shù)；完成了制動臂、制動凸輪軸、制動蹄支承銷、緊固摩擦片鉚釘?shù)戎饕悴考慕Y(jié)構強度校核；通過結(jié)構設計、結(jié)構強度校核、三維模型建立及工程圖的繪制，最終完成了領從蹄式鼓式制動器的設計。 關鍵詞：鼓式制動器；促動系統(tǒng)；制動力矩；三維模型 ABSTRACT Design a high efficiency and good stability brake for auto car is of great significance in the process of driving safety and reliability. A leading trailing shoe?drum drakes that can meet the use?requirements for santana 2000 is designed and developed based on the performance parameters of Santana 2000. it mainly includes the overall scheme design of leading trailing shoe?drum drakes、Determine the main parameters of the brake、The design of brake actuation system、The structural strength check of leading trailing shoe?drum drakes major parts、The establishment three-dimensional model of?leading trailing shoe?drum drakes、The assembly drawing and part drawing of?leading trailing shoe?drum drakes; The overall scheme contains Analysis of drum brake characteristics comparison of different types, combined with the performance requirements of Santana 2000, the leading and trailing shoe brake as the overall design of the design object; the main parameters include brake braking force and braking force distribution coefficient, the synchronous adhesion coefficient, brake strength and attachment structure parameters and coefficient of friction coefficient, utilization rate the maximum brake braking torque, brake design; actuation system including actuating device selection, calculation of loop wheel brake cylinder diameter and the volume of work of brake pedal and the braking distance, braking torque, brake thermal capacity and structure parameters such as brake pipeline, analysis of brake shoe pressure distribution and radial deformation, braking efficiency, friction lining wear characteristics, Wen Sheng's accounting, Parking brake limit angle; Completed the structural strength checking brake arm, brake camshaft, brake shoe anchor pin, fastening lining rivets and other major components; Form the structural design, structural strength check, three-dimensional modeling and rendering drawings, the assigned designing of leading trailing shoe?drum drakes is completed. Keywords: drum brakes；Actuation system；brake torque；three-dimensional model 湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 目錄 第一章 緒論…………………………………………………………………………… 1 1.1 本課題的研究意義……………………………………………………………… 1 