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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計
第1章 緒 論
1.1 課題背景及目的
重型貨車是我國應(yīng)用較廣泛的運輸車，而制動器是重型貨車的重要部件，其制動性能是確保車輛行駛的主、被動安全性和提升車輛行駛的動力性決定因素之一。應(yīng)用Pro/E 軟件建立制動器主要零件的實體模型,然后利用Ansys軟件對制動器摩擦襯片有限元分析，為重型貨車制動器的設(shè)計與研究提供了一種方法，可縮該制動器的研發(fā)周期, 降低產(chǎn)品的研發(fā)成本, 并為進一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計、制造及運動分析奠定了基礎(chǔ)。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
隨著經(jīng)濟的發(fā)展，汽車已經(jīng)成為當今社會最重要的交通工具之一，隨之而來的現(xiàn)象是人們對汽車的動力性、經(jīng)濟性、安全性與舒適性的重點關(guān)注。汽車制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。因此，必須充分考慮制動器的控制機構(gòu)和制動執(zhí)行機構(gòu)的各種性能，然后進行汽車的制動器的設(shè)計以滿足汽車安全行駛的要求。據(jù)有關(guān)資料的介紹，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?，制動器是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，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。制動器是汽車制動系統(tǒng)中最重要的安全部件，對汽車制動器進行深入的分析具有十分重要的意義。
目前，汽車所用都制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。盤式制動器的主要優(yōu)點是一般無摩擦助勢作用，因而制動器效能受摩擦系數(shù)的影響較小，即效能較穩(wěn)定；浸水后效能降低較少，而且只須經(jīng)一兩次制動即可恢復(fù)正常；在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質(zhì)量一般較小；制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，不會像制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導致制動踏板行程過大；較容易實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓式剎車,制動效能的恒定性好,便于安裝像ABS那樣的高級電子設(shè)備。鼓式制動器的主要優(yōu)點是剎車蹄片磨損較少, 成本較低,便于維修。?雖然在汽車制動器領(lǐng)域，盤式制動器將逐步取代鼓式制動器是必然的趨勢，但在現(xiàn)階段，鼓式制動器依然占據(jù)著很重要的位置。。四輪轎車在制動過程中，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，因此轎車生產(chǎn)廠家為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式?，F(xiàn)在轎車上應(yīng)用最為廣泛的是前盤后鼓式或全盤式制動器，其中20％的轎車采用前盤后鼓式制動器雖然在轎車領(lǐng)域全鼓式制動器已基本上淘汰，但在商用車上應(yīng)用最為廣泛仍是全鼓式制動器，至于前盤后鼓式制動器或全盤式制動器只應(yīng)用在有特殊需求客車或高檔客車上。不過對于重型車來說，由于車速一般不是很高，剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設(shè)計。
鼓式制動器相對于盤式制動器，其制動效能和散熱性要差許多。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。而由于散熱性能差，在制動過程中會聚集大量的熱量，制動蹄和制動鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復(fù)雜的變形，容易產(chǎn)生制動衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動效率下降。另外，鼓式制動器在使用一段時間后，要定期調(diào)校剎車蹄的空隙。
針對以上缺點，現(xiàn)在鼓式制動器則采取一些改進措施： 1）合理確定制動鼓的直徑 2）合理確定摩擦襯片寬度 3）合理確定輪轂散熱結(jié)構(gòu) 4）合理選擇輪胎和輪輞??5）加裝氣門嘴固定卡??6）采用目前較先進的技術(shù)，以防車輪過熱，如采用制動間隙自動調(diào)整臂、使用緩速器。
Pro／E是美國參數(shù)化公司(Parametric TechnologyCorporation，簡稱PTC)開發(fā)的CAD／CAE／CAM軟件，是一套由設(shè)計至生產(chǎn)的機械自動化軟件，是新一代的產(chǎn)品造型系統(tǒng)，是一個參數(shù)化、基于特征的實體造型系統(tǒng)，并且具有單一數(shù)據(jù)庫功能。該軟件先進的設(shè)計理念體現(xiàn)了機械設(shè)計自動化(Me—chanical Design Automation，MDA)系列軟件的最新發(fā)展方向，成為提供工業(yè)解決方案的有力工具，因而被廣泛用于工業(yè)設(shè)計、機械設(shè)計、機構(gòu)仿真、有限元分析、電子、航空、航天、軍工等行業(yè)。
隨著計算機輔助設(shè)計和輔助制造技術(shù)的飛速發(fā)展，其應(yīng)用領(lǐng)域的日益擴展，已使工程設(shè)計業(yè)和制造業(yè)發(fā)生了深刻的變化，這一點的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計發(fā)方面表現(xiàn)的尤為顯著。三維造型技術(shù)、參數(shù)設(shè)計技術(shù)和虛擬現(xiàn)實技術(shù)等新概念、新辦法已經(jīng)滲透到傳統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，并發(fā)揮出前所未有的作用，推動工程設(shè)計技術(shù)的發(fā)展。
