CA6780中型客車后輪制動器設計【說明書+CAD】

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However , with the passenger car increasing , security catches more and more attentions of people . The brake system is one of the influence of the security system , at the same time the brakes is the core of the brake system . Thus it is important for the analysis and design calculations on the structure of the brake . The design specifications first introduced in the brake system development, form and meaning , and by the analysis of the brake system , determining the design of programme - with motivation in the brake drum device is cam . Followed by a given technical parameters for the brake the main arguments to choose and the brake for design calculations . Main showcases process of analysis have attracted . Determine the motive force and the system of distribution of power, the brake system and the brake the structure of the rectangle parameter to determine and brake tension and efficiency factor calculation . Then design on the main parts of the brake and check the strength of structure on some components .Last finish the design through Auto CAD . 朗讀 顯示對應的拉丁字符的拼音 ? 字典 Keywords:Passenger Car；Brake System；Drum Brakes；Brake Parameters；Structure I 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1制動系統(tǒng)的發(fā)展概況及組成 1 1.2制動器的研究現(xiàn)狀 3 1.3制動器的設計的意義 5 1.4制動器設計的主要內(nèi)容 6 第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 7 2.1制動器形式方案分析 7 2.1.1鼓式制動器 7 2.1.2盤式制動器 9 2.2制動驅動機構的結構形式選擇 10 2.2.1簡單制動系 10 2.2.2動力制動系 10 2.3本章小結 11 第3章 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 12 3.1制動器設計相關主要技術參數(shù) 12 3.2同步附著系數(shù)的分析 12 3.3確定前后軸制動力矩分配系數(shù) 12 3.4制動器制動力矩確定 13 3.5鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 13 3.5.1鼓式制動器的結構參數(shù) 13 3.5.2摩擦片的摩擦系數(shù) 14 3.6本章小結 15 第4章 制動器的設計計算 16 4.1制動蹄片上的制動力矩與張開力 16 4.2制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)的分析計算 20 4.2.1后輪鼓式制動器效能因數(shù) 20 4.2.2摩擦襯片的磨損特性計算 21 4.3駐車制動計算 23 4.4本章小結 24 第5章 制動器主要零部件結構設計 25 5.1制動鼓 25 5.2制動蹄 25 5.3制動底板 25 5.4制動蹄的支承 25 5.5凸輪式張開機構 26 5.6制動器的工作間隙 26 5.7本章小結 26 第6章 制動器零部件的強度校核 27 6.1凸輪軸強度校核 27 6.2緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈?27 6.3制動蹄支承銷剪切應力計算 28 6.4回位彈簧強度校核 29 6.5本章小結 29 結論 30 參考文獻 31 致謝 32 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1制動系統(tǒng)的發(fā)展概況及組成 1.制動系統(tǒng)的發(fā)展 從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構形式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。它們工作原理基本相同，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大改變，出現(xiàn)了很多新型結構形式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結構型式和功能形式發(fā)生相應的改變。 汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結構型式的變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生很大變化[2] 2.汽車制動系統(tǒng)的組成 制動系統(tǒng)主要由下面四個部分組成： （1）供能裝置;也就是制動能源，包括供給、調(diào)節(jié)制動所需能量以及各個部件，產(chǎn)生制動能源的部分稱為制動能源； （2）控制裝置：包括產(chǎn)生制動動作和控制制動效果的部件； （3）傳動裝置：包括制動能量傳遞到制動器的各個部件； （4）制動器：產(chǎn)生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統(tǒng)中的部件； 現(xiàn)代的制動系統(tǒng)還包括制動力調(diào)節(jié)裝置和報警裝置，壓力保護裝置等輔助裝置。 供能裝置主要是指制動能源，制動能與能源有人力制動、伺服制動、動力制動、動力制動或者上述任兩者的結合使用。 人力制動是開始有制動系統(tǒng)時的制動能源，它有機械式制動、液壓式制動兩種形式。機械式制動主要用于駐車制動系統(tǒng)中，駐車制動系統(tǒng)中要求機械鎖止方法保證汽車在原地停止不動，在任何情況下不至于滑動。液壓式制動是通過制動踏板推動制動主缸，進而使制動器進入工作狀態(tài)。伺服制動兼用人力和發(fā)動機作為制動能源，正常情況下制動能源由動力伺服系統(tǒng)供給，動力伺服系統(tǒng)失效時可由人力供給制動能源，這時伺服制動就變成人力制動。動力制動系統(tǒng)的制動能源是發(fā)動機所驅動的油泵或者氣泵，人力作為控制來源可分為氣壓制動，氣頂液制動，液壓制動。其中氣壓制動是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。液壓制動是目前得到廣泛應用的一種制動系統(tǒng)，技術已經(jīng)非常成熟[2]。 控制裝置的發(fā)展 最早的人力制動，是通過機械的連接產(chǎn)生制動動作。發(fā)展到人力控制制動，通過踩制動踏板啟動制動，再由傳動裝置把制動踏板力傳到真空助力器，經(jīng)過真空助力器的助力擴大后，傳遞到制動主缸產(chǎn)生液壓力，然后通過油路把液壓力傳遞到每個輪缸，開始制動。隨著清潔能源汽車和電動汽車的研究應用，以及電子技術在汽車上面廣泛應用，制動系統(tǒng)的控制裝置也出現(xiàn)了電子化的趨勢，其中電制動完全改變了制動系統(tǒng)的控制和管理，會使汽車制動系統(tǒng)發(fā)生革命性的變化，它采用電子控制，可以更加準確、更高效率的實現(xiàn)制動。 傳動裝置的發(fā)展 人力制動時代是采用機械的傳動裝置，氣（液）壓制動利用氣（液）壓力和連接管路把制動力傳遞到制動器。電子制動則是利用制動電機產(chǎn)生制動力直接作用到制動器，它的控制信號來控制單元（ECU），用信號傳遞制動信號和制動力信息。 制動器的發(fā)展 制動器就是剎車。是使機械中的運動件停止或減速的機械零件。俗稱剎車、閘。制動器主要由制動架、制動件和操縱裝置等組成。有些制動器還裝有制動件間隙的自動調(diào)整裝置。為了減小制動力矩和結構尺寸，制動器通常裝在設備的高速軸上，但對安全性要求較高的大型設備(如礦井提升機、電梯等)則應裝在靠近設備工作部分的低速軸上。有些制動器已標準化和系列化，并由專業(yè)工廠制造以供選用。 制動器分為行車制動器（腳剎），駐車制動器（手剎）。在行車過程中，一般都采用行車制動（腳剎），便于在前進的過程中減速停車，不單是使汽車保持不動。若行車制動失靈時才采用駐車制動。當車停穩(wěn)后，就要使用駐車制動（手剎），防止車輛前滑和后溜。停車后一般除使用駐車制動外，上坡要將檔位掛在一檔（防止后溜），下坡要將檔位掛在倒檔（防止前滑）。使機械運轉部件停止或減速所必須施加的阻力矩稱為制動力矩。制動力矩是設計、選用制動器的依據(jù)，其大小由機械的型式和工作要求決定。制動器上所用摩擦材料（制動件）的性能直接影響制動過程，而影響其性能的主要因素為工作溫度和溫升速度。摩擦材料應具備高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)和良好的耐磨性。摩擦材料分金屬和非金屬兩類。前者常用的有鑄鐵、鋼、青銅和粉末冶金摩擦材料等，后者有皮革、橡膠、木材和石棉等。 制動器可以分為摩擦式和非摩擦式兩大類。 ①摩擦式制動器?？恐苿蛹c運動件之間的摩擦力制動。按制動件的結構形式又可分為外抱塊式制動器、內(nèi)張?zhí)闶街苿悠鳌街苿悠?、盤式制動器等；按制動件所處工作狀態(tài)還可分為常閉式制動器（常處于緊閘狀態(tài)，需施加外力方可解除制動）和常開式制動器（常處于松閘狀態(tài)，需施加外力方可制動）；按操縱方式也可分為人力、液壓、氣壓和電磁力操縱的制動器。制動器的結構型式。 ②非摩擦式制動器。主要有磁粉制動器（利用磁粉磁化所產(chǎn)生的剪力來制動）、磁渦流制動器（通過調(diào)節(jié)勵磁電流來調(diào)節(jié)制動力矩的大小）以及水渦流制動器等。按制動件的結構形式又可分為外抱塊式制動器、內(nèi)張?zhí)闶街苿悠?、帶式制動器、盤式制動器等；按制動件所處工作狀態(tài)還可分為常閉式制動器（常處于緊閘狀態(tài)，需施加外力方可解除制動）和常開式制動器(常處于松閘狀態(tài)，需施加外力方可制動)；按操縱方式也可分為人力、液壓、氣壓和電磁力操縱的制動器。按制動系統(tǒng)的作用制動系統(tǒng)可分為行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、應急制動系統(tǒng)及輔助制動系統(tǒng)等。上述各制動系統(tǒng)中，行車制動系統(tǒng)和駐車制動系統(tǒng)是每一輛汽車都必須具備的。`統(tǒng)稱為動力制動系統(tǒng)；兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系統(tǒng)稱為伺服制動系統(tǒng)或助 力制動系統(tǒng)。