1.2 鼓式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀……………………………………………… 1 1.3 研究內(nèi)容………………………………………………………………………… 3 第二章 鼓式制動器的結(jié)構方案設計…………………………………………… 4 2.1 鼓式制動器的結(jié)構型式與分類………………………………………………… 4 2.2 鼓式制動器的設計方案確定…………………………………………………… 8 第三章 制動系的主要參數(shù)設計………………………………………………… 11 3.1 預給的整車參數(shù)………………………………………………………………… 11 3.2 制動力與制動力分配系數(shù)……………………………………………………… 11 3.3 同步附著系數(shù)…………………………………………………………………… 14 3.4 制動強度和附著系數(shù)利用率…………………………………………………… 15 3.5 制動器最大制動力矩…………………………………………………………… 15 3.6 鼓式制動器的結(jié)構參數(shù)與摩擦系數(shù) ………………………………………… 16 第四章 制動器的設計計算………………………………………………………… 19 4.1 制動驅(qū)動機構的結(jié)構型式選擇………………………………………………… 19 4.2 制動管路的多回路系統(tǒng)………………………………………………………… 20 4.3 液壓制動驅(qū)動機構的設計計算………………………………………………… 21 4.3.1 制動輪缸直徑與工作容積……………………………………………… 21 4.3.2 制動主缸直徑與工作容積……………………………………………… 22 4.3.3 制動踏板力與踏板行程………………………………………………… 22 4.4 制動蹄片上的制動力矩計算…………………………………………………… 23 4.5 制動器因數(shù)的分析計算 …………………………………………………… 27 4.6 制動蹄壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律………………………………………… 29 4.7 行車制動效能計算……………………………………………………………… 31 4.8 摩擦襯片的磨損特性計算……………………………………………………… 32 4.9 制動器熱容量和溫升的核算…………………………………………………… 34 4.10 駐車制動計算…………………………………………………………………… 35 第五章 制動器主要零部件的結(jié)構設計與強度計算………………………… 37 5.1 制動器主要零部件的結(jié)構設計………………………………………………… 37 5.1.1 制動鼓…………………………………………………………………… 37 5.1.2 制動蹄…………………………………………………………………… 38 5.1.3 制動底板………………………………………………………………… 38 5.1.4 制動蹄的支承…………………………………………………………… 38 5.1.5 制動輪缸………………………………………………………………… 39 5.1.6 制動摩擦襯片材料……………………………………………………… 39 5.1.7 摩擦材料………………………………………………………………… 39 5.1.8 制動器間隙調(diào)整………………………………………………………… 40 5.2 制動器主要零件的強度計算…………………………………………………… 41 5.2.1制動臂的計算…………………………………………………………… 41 5.2.2 制動凸輪軸的計算……………………………………………………… 42 5.2.3 制動蹄支承銷剪切應力計算…………………………………………… 42 5.2.4 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈恪?43 第六章 結(jié)論………………………………………………………………………… 45 參考文獻………………………………………………………………………………… 46 致謝……………………………………………………………………………………… 47 附錄A 主要設計參數(shù)………………………………………………………………… 48 -i- 第一章 緒 論 1.1本課題的研究意義 首先，雖然隨著路面質(zhì)量和汽車技術的發(fā)展,汽車的行駛速度的不斷提高給人們的生活帶來了許多便利,但隨之而來的交通安全事故也日益嚴重,人們的生命和財產(chǎn)受到了嚴重威脅。雖然汽車安全技術(如制動防抱死系統(tǒng)(ABS)、安全氣囊)在一定程度上提高了汽車駕駛的安全性,但最根本的問題仍然是如何提高制動器的制動性能。高速行車和車流密度的加大交通事故出現(xiàn)的頻率，因此現(xiàn)代汽車設計中一項十分引人關注的問題就變成了如何保證行車安全。毫無疑問汽車制動器是汽車上的一個十分關鍵的部位，它對對汽車行駛的安全性和制動的可靠性的作用是不容忽視的?