PTC 公司的pro/e是現(xiàn)代CAD系統(tǒng)的代表，由它率先它采用的革命性的設(shè)計思想—基于特征的參數(shù)化設(shè)計，領(lǐng)導了現(xiàn)代CAD發(fā)展的潮流。其主要特征功能有：全相關(guān)性、基于特征的參數(shù)化模型建模、先進的資料管理系統(tǒng)裝配管理工程數(shù)據(jù)庫再利用等，它易于使用，可在各種硬件平臺上運行?？勺屖褂谜咄瑫r完成工業(yè)設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計功能，模擬加工制造，縮短產(chǎn)品開發(fā)的時間和流程。
Pro／E的參數(shù)化設(shè)計技術(shù)(又稱尺寸驅(qū)動幾何技術(shù))的基本思想，是和幾何約束確定產(chǎn)品形狀的幾何特征，參數(shù)化的產(chǎn)品模型由幾何模型和幾何約束共同構(gòu)成，完備的約束模型通過尺寸對幾何形狀的某些控制元素加以約束，構(gòu)成幾何元素惟一完整的表示。參數(shù)化設(shè)計的優(yōu)點(1)參數(shù)化設(shè)計技術(shù)以其強有力的尺寸驅(qū)動修改圖形功能為初始產(chǎn)品設(shè)計，產(chǎn)品建模和修改系列產(chǎn)品設(shè)計提供了有效的手段。 (2)可滿足設(shè)計具有相同或相近幾何拓樸結(jié)構(gòu)的工程系列產(chǎn)品及相關(guān)工藝裝備的需要。(3)可滿足不同零件曲面的公式化高精度設(shè)計。
有限元技術(shù)是機械工程應(yīng)用中普遍采用的現(xiàn)代設(shè)計技術(shù)之一，已經(jīng)成為解決復(fù)雜的工程分心計算問題的有效途徑，近年來隨著計算機技術(shù)普遍提高，有限元技術(shù)取得了突飛猛進的法陣，求解問題的范圍從線性問題發(fā)展到非線性問題，鼓式制動器具有系列化的特點，適于采用參數(shù)化的方法進行設(shè)計和分析計算。因此有限元分析軟件對制動器的分析有重要意義。
近幾年國內(nèi)外鼓式制動器的有限元分析的研究概況如下[8]：1999年C. Hohmann, K.Schiffner, 使用ADINA對一款卡車用鼓式制動器進行了有限元分析，發(fā)現(xiàn)制動鼓與摩擦襯片的法向壓力呈非線性分布。王良模、彭育輝于2002年應(yīng)用大型的機械軟件I—DEAS建立了某一國產(chǎn)雙向自增力鼓式制動器的有限元模型，對其強度進行有限元方法的計算、分析。2003年呂振華、亓昌利用有限元分析軟件ADINA建立一種蹄－鼓式制動器熱彈性耦合動力學分析的三維有限元模型，探討了進行制動器熱彈性耦合有限元分析的過程，通過仿真計算得到制動器工作過程中摩擦副間接觸力分布、制動鼓瞬態(tài)溫度場、應(yīng)力場、變形場等重要信息。此外，劉立剛、王學林利用ANSYS軟件預(yù)測了某重型汽車的鼓式制動器分布式摩擦襯片的壓力分布、制動扭矩、制動器的應(yīng)力分布以及制動器的變形。2005年李亮、宋健通過建立循環(huán)制動過程中溫度鼓式制動器三維有限元仿真場分析的快速有限元仿真模型，對鼓式制動器采用二維有限元仿真，獲得瞬態(tài)溫度場等仿真結(jié)果。2006年JinchunHuang,Charles M.Krousgrill以有限元為手段研究了鼓式制動器嘯叫的機理。
1.3 課題研究方法
任務(wù)要求確定制動系統(tǒng)的總體結(jié)構(gòu)，對制動器的主要參數(shù)進行計算及強度校和，利用Pro/E軟件建立制動器三維模型裝配圖，通過干涉檢查驗證制動器設(shè)計的正確性，利用Ansys軟件對摩擦襯片有限元分析。
深入了解汽車制動系統(tǒng)的構(gòu)造及工作原理；并收集相關(guān)緊湊型轎車制動系統(tǒng)設(shè)計資料；參考現(xiàn)有研究成果，并進行深入的學習和分析，借鑒經(jīng)驗；同時學習有關(guān)汽車零部件設(shè)計準則；充分學習和利用畫圖軟件，并再次學習機械制圖，畫出符合標準的設(shè)計圖紙，通過自己的研究分析；發(fā)揮自己的設(shè)計能力并通過試驗最終確定制動系統(tǒng)設(shè)計方案。
1.4預(yù)期目標
(1)具有良好的制動效能
(2)具有良好的制動效能的穩(wěn)定性
(3)制動時汽車操縱穩(wěn)定性好
(4)制動效能的熱穩(wěn)定性好
1.5設(shè)計主要內(nèi)容
確定鼓式制動器的基本參數(shù)，對制動器的制動鼓、蹄片和支撐的幾何尺寸進行計算及強度校和，利用Pro/E軟件建立制動器三維模型裝配圖，通過干涉檢查驗證制動器設(shè)計的正確性，利用Ansys軟件對摩擦襯片有限元分析。
第2章 總體設(shè)計方案
汽車的制動性是汽車的主要性能之一。制動性直接關(guān)系到行使安全性，是汽車行使的重要保障。隨著高速公路迅速的發(fā)展和車流密度的日益增大，出現(xiàn)了頻繁的交通事故。因此，改善汽車的制動性始終是汽車設(shè)計制造和使用部門的主要任務(wù)。
制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行使直至停車；在下坡行使時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。
制動系至少應(yīng)有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。前者用來保證前兩項功能，后者用來保證第三項功能。
設(shè)計汽車制動系應(yīng)滿足如下主要要求[16]：
（1）應(yīng)能適應(yīng)有關(guān)標準和法規(guī)的規(guī)定；
（2）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。詳見QC/T239-1997；
（3）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅(qū)動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應(yīng)保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅(qū)動機構(gòu)應(yīng)各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱；