按制動能量的傳輸方式制動系統(tǒng)可分為機械式、液壓式、氣壓式、電磁式等。同時采用兩種以上傳能方式的制動系稱為組合式制動系統(tǒng)[2]。 1.2制動器的研究現(xiàn)狀 在汽車技術飛速發(fā)展的今天，隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。 作為制動系重要組成部分之一的制動器的發(fā)展對汽車的安全性，可靠性有著極大的意義。 <1>對于國外客車制動器的選擇原則，在歐洲，越來越多的客車采用4輪盤式制動系統(tǒng)，并大有取代以往的鼓式制動器之勢。鼓式制動器雖然常規(guī)制動效果好，但如果多次連續(xù)制動或下長坡制動，就會引起制動器溫度迅速升高，對制動的有效性和制動器本身帶來的安全性有較大的影響。而盤式制動器則有效地克服了鼓式制動器的弊端，并且具有良好的熱穩(wěn)定性和水穩(wěn)定性，能夠防止汽車跑偏，并確保汽車穩(wěn)定的制動效果，從而規(guī)避了制動風險。可以說4輪盤式制動器是客車行業(yè)制動系統(tǒng)的發(fā)展方向。由于他們對價格不敏感，他們主要追求性能加上汽車技術比較發(fā)達，目前已經(jīng)基本上形成“前盤后盤”的形式[5]。 <2>而在國內(nèi)我國制動器發(fā)展前景廣闊，據(jù)統(tǒng)計，預計2009年汽車產(chǎn)量將達到1273.7萬輛，2010、2011年將持續(xù)保持增長，預計增長率在19%至20%之間。2009年中國將成為世界第一汽車生產(chǎn)大國，同時中國汽車消費量占全球總消費量比例已達12%，在2015年左右國內(nèi)汽車銷售也有望超過美國，成為第一大汽車消費市場。到2020年，中國本土汽車產(chǎn)量將達到2000萬輛左右，其中兩成產(chǎn)品將進入國際市場[6]。 目前乘用車主要采用前盤后鼓式和全盤式制動器，20%的乘用車采用前盤后鼓式制動器，全鼓式制動器已在乘用車領域淘汰；商用車主要采用全鼓式制動器，只有高檔客車和有特殊需求的車輛才采用全盤式制動器。隨著對汽車制動性能的提高，越來越多的先進電子制動技術得到采用。從中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計的情況來看，2008年汽車鼓式制動器總成需求規(guī)模達到2046萬臺，其中乘用車鼓式制動器總成市場377萬臺，商用車鼓式制動器總成市場1669萬臺，預計2013年乘用車鼓式制動器總成市場928萬臺，商用車鼓式制動器總成市場2937萬臺。目前主要生產(chǎn)企業(yè)有亞太機電、重慶紅宇、萬向錢潮、浙江萬安等企業(yè)。亞太機電一直是我國鼓式制動器產(chǎn)量最大的企業(yè)[6]。 制動器作為制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，它是將汽車的動能以摩擦方式轉化為熱能并加以吸收的機構，不僅要按產(chǎn)生足夠的制動力的條件，還要按能量容量和磨損壽命足夠的條件來確定制動器。為確保制動穩(wěn)定性可靠，熱穩(wěn)定性好，壽命長，造價低，現(xiàn)今的制動器產(chǎn)品無論從性能、結構方面，還是生產(chǎn)制造方式和操縱控制方面，都在發(fā)生著諸多的變化。它們大大地優(yōu)化了制動器各方面的性能，從某種程度上看,這些變化也反映了汽車制動器的發(fā)展方向。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。盤式制動器和鼓式制動器分別用于前輪和后輪。是汽車上最重要的安全件[2]。 目前汽車制動器基本都是摩擦制動器按照摩擦副中旋轉元件的不同分為鼓式制動器和盤式制動器兩大類。鼓式制動器又有領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式 、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結構型式。盤式制動器有固定鉗式，浮動鉗式，浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式?；瑒鱼Q式是目前使用廣泛的一種盤式制動器 。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠 性和安全性也好，而得到廣泛應但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復雜的手驅動機構，因而在后輪上的應用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)組成。電動汽車和混合動力汽車上具有再生制動能力的電機，在回收制動能量時起制動作用，它引入了新型的制動器。作為一種新的制動型式，勢必引起制動型式的變革。電制動系統(tǒng)制動器是基于傳統(tǒng)的制動器，也分為盤式電制動器和鼓式電制動器，鼓式電制動器由于制動熱衰退性等缺點，將來汽車上會以盤式電制動器為主[9]。 盤式制動器相比鼓式制動器，盤式制動器的優(yōu)勢已經(jīng)得到廣泛認可。鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。而盤式制動器在液力助力下制動力大，舒適性更強，性能穩(wěn)定，在各種路面都有較鼓式制動器更好的制動表現(xiàn)，尤其在長下坡等需要長時間制動的路段。雖然盤式制動器性能優(yōu)于鼓式制動器，但是自剎作用，鼓式剎車有良好的自剎作用，由于剎車來令片外張，車輪旋轉連帶著外張的剎車鼓扭曲一個角度(當然不會大到讓你很容易看得出來)剎車來令片外張力(剎車制動力)越大，則情形就越明顯，因此，一般大型車輛還是使用鼓式剎車，除了成本較低外，大型車與小型車的鼓剎，差別可能祗有大型采氣動輔助，而小型車采真空輔助來幫助剎車。成本較低：鼓式剎車制造技術層次較低，也是最先用于剎車系統(tǒng)，因此制造成本要比碟式剎車低。