，F(xiàn)代交通事故頻發(fā)的一個十分重要的原因就是制動器的制動效能衰退，這是因為一旦制動器的持續(xù)負荷過大，汽車行駛環(huán)境十分惡劣，制動產(chǎn)生的摩擦熱不能及時的傳遞出去，從而使汽車制動器的制動效能衰退。對于鼓式制動器來說，這種現(xiàn)象尤為嚴重，特別是汽車在高頻率長時間制動時，制動鼓不斷升溫，更容易產(chǎn)生制動效能熱衰退現(xiàn)象，從而使行車的安全性和穩(wěn)定性造成極大威脅?？梢妼囕v鼓式制動器進行改進對我們的行車安全具有重要意義。 其次，隨著我國經(jīng)濟的不斷發(fā)展，人們對汽車的需求不斷增大，我國的汽車工業(yè)的持續(xù)繁榮發(fā)展，汽車零部件出口量逐年高速上升。雖然現(xiàn)在情況十分喜人，但是在這繁榮背后仍然隱藏著許多威脅，國產(chǎn)汽車零部件的質(zhì)量受到市場的不斷考驗，整車召回事件時有發(fā)生，買家對于汽車本身質(zhì)量的要求不斷增加。毫無疑問，制動器作為汽車上的十分重要的組件，人們對它的質(zhì)量要求也隨之不斷提升?？紤]到目前的形式和將來的發(fā)展，我們有十分必要加強對制動器方面的研究。而蹄－鼓式制動器，它的一個突出優(yōu)點是可利用制動蹄的增勢效應來達到很高的制動效能因數(shù)，并且它具有多種不同性能參數(shù)的可選結(jié)構型式，而且它制動性能的可設計性十分強、制動效能因數(shù)的選擇范圍十分寬廣，最重要的一點就是它可以滿足大部分汽車的制動性能要求，適應面十分寬廣。因此，我們可以以領從蹄式鼓式制動器為著手點進行研究，為以后更深入的研究提供理論參考。 1.2鼓式制動器技術研究進展和現(xiàn)狀 當世界上第一輛汽車出現(xiàn)時，制動器這個名字也隨之出現(xiàn)了,在對汽車進行百年的使用與研究過程中,人們也逐漸開始了對制動器進行摩擦、接觸、振動、溫度以及噪聲等方面的研究。在研究過程中，人們形成了一套十分完善的理論。毫無疑問，制動效能因數(shù)是人們評價制動器性能的一個十分關鍵的指標。現(xiàn)在市場上旳鼓式制動器普遍存在著制動效能不穩(wěn)定、摩擦副壓力分布不均勻等一系列缺點,因此現(xiàn)在的鼓式制動器的制動效能十分容易發(fā)生熱衰退、水衰退和機械衰退等現(xiàn)象。 韓文明等分析單自由度和二自由度制動蹄效能因數(shù)隨摩擦片上徑向合力作用點位置和摩擦系數(shù)變化的特性,將制動效能因數(shù)分解為分別取決于制動蹄的杠桿增力作用和摩擦自增勢(或自減勢)作用的兩部分,進而分析每部分制動效能因數(shù)隨摩擦片上徑向力作用點位置和摩擦系數(shù)的變化特性,并提出提高制動效能及其穩(wěn)定性的有效途徑,為普通鼓式制動器的改進提供理論基礎[1]。針對摩擦襯片壓力分布不均勾的問題,呂振華等定義摩擦片壓強的兩種不均勻度指數(shù),推導現(xiàn)有的鼓式制動器的不均勻度指數(shù)計算公式,分析其變化特性,以這兩種壓強不均勻度指數(shù)作為新的評價指標,評價各種型式的鼓式制動器,并提出制動蹄分為相互聯(lián)動的兩部分的結(jié)構型式可顯著提高制動效能[2][3]。摩擦襯片與制動鼓屬于典型摩擦接觸問題,通過有限元仿真分析的方法,可得到試驗較難測得的接觸應力分布狀態(tài)。毛智東等通過利用有限元分析軟件ANSYS建立鼓式制動器的有限元模型,分析了摩擦襯片與制動鼓的接觸應力,得到接觸壓力的分布特性和制動器的應力分布場,結(jié)果表明分析精度較高,為設計提供了理論指導[4]。 國外的研究工作者對制動效能因數(shù)同樣展開了大量的研究。Shan Shih等通過建立鼓式制動器的線性和非線性有限元模型,得出小型制動器的線性模型計算結(jié)果較好,對于大功率的制動器則誤差較大[5]。P. loannidis等采用有限元法分析了鼓式制動器非線性接觸問題,預測了制動器的噪聲與振動特性,結(jié)果表明初始條件對接觸壓力的分布影響較大[6]。Ibrahim Ahmed等基于鼓式制動器三維有限元模型對制動器的摩擦接觸噪聲問題進行了研究,驗證了摩擦材料的壓縮性、摩擦系數(shù)以及接觸面上的壓力分布,分析結(jié)果表明接觸剛度對制動器噪聲有較大影響,較大的剛度可降低噪聲[7]。 現(xiàn)在市場上的汽車普遍采用制動器大多是摩擦式制動器，而摩擦式制動器的實際工作性能在制動系中是最復雜、最不穩(wěn)定的一個因素。摩擦制動器根據(jù)它的旋轉(zhuǎn)元件的不同大致可分為鼓式、盤式和帶式三類。長期以來，人們?yōu)榱顺浞职l(fā)揮出蹄－鼓式制動器制動的重要優(yōu)勢，一直在對鼓式制動器進行各種研究工作和技術改進，想要克服鼓式制動器本身的主要缺點和提高它的制動效能，現(xiàn)在人們十分重視對蹄－鼓式制動器工作過程和性能進行計算和分析方法的研究。這類研究工作的重點往往放在制動器結(jié)構和實際工作環(huán)境等因素對鼓式制動器的制動效能和制動穩(wěn)定性的影響。到目前為止，這些研究工作已經(jīng)取得了一些比較重要的研究成果，而且得到了一些具有可行性的改進措施，鼓式制動器的制動性能也有了相應程度的優(yōu)化。有的制動器在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風扇結(jié)構，并設計了散熱風道等，這些措施使得該制動器有著極好的應用前景[8]。盡管現(xiàn)在對制動器的設計研究已經(jīng)取得了一定的成績，但是與我們?nèi)找骘w速增長的科技相比仍有很大的不足之處。