（4）制動效能的熱穩(wěn)定性好。具體要求詳見QC/T582-1999；
（5）制動效能的水穩(wěn)定性好；
（6）在任何速度下制動時，汽車都不應(yīng)喪失操縱穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性。有關(guān)方向穩(wěn)定性的評價標準，詳見QC/T239-1997；
（7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適、能減少疲勞；
（8）作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間；
（9）制動時不產(chǎn)生振動和噪聲；
（10）轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動；
（11）應(yīng)有音響或光信號等警報裝置，以便及時發(fā)現(xiàn)制動驅(qū)動機件的故障和功能失效；
（12）用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減少制動時飛散到大氣中的有害人體的石棉纖維；
（13）磨損后，應(yīng)有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構(gòu)，且調(diào)整間隙工作容易，最好設(shè)置自動調(diào)整間隙機構(gòu)。
防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉(zhuǎn)向操縱性和方向穩(wěn)定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統(tǒng)（ABS）在汽車上得到了很快的發(fā)展和應(yīng)用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害問題，已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉材料相繼研制成功。
2.1 制動原理和工作過程
要使行使中的汽車減速，駕駛員應(yīng)踩下制動踏板，通過推桿和主缸活塞，使主缸內(nèi)的油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩個輪缸活塞推動兩制動蹄繞支撐銷轉(zhuǎn)動，上端向兩邊分開而其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。這樣，不旋轉(zhuǎn)的制動蹄就對旋轉(zhuǎn)的制動鼓作用一個摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周緣力，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力。制動力由車輪經(jīng)車橋和懸架傳給車架和車身，迫使整個汽車產(chǎn)生一定的減速度。制動力越大，制動減速度越大。當放開制動踏板時，復(fù)位彈簧即將制動蹄拉回復(fù)位，摩擦力矩和制動力消失，制動作用即行終止。
圖2.1 制動系統(tǒng)工作原理
2.2 制動器的結(jié)構(gòu)方案分析
制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。目前廣泛使用的是摩擦式制動器。
摩擦式制動器按摩擦副結(jié)構(gòu)形式不同，可分為鼓式，盤式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器，本文不做介紹。
2.3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)廣泛用于各類汽車上。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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。鼓式制動器按蹄的類型分為：
1、領(lǐng)從蹄式制動器
如圖2.2所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，則相應(yīng)地使領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。這種當制動鼓正、反方向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器。領(lǐng)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(lǐng)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(lǐng)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(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)，故這種結(jié)構(gòu)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(lǐng)蹄式制動器
若在汽車前進時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，則稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。顯然，當
圖2.2 領(lǐng)從蹄式制動器
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(lǐng)蹄式制動器。如圖2.3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(lǐng)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(jié)構(gòu)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。
圖2.3 雙領(lǐng)蹄式制動器