同時由于技術和成本原因想要普及前盤后盤的形式還需一個長期過程。目前國內(nèi)只有中高檔城際大客車普遍使用盤式制動器，鼓式制動器造價便宜，而且符合傳統(tǒng)設計，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，大多數(shù)客車采用前盤后鼓的形式選擇制動器類型[10]。 1.3制動器的設計的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,交通事故也不斷增加。人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。據(jù)有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%?？梢姡苿酉到y(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。制動器作為制動系統(tǒng)的核心制動器的好壞直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。 1.4制動器設計的主要內(nèi)容 本次設計是通過查閱相關資料，掌握制動器設計的基本步驟和要求，及制動器總成的相關設計方法，運用汽車設計和汽車構造的基礎知識，學習和利用CAD繪圖軟件對CA6780中型客車的制動器進行設計使其具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 第2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 2.1制動器形式方案分析 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類[3]。 2.1.1鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為： (1)領從蹄式制動器 如2-1圖所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 (2)雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2-2所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動 時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 (3)雙向雙領蹄式制動器 如圖2-3當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 (4)單向增力式制動器 單向增力式制動器如2-4圖所示兩蹄下端以頂桿 相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因 此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 (5)雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器如圖2-5。對雙向增力式制 動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓經(jīng)制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時也不會產(chǎn)生高溫，故其熱衰退問題并不突出。 但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。本次設計最終采用的是領從蹄式制動器[16]。 圖2-1領從蹄式制動器 圖2-2雙領蹄式制動器 圖2-3雙向雙領蹄式制動器 圖2-4單向增力式制動器 圖2-5雙向增力式制動器 2.1.2盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內(nèi)側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 （2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。 通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點。 制動穩(wěn)定性好，的效能因素與摩擦系數(shù)關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數(shù)的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。 盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。 輸出力矩平衡，而鼓式則平衡性差。 制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。 車速對踏板力的影響較小。 但盤式制動器制動效能低，兼做駐車制動時需加裝輔助制動裝置因而在后輪上應用受到限制。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定CA6780客車的后輪制動器設計采用鼓式。并采用領從蹄式制動器。 2.2制動驅動機構的結構形式選擇 根據(jù)制動力原的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式。 2.2.1簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動塌板上或手柄上的力作為制動力原。而傳力方式又有機械式和液壓式兩種。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。 