因此我們?nèi)匀恍枰獙︻I從蹄式鼓式鼓式制動器進行設計，這種設計對鼓式制動器的制動效能的提高有著不可替代的基礎性和研發(fā)性作用。 1.3研究內(nèi)容 首先，根據(jù)所選用的設計車型的特點，把所選車型制動系統(tǒng)的制動力和制動器的最大制動力矩計算出來，然后根據(jù)實際情況成領從蹄式鼓式制動器的方案設計、結(jié)構設計以及制動器的制動性能分析，其次，再計算與確定出所設計的領從蹄式鼓式制動器的主要參數(shù)，完成摩擦襯塊的磨損特性計算以及核算領從蹄式制動器的熱容量和溫升情況，并計算出制動器的制動力矩然后校核其合理性，最后在二維cad或三維設計平臺Proe中完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制并且建立三維模型、對設計合理性的進行分析和評價。 第二章 鼓式制動器的結(jié)構方案設計 現(xiàn)在市場上的汽車制動器幾乎都是摩擦式制動器，而摩擦式制動器根據(jù)其旋轉(zhuǎn)元件可分為鼓式、盤式、帶式三大類。考慮到所選用設計車型的實際情況，我們主要從鼓式制動器來著手。 鼓式制動器可以大致分為內(nèi)張式和外束式兩種類型，它們都是利用制動器的制動蹄片去擠壓制動鼓從而獲得制動力的。內(nèi)張式的鼓式制動器是以制動鼓的內(nèi)圓柱面為工作表面，現(xiàn)在市場中這種內(nèi)張式的鼓式制動器在現(xiàn)代汽車上運用廣泛；而外束式的鼓式制動器則是以制動鼓的外圓柱面為工作表面，現(xiàn)在市場上很少有車型使用這種制動器來做為行車制動器。 按照鼓式制動器的制動蹄張開裝置形式的不同，鼓式制動器大致可分為輪缸式鼓式制動器和凸輪式鼓式制動器，輪缸式鼓式制動器采用液壓制動輪缸來作為制動器的制動蹄張開裝置，帶有液壓制動系統(tǒng)的車型大多采用這種型式：而凸輪式鼓式制動器則是采用凸輪裝置來作為制動器的張開裝置，這種型式大多運用在帶有氣壓制動系統(tǒng)的車型上。 2.1鼓式制動器的結(jié)構型式與分類 毫無疑問，制動蹄片是鼓式制動器上的一個至關重要的部件，所以我們對鼓式制動器進行分類時要從制動蹄片來著手。制動蹄根據(jù)其制動時在促動裝置作用下蹄片張開的轉(zhuǎn)動方向與制動器的制動鼓的轉(zhuǎn)動方向相比較，可大致分為領蹄和從蹄這兩種類型。 由于市場上凸輪式的鼓式制動器的占有率不高，而且氣壓制動系統(tǒng)的組織機構較為復雜。因此，我主要對輪缸式鼓式制動器進行設計。輪缸式鼓式制動器的分類方式有多種，根據(jù)它的主要區(qū)別大體可以按3種分類方法分類。首先，可以按照制動器蹄片的固定支點數(shù)和固定位置來分類，因為隨著制動器制動蹄片的固定支點和它的張開力位置不同，不同形式的鼓式制動器的領、從蹄的數(shù)量不同從而制動器的制動效能也不一樣；其次，可以按照制動器的促動裝置的型式和數(shù)量來分類，最后，還可以按照制動器制動時兩蹄片的受力狀態(tài)來進行分類。 綜合考慮以上三種分類方法，我決定按照第三種方法來進行分類。輪缸式鼓式制動器按照其制動時制動蹄片的受力狀態(tài)不同，大致可分為領從蹄式、雙領蹄式、雙從蹄式、自增力式等類型，如圖2.1所示。 a)領從蹄式 b)單向雙領蹄式 c)雙向雙領蹄式 d)雙從蹄式 e)單向自增力式 f)雙向自增力式 圖2.1鼓式制動器簡圖 2.1.1領從蹄式制動器 如圖2.1 a）所示，圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭表示汽車前進時的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向，則按照受力可知蹄1的旋轉(zhuǎn)方向與制動鼓一致，則蹄1為領蹄，同理易知蹄2為從蹄。當汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向隨之而改變，此時蹄1就變成了從蹄，蹄2就成為了領蹄。這種結(jié)構的鼓式制動器就稱為領從蹄式鼓式制動器。 它的張開裝置有兩種形式，第一種采用凸輪或楔塊張開裝置，如圖2.2所示： a)非平衡凸輪式 b)平衡凸塊式 c)楔塊式 圖2.2 機械張開裝置 由于平衡式和楔塊式的中心是浮動的，而非平衡式的中心是固定的，因此平衡式和楔塊式的機械張開機構產(chǎn)生的張開力大小相等方向相反。而非平衡式產(chǎn)生的張開力不會相等。這對于汽車制動十分不利。第二種則是采用兩個活塞直徑相等的液壓輪缸作為張開裝置，所產(chǎn)生的張開力大小相等方向相反。 根據(jù)制動器的支承結(jié)構以及調(diào)整方法的不同，領從蹄鼓式液壓制動器又有不同的結(jié)構方案，如圖2.3所示 （a） 一般形式；（b）單固定支點；輪缸上調(diào)整 （c）雙固定支點；偏心軸調(diào)整；（d）浮動蹄片；支點端調(diào)整 圖 2.3 領從蹄式制動器的結(jié)構方案（液壓驅(qū)動） 如采用一般形式的支承和調(diào)整方法，制動器的兩蹄張開力無法保證相等，且調(diào)整不便。如采用單固定支點的形式，它與雙固定支點偏心軸調(diào)整相比調(diào)整不精確，假若采用浮動支承，則可使制動蹄具有一定的浮動量從而使制動蹄能夠自動定心，但它的安裝精度要求過高。 領從蹄式鼓式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于制動器的中等水平之中，但由于領從蹄式鼓式制動器在汽車前進和倒車時的制動性能不會發(fā)生改變，而且制動器的結(jié)構較為簡單，裝配方便，而且便于改裝。 