3、雙向雙領(lǐng)蹄式制動器
當制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時，兩制動助均為領(lǐng)蹄的制動器則稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領(lǐng)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(shè)中央制動器用于駐車制動。如圖2.4所示。
4、單向增力式制動器
單向增力式制動器如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
圖2.4 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器
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。如圖2.5所示。
圖2.5 單向增力式制動器
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。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繩及杠桿等機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動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(yīng)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(jié)構(gòu)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(lǐng)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。
圖2.6 雙向增力式制動器
6、凸輪式制動器
目前所有國產(chǎn)汽車和部分外國汽車的氣壓制動系中，都采用凸輪促動的車輪制動器，而且大都設(shè)計成領(lǐng)從蹄式，凸輪促動的雙向自增力式制動器只宜用作中央制動器。
制動時，制動調(diào)整臂在制動氣室的推動下，帶動制動凸輪軸轉(zhuǎn)動，推使兩制動蹄壓靠制動鼓，制動凸輪的工作表面輪廓是中心對稱的兩段偏心圓弧。這種凸輪的促動力對凸輪中心的力臂是隨凸輪轉(zhuǎn)角而變化的，因而即使輸入制動凸輪軸的力矩不變，凸輪對蹄的促動力也會隨凸輪轉(zhuǎn)角而變化。
2.4方案確定
本次設(shè)計以CQ3253TMG384型貨車為依據(jù)，采用領(lǐng)從蹄鼓式制動器，且為凸輪式制動器。由于重型貨車的行駛速度一般較低，而且通常是是長距離運輸，則采用操縱輕便，工作可靠，不易出故障，維修方便的氣壓制動, 一般氣壓制動的重型貨車都采用凸輪制動器。
2.5本章小結(jié)
本章確定了制動系統(tǒng)方案為制動系統(tǒng)采用氣壓制動控制機構(gòu)，重型貨車制動器的設(shè)計為后輪鼓式制動器，并采用氣壓制動，制動凸輪與制動蹄之間采用滾輪傳動，借以提高機械效率。
第3章 制動器的設(shè)計計算
3.1制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值
設(shè)計鼓式制動器的參數(shù)數(shù)據(jù)是采用CQ3253TMG384貨車的具體參數(shù)如下：
整車質(zhì)量： 空載：8900kg
滿載：18900kg
質(zhì)心至前軸的距離：
空載：2674mm
滿載：3822mm
質(zhì)心至后軸的距離：
空載：2926mm
滿載：1778mm
質(zhì)心高度： 空載：hg=1052mm
滿載：hg=1211mm
軸 距： L=5600mm
最高車速： 85km/h
輪 胎： 11.00-20
3.2同步附著系數(shù)的分析
汽車制動時，若忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任意角速度＞0的車輪，其力矩平衡方程為
（3.1）
式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N?m；
―地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
―車輪有效半徑，m。
令
（3.2）
稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力。
一般汽車根據(jù)前、后輪制動力的分配、載荷情況及道路附著系數(shù)和坡度等因素，當制動力足夠時，制動過程出現(xiàn)前后輪同時抱死拖滑時附著條件利用最好[6]。
任何附著系數(shù)路面上前后同時抱死的條件為（=0.85）：
（3.3） （3.4）
式中：G-汽車重力；
—前制動器制動力，N；
—后制動器制動力，N；
—質(zhì)心到前軸的距離，mm；
—質(zhì)心到后軸的距離，mm。
得： =71914N =78522N
一般常用制動器制動力分配系數(shù)來表示分配比例
前、后制動器制動力分配的比例影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度。要確定值首先就要選取同步附著系數(shù)。一般來說，我們總是希望前輪先抱死（）。根據(jù)有關(guān)文獻推薦以及我國道路條件，車速不高，所以本車型取0.5左右為宜。
由
（3.5）
式中：—同步附著系數(shù)；
—質(zhì)心高度，mm；
—軸距，mm；
—質(zhì)心到后軸的距離，mm
得：
(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(zhuǎn)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(cè)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(zhuǎn)向能力。
分析表明[14]，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[6]。
根據(jù)相關(guān)資料查出貨車0.5，故取=0.74。