液壓式的簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1s~0.3s），工作壓力大(可達10Mpa~12Mpa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機構或制動塊的壓緊機構，使之結構簡單、緊湊，質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“汽阻”，使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時（-25℃和更低時），由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于其操縱較沉重，不能適應現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車亡已極少采用。 2.2.2動力制動系 動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比例關系在動力制動系中便不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐獭? 動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。 （1）氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質(zhì)量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上。但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結構復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時間較長（0.3s~0.9s），因此，當制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離較遠時，有必要加設氣動的第二級控制元件——繼動閥（即加速閥）以及快放閥；管路工作壓力較低（一般為0.5Mpa~0.7Mpa），因而制動氣室的直徑大，只能置于制動器之外，再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄，使非簧載質(zhì)量增大；另外，制動氣室排氣時也有較大噪聲。 （2）氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源的一種制動驅動機構。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結構復雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為9t~11t的中型汽車上也有所采用。 （3）全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操縱輕便、制動反應快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向、液壓懸架、舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其結構復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重型礦用自卸汽車[16]。 2.3本章小結 本章通過對制動器類型的比較和具體分析，總結出各種不同制動器的應用場合和制動器的優(yōu)缺點及使用方式。通過本章內(nèi)容對本次設計的制動器進行初步選取。 第3章 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 3.1制動器設計相關主要技術參數(shù) 整車質(zhì)量： 空載：3010kg 滿載：9700kg 質(zhì)心高度： 空載：hg=0.62m 滿載：hg=0.97m 軸 距： L=3.8m 最高車速： 140km/h 車輪工作半徑：508mm 輪 胎： 10R20 同步附著系數(shù)： 3.2同步附著系數(shù)的分析 (1)當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； (2)當時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； (3)當時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用[3]。 3.3確定前后軸制動力矩分配系數(shù) 根據(jù)所給定的同步附著系數(shù) 由公式得 (3.1) 滿載時 3.4制動器制動力矩確定 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的后軸最大附著力矩 (3.2) (3.3) 式中——該車所能遇到的最大附著系數(shù)(大中型客車取0.45～0.65取0.65) q——制動強度； ——車輪有效半徑 ——后軸最大制動力矩 G——汽車滿載質(zhì)量 L——汽車軸距 其中 3.5鼓式制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.5.1鼓式制動器的結構參數(shù) （1）制動鼓直徑D 輪胎規(guī)格為10R20 輪輞為20in 表3-1客車與轎車的輪輞直徑與制動鼓直徑的關系 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20 制動鼓內(nèi)徑/mm 轎車 180 200 240 260 —— —— 客車 220 240 260 300 320 420 查表得制動鼓內(nèi)徑D=420mm D=mm 根據(jù)客車D/Dr=0.70～0.83之間選取 取D/Dr=0.8 D=406.4mm。 （2）制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b 摩擦襯片的包角在=～范圍內(nèi)選取。 