2.1.2雙領蹄式制動器 雙領蹄式制動器按照汽車制動效能的變化可分為單向雙領蹄式鼓式制動器（如圖2.1 b)）和雙向雙領蹄式鼓式制動器（如圖2.1 c)）兩種類型。制動效能在汽車前進和汽車后退時發(fā)生改變的為單向雙領蹄式制動器，制動效能不變的為雙向雙領蹄式制動器。 因此，在當前的汽車市場上，雙向雙領蹄式鼓式制動器應用的遠比單向雙領蹄式鼓式制動器廣泛。雙向雙領蹄式鼓式制動器的結(jié)構形式如2.1 c)及圖2.4所示。該制動器的制動蹄的兩端均為浮式支承，因此，雙向雙領蹄式鼓式制動器兩制動蹄所受到的張開力大小相等。 （a） 一般形式；（b）偏心機構調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整 圖2.4 雙向雙領蹄式鼓式制動器的結(jié)構方案（液壓驅(qū)動） 2.1.3雙從蹄式制動器 雙從蹄式鼓式制動器的結(jié)構形式如圖2.1 d)所示，由于該制動器的制動蹄固定在兩個不同端，因此，雙從蹄式鼓式制動器的制動蹄相互之間幾何沒有影響，從而其制動效能穩(wěn)定性和工作穩(wěn)定性非常好，但因此導致制動效能及其低下，近年來，該種結(jié)構的制動器已經(jīng)被市場淘汰。 2.1.4增力式制動器 増力式鼓式制動器按照制動輪缸的活塞數(shù)目不同可分為單向増力式鼓式制動器（如圖2.1 e所示））和雙向増力式鼓式制動器（如圖2.1 f所示））兩種類型。從制動器效能方面比較，單向増力式鼓式制動器與雙向増力式鼓式制動器相比的不足之處在于，單向増力式鼓式制動器在汽車前進的時候可以保持較高的制動效能，但是在汽車后退時它的制動效能急劇下降。這大大限制了它的使用范圍。因此，現(xiàn)在市場上的一些汽車只把它前輪制動器使用。 雙向増力式鼓式制動器也有固定和浮動支撐兩大類型，具體結(jié)構如圖2.5和圖2.6所示： （a） 一般形式；（b）支承上調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整 圖 2.5 雙向増力式制動器（浮動支承）的結(jié)構方案 （a） 一般形式；（b）浮動調(diào)整；（c）中心調(diào)整 圖 2.6 雙向増力式制動器（固定支點）的結(jié)構方案 雖然雙向増力式鼓式制動器在汽車行駛過程中，它的制動效能不會改變，而且還可以比較容易的獲得較大的制動力矩，但是它的工作穩(wěn)定性比較差，而且造價十分昂貴。因此在市場上這種制動器常常被安裝在一些高檔汽車上。 2.2鼓式制動器的設計方案確定 制動器的制動效能不僅與制動器的結(jié)構形式，結(jié)構參數(shù)和摩擦系數(shù)有關，而且也受到其他因素的影響[10]。制動器的制動效能常用制動器效能因數(shù)或簡稱為制動器因數(shù)BF來衡量[10]。 基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關系如圖2.7所示。 上述各種制動器的共同特點是通過制動器的制動效能、制動效能穩(wěn)定性以及摩擦襯片的磨損均勻程度來評價優(yōu)劣的。増力式制動器的制動效能最高，雙領蹄式制動器次之，領從蹄式制動器更次之，雙從蹄式制動蹄的效能最低，故在市場極少采用這種制動器[8]。而就單獨考慮工作穩(wěn)定性來看，制動器名次排列正好與制動器的制動效能排列相反，雙從蹄式制動器工作穩(wěn)定性最好，増力式制動器的工作穩(wěn)定性最差[8]。通過大量研究理論可知，影響制動器工作效能穩(wěn)定性的一個關鍵因素就是摩擦系數(shù)的變化[8]。一般來說制動器因數(shù)的值越大，則制動器的制動效能越好。但是制動器在制動過程中由于熱衰退等現(xiàn)象，鼓式制動器的摩擦系數(shù)通常不是一個確定的值，因此在摩擦系數(shù)變化過程中。制動器因數(shù)的值波動小的制動器，它的制動效能穩(wěn)定性就好。 1増力式制動器；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 圖 2.7 制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關系曲線 結(jié)合本次設計車輛桑塔納2000后輪鼓式制動器的相關要求，我得出以下結(jié)論：雖然領從蹄式鼓式制動器的制動效能和制動穩(wěn)定性在各鼓式制動器中均處于中等水平，但由于領從蹄式制動器在汽車前進和倒車時的制動性能不會發(fā)生改變，而且制動器結(jié)構簡單，造價也比較較低符合經(jīng)濟性原則，在加上領從蹄式鼓式制動器附裝駐車制動機構比較容易，而且調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙也比較方便。故現(xiàn)在市場上仍廣泛采用領從蹄式鼓式制動器作為載貨汽車的前、后輪制動器和轎車的后輪制動器。根據(jù)本設計車型的結(jié)構特點、經(jīng)濟性要求和制動要求，并且考慮到制動器的結(jié)構簡單，造價便宜，附裝駐車制動機構較為容易等特點，這次設計我選用領從蹄式鼓式制動器來作為桑塔納2000的后輪制動器，該制動器的促動裝置我采用液壓輪缸作為張開裝置，而支撐結(jié)構型式我選用雙固定支點支撐，并且加一個偏心軸調(diào)整。