為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率，ECE的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷條件下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的范圍內(nèi)，前輪應(yīng)先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.150.8的范圍內(nèi)，必須滿足q。
3.3 制動器最大制動力矩確定
應(yīng)合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。
雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后車輪同時抱死的制動力之比為
（3.6）
式中：—前制動器制動力，N；
—后制動器制動力，N；
—質(zhì)心到前軸的距離，mm；
—質(zhì)心到后軸的距離，mm。
—同步附著系數(shù)，0.74。
通常上式的比值為轎車1.3 到1.6，貨車為0.5到0.7。因此可知前后制動器比值符合要求
由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩：
（3.7）
式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù)；
——制動強度；
——車輪有效半徑；
——后軸最大制動力矩；
——汽車滿載質(zhì)量；
——汽車軸距；
其中
故后軸Nm
前軸Nm
3.4鼓式制動器的主要參數(shù)選擇
在有關(guān)的整車總布置參數(shù)和制動器的結(jié)構(gòu)形式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行初選。
3.4.1 制動鼓直徑
當輸出力一定時，制動鼓的直徑越大，制動力矩也越大，散熱性能也越好。但止境的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且直徑的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不小于20～30mm,以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸及渴求得制動鼓直徑的尺寸。另外，制動鼓直 D=20mm
D=355.6-421.64 mm通過查表3.1得制動鼓內(nèi)徑D=420mm
徑與輪輞直徑之比為
根據(jù)QC/T309-1999《制動鼓工作及制動蹄片寬度尺寸系列》
制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓材料應(yīng)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。
表3.1 制動鼓內(nèi)徑選取對照表
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
制動鼓內(nèi)徑/mm
轎車
180
200
240
260
----
轎車
220
240
260
300
320
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；對貨車為30 N·cm～40 N·cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜0.03mm，徑向跳動量≤0.05mm，靜不平衡度≤1.5N.cm[11]。
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ll 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[8]。制動鼓在閉口一側(cè)外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。
由上述可以確定本次設(shè)計采用的材料是HT20-40；制動鼓的壁厚是14.5mm；進行制動鼓建模的時候會用到這個數(shù)值。
3.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片的包角可在900～1200范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角在900～1200時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小包角雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角一般不宜大于1200，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作永不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。
摩擦襯片寬度較大可以降低單位壓力、減小磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使單位壓力不超過2.5 M的條件來選擇襯片寬度的。設(shè)計時應(yīng)盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇寬度值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式制動器總的摩擦襯片面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大。而單個摩擦襯片的面積又決定與制動鼓的半徑，襯片寬度及包角。即
（3.8）
式中，包角以弧度為單位，當面積、包角、半徑確定后，由上式可以初選襯片寬度的尺寸。
制動器各蹄摩擦襯片總面積越大，制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。
a、參考同類汽車選取，一般b/D=0.16～0.26,取0.25，故b=115mm
b、取蹄包角 領(lǐng)蹄包角 從蹄包角
（3.9）
式中：—單個摩擦襯片的面積，mm2；
—制動鼓內(nèi)徑，mm；
—摩擦片的寬度，mm；
—領(lǐng)蹄包角，；
—從蹄包角，；
得： =420×3.14×105（100+100）/360= 80776.5mm2
c、摩擦襯片起始角，一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令：
