1、.汽車設計課程設計課題名稱：汽車制動系統(tǒng)的結構設計與計算第一章：制動器結構型式即選擇一、汽車已知參數(shù)：汽車軸距 (mm):3800車輪滾動半徑（mm） :407.5汽車空載時的總質(zhì)量（kg） :3330汽車滿載時的總質(zhì)量（kg） 6330空載時，前軸負荷g=mg=12348.24n后軸負荷為38624.52n滿載時，前軸負荷g=mg=9963.53n后軸負荷為43157.62n空載時質(zhì)心高度為750mm滿載時為930mm質(zhì)心距離前軸距離空載時為2.36m滿載時為2.62m.質(zhì)心距離后軸距離滿載時為 1.44m 滿載時為 1.18m 二、鼓式制動器工作原理鼓式制動器的工作原理與盤式制動器的工作原

2、理基本相同：制動蹄壓住旋轉(zhuǎn)表面。這個表面被稱作鼓。許多車的后車輪上裝有鼓式制動器，而前車輪上裝有盤式制動器。鼓式制動器具有的元件比盤式制動器的多， 而且維修難度更大， 但是鼓式制動器的制造成本低， 并且易于與緊急制動系統(tǒng)結合。我們將了解鼓式制動器的工作原理、檢查緊急制動器的安裝情況并找出鼓式制動器所需的維修類別。我們將鼓式制動器進行分解，并分別說明各個元件的作用。圖 1 鼓式制動器的各個元件與盤式制動器一樣，鼓式制動器也帶有兩個制動蹄和一個活塞。但是鼓式制動器還帶有一個調(diào)節(jié)器機構、一個緊急制動機構和大量彈簧。圖 2 僅顯示了提供制動力的元件。.圖 2. 運行中的鼓式制動器當您踩下制動踏板時，活

3、塞會推動制動蹄靠緊鼓。這一點很容易理解，但是為什么需要這些彈簧呢？這就是鼓式制動器比較復雜的地方。許多鼓式制動器都是自作用的。圖 5 中顯示， 當制動蹄與鼓發(fā)生接觸時， 會出現(xiàn)某種楔入動作， 其效果是借助更大的制動力將制動蹄壓入鼓中。楔入動作提供的額外制動力，可讓鼓式制動器使用比盤式制動器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入動作，在松開制動器時，必須使制動蹄脫離鼓。這就是需要一些彈簧的原因。其他彈簧有助于將制動蹄固定到位，并在調(diào)節(jié)臂驅(qū)動之后使它返回。為了讓鼓式制動器正常工作，制動蹄必須與鼓靠近，但又不能接觸鼓。如果制動蹄與鼓相隔太遠（例如，由于制動蹄已磨損），那么活塞需要更多的制動液才能完成這

4、段距離的行程，并且當您使用制動器時，制動踏板會下沉得更靠近地板。這就是大多數(shù)鼓式制動器都帶有一個自動調(diào)節(jié)器的原因。當襯塊磨損時， 制動蹄和鼓之間將產(chǎn)生更多的空間。汽車在倒車過程中停止時，會推動制動蹄，使它與鼓靠緊。當間隙變得足夠大時，調(diào)節(jié)桿會搖動足夠的幅度，使調(diào)節(jié)器齒輪前進一個齒。 調(diào)節(jié)器上帶有像螺栓一樣的螺紋，因此它可以在轉(zhuǎn)動時松開一點，并延伸以填充間隙。 每當制動蹄磨損一點時，調(diào)節(jié)器就會再前進一點，因此它總是使制動蹄與鼓保持靠近。一些汽車的調(diào)節(jié)器在使用緊急制動器時會啟動。如果緊急制動器有很長一段時間沒有使用了，則調(diào)節(jié)器可能無法再進行調(diào)整。因此，如果您的汽車裝有這類調(diào)節(jié)器，一周應至少使用緊急

5、制動器一次。汽車上的緊急制動器必須使用主制動系統(tǒng)之外的動力源來啟動。鼓式制動器的設計允許簡單的線纜啟動機構。鼓式制動器最常見的維修是更換制動蹄。一些鼓式制動器的背面提供了一個檢查孔，可以通過這個孔查看制動蹄上還剩下多少材料。當摩擦材料已磨損到鉚釘只剩下0.8 毫米長時，應更換制動蹄。如果摩擦材料是與后底板粘合在一起的（不是用鉚釘），則當剩余的摩擦材料僅為1.6 毫米厚時，應更換制動蹄。.圖 3. 制動蹄與盤式制動器中的情況相同，制動鼓中有時會磨損出很深的劃痕。如果磨損完的制動蹄使用時間太長， 將摩擦材料固定在后部的鉚釘會把鼓磨出凹槽。 出現(xiàn)嚴重劃痕的鼓有時可以通過重新打磨來修復。 盤式制動器具