最后為了滿足駐車制動要求，我在領從蹄式制動器內(nèi)部集成一個駐車制動機構。如圖2.8所示，在領從蹄式鼓制動器內(nèi)附加一個駐車制動推桿和一個駐車杠桿，在行駛過程中需要使用駐車制動時，由駕駛員挪動汽車上的駐車制動操縱桿，并通過操縱制動臂和制動拉線4拉動駐車制動杠桿1以及制動杠桿2使兩蹄3張開與制動鼓內(nèi)表面作用，達到汽車的制動效果。 圖2.8 集成在鼓式制動器中的駐車制動 第三章 制動系的主要參數(shù)設計 3.1預給的整車參數(shù) 相關主要技術參數(shù) 整車質(zhì)量：空載：1550kg 滿載：2000kg 質(zhì)心位置：空載：a=1.35m b=1.25m 滿載： 質(zhì)心高度：空載： 滿載： 軸 距：L=2.6m 輪 距: 前輪: 后輪： 最高車速：215km/h 車輪工作半徑：370mm 輪 胎：195/60R13 85H 同步附著系數(shù)： 3.2 制動力與制動力分配系數(shù) 如圖3.1所示為汽車水平路面上制動時的受力情況。 圖3.1 制動時的汽車受力圖 對后軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為： 式中,-汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力,N: -汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力,N； -汽車軸距,mm； -汽車質(zhì)心離前軸距離,mm； -汽車質(zhì)心離后軸距離,mm； -汽車質(zhì)心高度,mm； -汽車所受重力,N， -汽車質(zhì)量,kg； -汽車制動減速度,。 根據(jù)上述汽車制動時的整車受力分析，考慮到汽車制動時的軸荷轉(zhuǎn)移及，式中g為重力加速度()，則可求得汽車制動時水平地面對前、后鈾車輪的法向反力,分別為 (3.1) 查相關文獻知： 代入(3.1)中，得： (3.2) 根據(jù)式（3.2）可得： 滿載時： 空載時： 汽車總的地面制動力為： (3.3) 代入數(shù)據(jù)由式（3.3）得： 滿載時： 空載時： 前、后軸車輪的附著力為： (3.4) 根據(jù)式（3.4）可得： 滿載時； 空載時： 此時，前后輪同時抱死。 由式(3.3)，(3.4)不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 (3.5) 式中,-前軸車輪的制動器制動力,N,； -后軸車輪的制動器制動力,N,； -前軸車輪的地面制動力,N； -后軸車輪的地面制動力,N； -地面對前，后軸車輪的法向反力,N； -汽車重力,N； -汽車質(zhì)心離前，后軸距離,m； -汽車質(zhì)心高度,m。 由式(3.5)可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 由式(3.5)中消去，得 (3.6) 目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù)，即 (3.7) 聯(lián)立式(3.5)，(3.6)和式(3.7)可得： (3.8) 根據(jù)式（3.8）得： 滿載時： 空載時： 3.3 同步附著系數(shù) 查相關文獻知同步附著系數(shù)的計算公式是： (3.9) 根據(jù)式（3.9）可得：滿載時： 空載時： 根據(jù)設計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)應在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。 故滿足要求。 3.4制動強度和附著系數(shù)利用率 由式(3.8)得， (3.10) 進而求得： (3.11) (3.12) 當時， 故 。 3.5制動器最大制動力矩 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比[13]。由式（3.5）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為 (3.13) 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 (3.14) (3.15) 前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 (3.16) (3.17) 由式（3.16）、（3.17）可得： 3.6 鼓式制動器的結(jié)構參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.6.1 制動鼓內(nèi)徑 在制動鼓與輪輞之間通常應保持足夠的間隙，否則容易產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。制動鼓還應有足夠的壁厚來保證具有較大的剛度。由于桑塔納2000的后輪輪胎規(guī)格為195/60R13 85H，輪輞為13in，如表3.1所示 表3.1 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20，22.5 制動鼓最大內(nèi)徑/mm 轎車 180 200 240 260 — — 貨車 220 240 260 300 320 420 取得制動鼓內(nèi)徑為D=200mm。