取= 表3-2制動器襯片摩擦面積 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 1.5~2.5 100~200 200~300 客車與貨車 1.0~1.5 1.5~2.5 2.5~3.5 3.5~7.0 7.0~12.0 12.0~17.0 120~200 150~250（多為150~200） 250~400 350~650 550~1000 600~1500（多為600~1200） 根據(jù)單個制動器總的襯片摩擦面積表∑A取550～1000cm2 初選A=850 其中為弧度。 b=850/（203.2×100π/180）=240mm （3）摩擦襯片初始角的選取 根據(jù) （4） 張開力P作用線至制動器中心的距離a 根據(jù)a=0.8R得a=0.8×203.2=162.56mm取163 制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c 根據(jù)c=0.8R得c=0.8×203.2=162.56mm取161 3.5.2摩擦片的摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(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。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所以選擇摩擦系數(shù)f=0.3 3.6本章小結 本章通過已知的制動器主要參數(shù)對制動器內(nèi)的結構參數(shù)及同步附著系數(shù)、摩擦系數(shù)、制動力矩等主要部件和參數(shù)進行計算和選取。 第4章 制動器的設計計算 4.1制動蹄片上的制動力矩與張開力 計算鼓式制動器，必須查明蹄壓緊到制動鼓上的力與產(chǎn)生制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，如圖4-1所示。它位于a角內(nèi)，面積為bRda ，其中b 為摩擦襯片寬度，單元面積bRda R為制動鼓半徑。 制動鼓作用在微元面積上的法向力為 (4.1) 而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動力矩為 (4.2) 從到區(qū)段積分上式得到 (4.3) 法向壓力均勻分布時，有 (4.4) 由（4.3）、（4.4）可求出不均勻系數(shù) (4.5) 由（4.3）、（4.4）給出的是由壓力計算制動力矩的方法，在實際計算中也可以采用由張開力P計算制動力矩的方法，且更為方便 圖4-1計算制動力矩簡圖 圖4-2計算張開力簡圖 增式蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下： (4.6) 式中：-摩擦系數(shù) -單元法向的合力 -摩擦力的的作用半徑 若已知制動蹄的幾何參數(shù)及法向壓力的大小便可計算出蹄的制動力矩。 如圖4-1所示為了計算與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： (4.7) (4.8) 式中：-支承反力在軸上的投影； -軸與的作用線之間的夾角。 (4.9) 聯(lián)立（4.8）、（4.7）式得到 (4.10) 將式（4.10）帶入式（4.6）中得到領蹄的制動力矩為 (4.11) 對于從蹄可得類此的表達式 (4.13) 為了確定及必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上的分量和的合力，根據(jù)公式（4.1）有 （4.13）式中 （4.13） 所以 （4.14） 式中= 100°摩擦襯片起始角=40°，題目取 =10°則=30°, =130°。 根據(jù)（4.3）（4.6）得則有 那么 根據(jù)和其中 因此 由于領蹄與從蹄對稱布置，所以=，得出 對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和即 (4.15) 對凸輪張開機構，其張開力可有前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出。 ， （4.16） 知道了制動力矩與張開力的關系，計算鼓上的制動力矩，在汽車設計時應滿足最大制動力（為附著力）根據(jù)公式 （4.17） 式中：地面附著系數(shù)=0.7（干水泥混凝土路面） 汽車重力G=9700×9.8=95060N 根據(jù)前后車輪制動器制動力分配系數(shù) 聯(lián)立得 單個后輪制動器制動力。單個后輪制動力矩為 （4.18） 式中：為車輪滾動半徑。 由于CA6780D226選用的輪胎型號是10R20，子午線普通花紋輪胎。此輪胎斷面寬254mm，充氣后278mm，滾動半徑=493mm，即輪胎在額定載荷時滾動半徑。 根據(jù)公式（4.18）單個后輪制動力矩 計算張開力得 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖現(xiàn)象的可能。由式（4.10）得出自鎖條件 c`=(COS＆1+fsin＆1)-fR (4.19) 如果式就不會自鎖 因為,所以滿足條件不自鎖。由（4.3）和（4.10）式可計算出領蹄表面最大壓力為 = =1.1945N/mm2=1195kpa 4.2制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)的分析計算 4.2.1后輪鼓式制動器效能因數(shù) （1）領蹄制動蹄因數(shù) 鼓式制動器的簡化圖，如圖4-3 圖4-3鼓式制動器簡化受力圖 根據(jù)公式：可知 （2）從蹄的制動因數(shù) 根據(jù)公式：得出 注h/b=2， c/b=1，h=326所以b=163，c=163. 圖4-4制動蹄因數(shù)及其導數(shù)與摩擦系數(shù)的關系 1.領蹄；2.