6、有最小允許厚度， 而鼓式制動器具有最大允許直徑。由于接觸面位于鼓內(nèi)，因此當您從鼓式制動器中去除材料時，直徑會變大。圖 4. 制動鼓第二章：制動系的主要參數(shù)及其選擇.一、制動力及制動力分配系數(shù)分析.二、汽車前后車輪同時抱死時的制動力和分配系數(shù)1、制動力（滿載）假設汽車的同步附著系數(shù)為0 =0.8.在前后車輪均被抱死時，q=0 =0.8,這時前后軸車輪的制動器制動力ff 1 、 ff 2 即是理想最大制動力，此時fb 、 ff 和 f 相等，所以有：（ fb 為汽車總的地面制動力，ff 為汽車總的制動器制動力，f 車輪與路面總的附著力）l=3.8ml1=2.62ml2=1.18mhg=0.93mf

7、b1ff 1fg (l20hg )0 =24891.2nlfff 2fg (lh )0 =24786.628nb2l10 g2、制動力分配系數(shù)與同步附著系數(shù)假設汽車的同步附著系數(shù)為0 =0.8.則制動力分配系數(shù)0 hgb=0.5l3、制動強度和附著系數(shù)利用率取該車所能遇到的最大附著系數(shù)為max =1 ，從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)來確定各軸的最大制動力矩。=1 時，后軸先抱死，當后軸剛要抱死時，可推出得：fbgl1=66.8039kn( 0)hgl1ql1=0.9342()hl01gl1=1.87=0.9342l1(0 )hg1.87 (1 0.8)*0.8864、最大制動力矩對于選取較大0

8、值的汽車，這類車輛經(jīng)常行駛在良好道路上，車速較高，后輪制動抱死失去穩(wěn)定而出現(xiàn)甩尾的危險性較前一類汽車大得多。因此應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出.發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。tf 2maxg(lqh )r2800*9.81 *(1.87 0.9134*0.886)*1*0.35l1ge2.8=10100.5nmt f 1max1tf 2max0.585 *5403.08=10143.2nm10.5855、制動器因數(shù)領蹄的制動蹄因數(shù)nfhf2.6bf 1b 1f cpb從蹄的制動蹄因數(shù)為nfhfbf11 f c2.6pbb6、鼓式制動器主要結構參數(shù) 、車輪的滾動半徑為r=407.5mm, 通過中華

9、人民共和國國標，載重汽車標準,輪輞直徑為1d=16in=406.4mm制動鼓直徑d,通過查表得d/dr=0.787d=d*78.7%=406.4*0.787=320mm取 d=300mm制動間隙取 0.3mm. 、制動蹄摩擦片包角寬度 b 和單個制動器摩擦襯片總面積，取 =90 a=4002cm （前2軸制動器） a=400 cm2(后軸制動器 )ab=r =16.98cm （前輪制動器摩擦片寬度）ab=r =16.98cm （后輪制動器摩擦片寬度）3。 、摩擦襯塊起始角。 =/2=454f。作用線的距離 e 、制動器中心張開到張開力e=0.8r=0.8*15=12cma 與 c 、制動器距支

10、撐點位置坐標5.a=0.8r=0.8*15=12cm兩支承 之 距離k=1.5cm第三章：鼓式制動器設計計算一、制動蹄片上的制動力矩前 個制 器 能 生的最大制 力矩:tftf 1 max/ 25071nm 個蹄片上的制 力矩ttf 1p1 fh1 ccostp2fh2ccostf 112f sinf sin12ff1 p1b1 12 p2 b 2 . .2nxarctancos2cos2 / 2sin 2sin 2arctanny3. 14r coscos/ cos2222cos2sin 2sin 2. .4tfttf 1 ttf 2p1b1p2 b2 . .5: 于液 的制 器，由于 p1

11、 p2 ,故所需要的 開力 p tf / b1 b2.6由上 可得參數(shù)數(shù)據(jù)：r=159.65mm ， c =131.46860 =13.19， =9 0，= 31.81 ，=121.8 1， f=0.35tf7955.64nm將參數(shù) 入1 2 3 4 56 算得：10.115 ，20.5 10.22025 ，20.22025b10.0009268, b20.002693 入 .6 式得 p=2197.8kn.同理可得后 個制 器另外，在 算蹄式制 器 ，必 蹄有無自 的可能。由式子 1 得出自 條件，當 式得分母等于零 ，蹄自 ，即蹄式制 器的自 條件 c cos 1f sin 1f 10c