滿足設計要求。 3.6.2 摩擦襯片寬度和包角 經(jīng)過大量試驗表明，當摩擦襯片的包角在90o～100o范圍內(nèi)時，襯片的磨損量最小。雖然摩擦襯片包角的減小對散熱有利，但是這會導致制動蹄單位壓力增加，而制動蹄單位壓力過高則會加速襯片的磨損。并且在實際工作中包角兩端的單位壓力最小，因此通過延伸摩擦襯片的兩端來加大包角，這樣實際上對減小制動蹄單位壓力的作用并不大?？紤]到以上情況，本設計中初選摩擦襯片的包角。 摩擦襯片的摩擦面積如表3.2所示。 表3.2 襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質(zhì)量m/t 單個制動器總的襯片摩擦面積∑A/cm2 轎車 0.9-1.5 100-200 1.5-2.5 200-300 客車與貨車 1.0-1.5 120-200 1.5-2.5 150-250 2.5-3.5 250-400 3.5-7.0 300-650 7.0-12.0 550-1000 12.0-17.0 650-1500 并且當制動器各增大蹄片的摩擦襯片總摩擦面積增大時，汽車制動時制動器的制動鼓內(nèi)表面對制動蹄產(chǎn)生的正壓力就會減小，從而使得摩擦襯片的磨損也會跟著減小。而單個摩擦襯片的摩擦面積A取決于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角等因素，即 (3.18) 由式（3.18）可得： 則， 。 又由于桑塔納2000的總質(zhì)量為1.55t~2t. 由表3.2得， 單個制動器總的襯片摩擦面積200~300 則57.3~85.96mm 故取b=70mm, 則 滿足設計要求。 3.6.3 摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3.2所示。將摩擦襯片對稱布置在制動蹄外緣的中央。 圖3.2 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 3.6.4 制動器中心到張開力作用線的距離 現(xiàn)在理論要求應在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的情況下，應使距離a(見圖3.2)盡可能大，以提高制動器的制動效能?，F(xiàn)在初取a=0.8R左右，則a=80mm 3.6.5 制動蹄支承點位置坐標 現(xiàn)在理論要求應在保證兩蹄支承端毛面不致發(fā)生互相干涉的情況下，使k盡可能小而c盡可能大(見圖3.2)。初取k=0.2R=20mm，c=0.8R=80mm。 3.6.6 襯片摩擦系數(shù) 在選用摩擦襯片時不僅要求它的摩擦系數(shù)要足夠高，而且希望它的熱穩(wěn)定性要滿足要求。但是我們也不應片面地過分追求高摩擦系數(shù)的摩擦材料，對于領從蹄式鼓式制動器來說，非常關鍵的是如何提高襯片摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和怎樣降低鼓式制動器對摩擦襯片的摩擦系數(shù)偏離正常值的靈敏度。因此，我們對領從蹄式鼓式制動器進行設計計算時，一般取襯片摩擦系數(shù)f=0.38。 第四章制動器的設計計算 4.1制動驅(qū)動機構的結(jié)構型式選擇 制動驅(qū)動機構的結(jié)構型式如表4.1所示； 表4.1 制動驅(qū)動機構的結(jié)構型式 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質(zhì) 型式 工作介質(zhì) 簡單制動系 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅用于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣、制動液 液壓動力制動系 制動液 液壓式 制動液 伺服制動系 真空伺服制動系 司機體力與發(fā)動機體力 空氣 液壓式 制動液 轎車，微、輕、中型汽車的行車制動 氣壓伺服制動系 空氣 液壓伺服制動系 制動液 結(jié)合桑塔納2000的車型特點，制動驅(qū)動機構采用液壓式的簡單制動系（如圖4.1所示）。 圖4.1 液壓簡單制動系示意圖[13] 液壓制動系的優(yōu)點是制動作用的滯后時間很短，能產(chǎn)生的工作壓力比較大，而且制動缸的尺寸比較小，而且結(jié)構簡單、緊湊。選這種結(jié)構可以大大減輕制動器的質(zhì)量，降低制動器的造價。另外，液壓制動系的液壓管路在過度受熱時會形成氣泡，這些氣泡會影響力的傳遞，還會使制動器的制動效能下降，嚴重時甚至會使制動器制動失效；并且當工作溫度過低時(一25℃和更低時)，由于制動液的粘度會隨溫度的降低而增大，這會使制動的可靠性降低，甚至會造成局部損壞，而局部損壞存在時，汽車行駛的安全性就會受到嚴重考驗。 制動輪缸是一個制動器促動裝置，它將管路中的油液的液體壓力轉(zhuǎn)換成張開力。制動輪缸主要分為單活塞式輪缸(單向輪缸)和雙活塞式輪缸(雙向輪缸)兩種類型。單活塞式制動輪缸主要用于雙領蹄式鼓式制動器和單向增力式鼓式制動器；雙活塞式制動輪缸的運用范圍比單活塞的要寬廣，并且。故雙活塞式輪缸產(chǎn)生的張開力大小相等方向相反，對制動有利。 綜合考慮以上情況，本設計采用雙活塞式制動輪缸作為領從蹄式鼓式制動器的促動裝置。 