有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。
3.4.3 制動器中心到張開力P作用線和距離e
在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件，應(yīng)使距離e盡可能大，以提高制動效能。初步設(shè)計可取
e=0.8R （3.10）
式中：—制動器中心到張開力距離mm；
—制動鼓半徑，mm。
故e=168mm
3.4.4制動蹄支銷中心的坐標位置是k 與 c
制動蹄支銷中心的坐標尺寸 k 是應(yīng)盡可能地小, 以不使兩制動蹄端毛面相碰擦為準，使尺寸 c 盡可能地大，設(shè)計可定
c=0.8R （3.11）
式中：c—制動器中心到張開力距離mm；
—制動鼓半徑，mm。
故c=168mm
K盡可能的小，以使c盡可能的大，初步設(shè)計取k=28mm。
制動蹄的支承采用二自由度制動篩的支承，結(jié)構(gòu)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(yīng)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。
具有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(cè)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(gòu)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。
制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm～5mm；貨車的約為5mm～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm～5mm；貨車多為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[9]。
本次制動蹄采用的材料為Q235。
制動蹄腹板和緣翼的厚度取6mm，摩擦襯片的厚度取10mm。
3.4.5摩擦片摩擦系數(shù)
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單獨地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)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要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5之間，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性越差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的摩擦片材料溫度低于250度時，保持摩擦系數(shù)在0 .3～0.4已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩，取0.3可使計算結(jié)果接近世紀。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。
制動摩擦材料應(yīng)只有角而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應(yīng)在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應(yīng)有好的耐磨性，低的吸水(油、制動液)率，低的壓縮率、低的熱傳導率(要求摩擦襯塊么300℃的加熱板上：作用30min后，背板的溫度不越過190℃)和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗打、抗剪切、抗彎購性能和耐沖擊性能；制動時應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良氣味。
當前，在制動器生產(chǎn)中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調(diào)整摩擦性能的填充刑(出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)勺噪聲消除別(主要成分為石墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差．故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓[3]。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。本次設(shè)計采用的是模壓材料。
3.4.6制動底板的材料選擇
制動底板是除制動鼓外制動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[5]。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應(yīng)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。本次設(shè)計采用KTH370—12。
3.4.7制動氣室的選擇
制動氣室有膜片式和活塞式兩種。膜片式的結(jié)構(gòu)簡單，對室壁的加工要求不高，無摩擦副，密封性好?；钊降男谐梯^長，推力一定但有磨損，通過比較我選擇膜片式制動氣室。
兩蹄的張開力、與制動氣室的推力之間的關(guān)系由下式表示：
（3.12）
式中：—，對凸輪中心的力臂，mm；
—力對凸輪軸線的力臂，mm；
得： N
為了輸出力，制動氣室的工作面積為
（3.13）
式中：—制動氣室的工作壓力，MPa；
得： mm2
制動氣室的工作半徑為
（3.14）
式中：—制動氣室的工作面積，mm2 ；
得： mm
則取77mm
3.5同一制動器各蹄產(chǎn)生的制動力矩
在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系，其計算公式如下
對于增勢蹄：
（3.15）
（3.16）
其中： 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。
=239.7
對于減勢蹄： （3.17）
（3.18）