12、cos 1如果式子 f成立， 不會自 1c sin 1代入數(shù)據(jù)得 0.350.637，所以成立！因 后 取的 胎一 ， 只有摩擦 片不一 ，而且前 的制 力矩比 大，所以只需 前 即可，后 也 足條件。二、摩擦 片的磨 特性 算1、比能量耗散率e（取極限工況）雙 汽 個前 制 器和 個后 制 器的比能量消耗率分 是e11 *a12v22mv722ta1 1mv2v212*a12 8e2ta22其中 ma 汽 量6330kg， 汽 回旋 量 算系數(shù)取1 里， v1 =18m/s，v20， tv1v2， j 制 減速度 里取 0.6g； a1, a2 分 前、后制 j器 片的摩擦面 ， 制 力分配

13、系數(shù) 里 0.501.因 于鼓式制 器的比能量耗散率小于等于1.8w / mm2故 足要求！2、 個 的磨 特性指 可用 片比摩擦力ff 0 表示當汽 生最大制 力 ，前 個制 器的制 力矩1400cm2tf=5018 ， r=150mm ， affo=tf/ra=0.4210.48n/mm2所以符合要求！3.比滑磨功lf.由動初速度至停車所完成的單位襯片面積的比滑磨功l f 衡量，最大車速為100 公里每小時車輪制動器個制動襯片的總摩擦面積為1600cm2得 lflf滿足條件第四章：制動器主要零部件的結構設計與強度計算一、制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量， 制動時氣溫升不應超過極限

14、值。 制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合式制動鼓。也可用在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合影城制動鼓。本設計選擇鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)測離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒！二、制動蹄輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 t 形鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成； 大噸位載貨汽車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽， 使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻， 因而使

15、襯片的磨損較為均勻， 并可減少制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度， 這里我們?nèi)?7mm 。摩擦襯片的厚度取 10mm，制動蹄寬度取 60mm，襯片可鉚接在制動蹄上，噪聲比較小！三、制動底板制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動地板承受這制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓形成的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。四、制動蹄支承二自由度制動蹄的支承，結構簡單， 并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了是具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45 號鋼

16、制造并高頻淬火。五、制動輪鋼制動輪鋼為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單， 在車輪制動器中布置方便。輪缸的鋼體由灰鑄鐵ht250 組成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造?；钊舛擞袖撝频拈_槽頂塊，以支撐插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪鋼的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。六、摩擦材料制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)， 抗熱衰退性能要好， 不應在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應有好的耐熱性，低的吸水性，低的壓縮率，低的熱傳導率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪力、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良氣味，

17、應盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。.當前，在制動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劑、 調(diào)整摩擦性能的填充劑等混合后，在高溫下模壓成型的。這里取模壓材料即可。七、制動器主要零件的強度計算1、制動蹄支承銷剪切應力計算如下圖所示， 假設制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點位于制動蹄摩擦片襯片的工作表面上，其法向合力n1, n 2 ; 與支承銷的反力 s1 分別平行。對兩蹄分別繞中心o 點取距，得p1an1 frs1c ， p2an 2 frs2cp1a n1 frp2a n 2 fr得 s1， s2cc一般來說， s1 的值總要大于 s2 的值，故僅計算領蹄的支承銷的剪

18、切應力即可：s1p1an 1 fr1ac 1帶入數(shù)據(jù)得 295n / mm2345n / mm2 符合a要求！其中 a 為支承銷的截面積；f 為摩擦系數(shù)；為許用剪切應力；支承銷由45 號剛制造并.高品淬火。2、緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈阌梢阎獥l件得，可算出制動蹄的最大制動力距ttf 2 max 。如果已知鉚釘?shù)臄?shù)目 n、f 1 max,鉚釘?shù)闹睆絛 及材料，即可驗算其剪切應力：tf 1 maxd 2 n帶入數(shù)據(jù)可得符合要求4詳細 dwg 圖 紙 請 加：三二 1 爸 爸 五 四 0 六全套資料低價拾元起第五章：制動驅(qū)動機構的結構形式選擇與設計計算1、 制動驅(qū)動機構的結構形式選擇.型式制動力源工作介質(zhì)力傳遞