4.2制動管路的多回路系統(tǒng) 為了進一步提高制動驅(qū)動機構的工作可靠性以及保證行車安全，制動驅(qū)動機構至少需要設有兩套獨立的回路系統(tǒng)，也就是雙回路系統(tǒng)，雙回路系統(tǒng)就是將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多個相互獨立的回路，不至于導致制動驅(qū)動機構無法正常工作的情況。 如圖4.2所示為制動管路的5種分路方案圖。它們的區(qū)別之處在于回路系統(tǒng)的復雜程度、工作穩(wěn)定性、制動效能的差異、制動力的分配等。 1-雙腔制動主缸;2-雙回路系統(tǒng)的一個分路；3-雙回路系統(tǒng)的另一分路 圖4.2 雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 如圖4.2(a)所示為II型回路。它的特點是管路的布置與其他回路相比最為簡單，制造成本非常低符合經(jīng)濟性要求，在貨車上應用的最為廣泛。但是這一種分路方案大大提高了行駛危險。對于后輪驅(qū)動的汽車來說，當制動管路失效時，如果前輪出現(xiàn)問題，汽車就會方向盤失靈無法轉(zhuǎn)彎制動。對于前輪驅(qū)動的轎車而言，當制動管路失效時，汽車的制動效能將會明顯下降，這樣極大可能會導致汽車甩尾的情況出現(xiàn)。 如圖4.2(b)所示X型回路。它的特點是結(jié)構也非常簡單，確保了汽車制動時的適應性。但是由于前、后軸各有一側(cè)的車輪具有制動作用，將會使汽車的方向穩(wěn)定性急劇降低。 剩下三種回路系統(tǒng)分別為HI型，LL型。HH型。這三種的回路系統(tǒng)結(jié)構雖然均比較復雜，但是與其他幾種回路系統(tǒng)相比它們的制動效能較好。其中HH型的制動效能最好并且工作可靠性最好。而LL型與HH型回路系統(tǒng)在汽車緊急制動的時候容易抱死，造成安全事故的發(fā)生。 綜上所述，制動管路的多回路系統(tǒng)選用回路5（HH型）比較好。 4.3液壓制動驅(qū)動機構的設計計算 4.3.1制動輪缸直徑與工作容積 制動輪缸對制動蹄的作用力與制動輪缸的直徑及制動輪缸中的液壓之間有如下關系式： (4.1) 式中,-考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液體壓力，的取值范圍為8MPa~12MPa，故=12MPa。 查Santana2000轎車使用與維護手冊得=7065N 由式（4.1）得， 故滿足輪缸直徑的尺寸系列。 一個輪缸的工作容積 (4.2) 式中,- 一個輪缸活塞的直徑,mm； - 輪缸活塞的數(shù)目； - 一個輪缸完全制動時的行程,mm： 初步設計時，對鼓式制動器可取2mm-2.5mm 故取=2.5mm -消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程,mm; -由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞,mm; ，-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,mm。 由式（4.1）可得一個輪缸的工作容積 故后輪輪缸的總的工作容積為 4.3.2制動主缸直徑與工作容積 查相關文獻，知桑塔納2000前輪盤式制動器的一個制動輪缸的工作容積，故全部輪缸總的工作容積為 則制動主缸的工作容積 主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： (4.3) 式中，一般活塞行程=（0.8~1.2），故取= 由式（4.3）得=25.88mm 根據(jù)GB7524-87標準規(guī)定的尺寸,主缸直徑圓整為26mm。 4.3.3制動踏板力與踏板行程 制動踏板力為 (4.4) 式中，-制動主缸活塞直徑，mm； -制動管路的液體壓力,pa； -制動踏板機構傳動比,取=4; -制動踏板機構及制動主缸的機械效率，=0.85～0.95，故取=0.85。 由式（4.4）得 又由于制動踏板力的一般取值范圍為500~700N； 而所得結(jié)果大于制動踏板力的一般范圍； 故需加裝真空助力器。 (4.5) 式中，為真空助力比，取。 由式（4.5）得： 工作行程: (4.6) 式中：-主缸中推桿與活塞的間隙，一般取1.5mm~2mm,取 -主缸活塞的空行程。取。 由式（4.6）得： 而主缸的工作行程一般取值范圍為100~150mm 故所得工作行程滿足設計要求。 4.4制動蹄片上的制動力矩計算 為了計算在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，如圖4.3所示。若令摩擦襯片的寬度為b，則單元面積為，其中R為制動鼓半徑，為單元面積包角。 圖4.3 制動力矩計算簡圖 制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 (4.7) 而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 (4.8) 在至區(qū)段積分上式，得 (4.9) 如圖4.4所示，分析制動蹄的受力 圖4.4 張開力計算簡圖 蹄的幾何參數(shù)如下： 將（見圖4.4）看作是它投影在軸和軸上分量和的合力， 則根據(jù)式（4.7）有