式中： 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。
=235.4
增勢蹄的制動力矩
=
減勢蹄的制動力矩
制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
凸輪張開機構(gòu)的制動器由于，故所需的張開力為
N
N
計算蹄式制動器必須檢查蹄有無自鎖的可能。蹄式制動器的自鎖條件為
即式
成立，則不會自鎖。
故此蹄式制動器不會自鎖。
3.6制動器制動因數(shù)計算
1、領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)：
圖3.1 鼓式制動器簡化受力圖
根據(jù)公式 ：
（3.19）
得 ： =0.79
h/b=2;c/b=0.8
2、從蹄制動蹄因數(shù)
根據(jù)公式 （3.20）
得 =0.48
3.7本章小結(jié)
本章的主要內(nèi)容是完成了同步附著參數(shù)及鼓式制動器的基本參數(shù)設(shè)計，還確定了鼓式制動器的主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
第4章 制動性能分析
汽車的制動性是指汽車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。
4.1制動性能評價指標
汽車制動性能主要由以下三個方面來評價：
（1）制動效能，即制動距離和制動減速度；
（2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能；
（3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側(cè)滑、以及失去轉(zhuǎn)向能力的性能[2]。
4.2制動效能
制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好[9]。
4.3制動效能的恒定性
制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉(zhuǎn)換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設(shè)計制動器時要考慮的一個重要問題。
4.4制動時汽車的方向穩(wěn)定性
制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側(cè)滑或失去轉(zhuǎn)向能力。則汽車將偏離原來的路徑。
制動過程中汽車維持直線行駛，或按預(yù)定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側(cè)滑或前輪失去轉(zhuǎn)向能力三種情況[5]。制動時發(fā)生跑偏、側(cè)滑或失去轉(zhuǎn)向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。
方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側(cè)滑以及失去轉(zhuǎn)向能力等方面考驗。
制動跑偏的原因有兩個：
（1）汽車左右車輪，特別是轉(zhuǎn)向軸左右車輪制動器制動力不相等。
（2）制動時懸架導向桿系與轉(zhuǎn)向系拉桿在運動學上的不協(xié)調(diào)（互相干涉）。
前者是由于制動調(diào)整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。
側(cè)滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側(cè)滑。防止后軸發(fā)生側(cè)滑應(yīng)使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死[2]。
理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。
4.5制動器制動力分配曲線分析
對于一般汽車而言，根據(jù)其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數(shù)和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況：
（1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。
（2）后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。
（3）前、后輪同時抱死拖滑。
所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設(shè)計汽車制動系必須妥善處理的問題。
根據(jù)所給參數(shù)及制動力分配系數(shù)，應(yīng)用MATLAB編制出制動力分配曲線如下：
當I線與β線相交時，前、后輪同時抱死。
當I線在β線下方時，前輪先抱死。
當I線在β線上方時，后輪先抱死
通過圖3.1可以看出相關(guān)參數(shù)和制動力分配系數(shù)的合理性[16]。
4.6制動減速度
制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。
假設(shè)汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產(chǎn)生。此時= （4.1）
式中：—汽車前、后輪制動力矩的總合。
= M+ M=46820Nm
r—滾動半徑 r=542,5mm
Ga—汽車總重 Ga=18900kg
代入數(shù)據(jù)得=46820/00.5425×18900=4.6m/s
貨車的制動減速度應(yīng)在4.4-6m/s，所以符合要求。
4.7制動距離S
在勻減速度制動時，制動距離S為
S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254 （4.2）
式中：t—消除蹄與制動鼓間隙時間，取0.2s
t—制動力增長過程所需時間取0.6s
故S=1/3.6（0.2+ 0.6/2）30+ 30/254×0.85=8m
轎車的最大制動距離為：S=0.1V+V/150
V取30km/小時。
S=0.1+30/150=9m
S
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