從蹄 4.2.2摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質(zhì)，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內(nèi)制動摩擦產(chǎn)生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重[3]。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 (4.20) (4.21) 式中：——汽車回轉質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時，； ——汽車總質(zhì)量； ，——汽車制動初速度與終速度，/；計算時客車取18/； ——制動時間，單位；按下式計算單位 t==18/6=3； ——制動減速度，， 0.6×106； ——后制動器襯片的摩擦面積；質(zhì)量在7.0—12/t的客車摩擦襯片面積在550-1000cm，故取=85000mm —— 制動力分配系數(shù)。 2 客車鼓式制動器的比能量消耗率應不大于1.8，故符合要求。 磨損特性也可以用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的磨損功 (4.22) 式中：—汽車總質(zhì)量 —汽車最高車速 —車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積 —許用比摩擦功，對于客車和貨車取600J/cm2~800 J/cm2 滿足要求。 4.3駐車制動計算 汽車在上坡路上停駐的受力如圖所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為 圖4-5汽車在坡路上停駐受力簡圖 根據(jù)后軸車輪附著力與后輪駐車制動的制動力相等的條件可求得汽車在上坡和下坡路上停駐時的坡度極限傾角。 (4.23) 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡傾角為 (4.24) 汽車在下坡可能停駐的極限下坡路傾角為 (4.25) 故滿載時： 空載時： 一般要求各類汽車的最大駐車坡度不應小于16%~20%汽車列車的最大停駐坡度約為12%左右。 由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定。 汽車滿載在上坡時后軸的駐車制動力矩接近于有a所定的極限值 4.4本章小結 本章是對制動器內(nèi)部各主要參數(shù)的計算，主要為制動力矩和制動張開力、制動效能因數(shù)和制動蹄因數(shù)計算以及駐車制動的主要參數(shù)計算。 第5章 制動器主要零部件結構設計 5.1制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N·cm～20 N·cm；對貨車和客車為30N·cm～40 N·cm[3]。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由11 mm增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm～12mm；中、重型載貨汽車為13mm～18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙[3]。本次設計采用的材料是灰鑄鐵HT200。 5.2制動蹄 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車和客車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm～5mm；貨車和客車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小[3]。本次制動蹄采用的材料為HT200。 5.3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。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻[3]。本次設計采用可聯(lián)鑄鐵KTH370—12。 5.4制動蹄的支承 二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使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號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置[3]。 5.5凸輪式張開機構 凸輪式張開機構的凸輪及其軸是由45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經(jīng)高頻淬火處理。凸輪及其軸由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開。滾輪45號鋼制造并高頻淬火[3]。 5.6制動器的工作間隙 制動鼓與摩擦襯片之間或制動盤與摩擦襯塊之間在未制動狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓或制動盤能自由轉動。一般來說，鼓式制動器的設定間隙為0.2mm~0.5,mm；本課題選用0.5mm。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而此間隙量應盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下應設的間隙要通過實驗來確定[3]。 5.7本章小結 本章主要講述制動器內(nèi)部主要零件的選擇標準及尺寸大小其中主要內(nèi)容為制動鼓、制動蹄、制動底板、制動蹄的支撐、凸輪張開機構及制動器工作間隙的選擇。 第6章 制動器零部件的強度校核 6.1凸輪軸強度校核 當汽車制動時，凸輪軸承受轉矩作用。其危險斷面在花鍵軸處，現(xiàn)對花鍵軸的內(nèi)徑進行抗扭強度驗算：