1、精選優質文檔-傾情為你奉上汽車設計課程設計設計題目：轎車后輪制動器設計院系：汽車與交通學院專業：07車輛1班學生姓名：邵珊珊 學號：日期：2010.12.272011.1.7指導教師：郭世永目錄緒論.1第一章：1.1制動系統概述.11.1.1制動系統的工作原理.11.1.2制動系統設計要求.21.2制動器類型的選擇.3第二章：2.1轎車后輪制動器主要參數的確定.42.1.1主要參數的確定方法.42.1.2轎車后輪制動器主要參數選擇結果.52.2轎車后輪制動器主要零件的結構設計.52.2.1制動鼓.52.2.2制動蹄.52.2.3制動底板.62.2.4制動蹄的支承.62.2.5制動輪缸.72.2

2、.6摩擦襯片.72.2.7轎車后輪制動器主要零件結構設計結果.72.2.8轎車后輪制動蹄與鼓之間的間隙自動調整裝置.8第三章：3.1轎車后輪制動器鍵強度計算.93.1.1強度計算準備.93.1.2緊固摩擦片鉚釘的剪應力驗算.93.2轎車后輪制動器設計計算.93.2.1壓力沿襯片的分布規律.93.2.2計算蹄片上的制動力矩.103.2.3襯片磨損特性的計算.103.2.4制動因素分析計算.113.2.5 制動輪缸直徑與工作容積.12設計總結.13緒論 汽車的制動器是汽車的主要性能之一，它為汽車安全行駛提供了重要保證。隨著高速公路的迅速發展和汽車車速的提高，設計一套可靠、穩定的制動系統將給駕駛者和

3、乘客的人身財產安全提供有力的保障。改善汽車的制動性也始終是汽車設計、制造和使用部門的重要任務。第一章 1.1制動系統概述人們為了滿足生活和工作的需要，希望汽車的行駛速度盡可能快，但必須以保證行駛安全為前提。汽車除能高速行駛外，在即將轉向、行經不平路面、兩車交會、遇到障礙或危險時，都需減低車速。有時需要在盡可能短的距離內將車速降到很低甚至為零。如果汽車不具備這些性能，高速行駛就不可能實現。汽車在長下坡時，在重力作用下，有不斷加速到危險程度的趨勢。此時應當將車速限制在一定的安全值以內，并保持穩定。此外，對已停駛的汽車的汽車，應使之可靠地駐留原地不動。使行駛中的汽車減速甚至停車，使下坡行駛的汽車速度

4、保持穩定，以及使已停駛的汽車保持不動等作用統稱為制動。對汽車起制動作用的只能是作用在汽車上的、方向與汽車行駛方向相反的外力。作用在行駛汽車上的滾動阻力、上坡阻力、空氣阻力都能對汽車起制動作用。但這些外力的大小都是隨機不可控制的。因此汽車上必須裝設一系列專門裝置，以便駕駛者能根據道路和交通等情況，通過外界在汽車某些部分（主要是車輪）施加一定的力，對汽車進行一定程度的強制制動。這種可控制的對汽車進行制動的外力稱為制動力。1.1.1制動系統的工作原理一般制動系的工作原理可用圖1-1所示的一種簡單的液壓制動系示意圖來說明： 一個以內圓面為工作表面的金屬的制動鼓8固定在車輪輪轂上，隨車輪一同旋轉。在固定

5、不動的制動底板11上，有兩個支撐銷12，支承著兩個弧形制動蹄10的下端。制動蹄的外圓面上又裝有一般是非金屬的摩擦片9.制動底板上海裝有液壓制動輪缸6，用油管5與裝在車架上的液壓制動主缸4相連通。主缸中的活塞3可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。制動系不工作時，制動鼓的內圓面與制動蹄摩擦片的外圓面之間保持有一定的間隙，使車輪和制動鼓可以自由旋轉。要使行駛中的汽車減速，駕駛員應踩下制動踏板1，通過推桿2和主缸活塞3，使主缸內的油液在一定壓力下流入輪缸6，并通過兩個輪缸活塞7推使兩制動蹄10繞支承銷12轉動，上端向兩邊分開而使其摩擦片9壓緊在制動鼓的內圓面上。這樣，不旋轉的制動蹄就對旋轉著的制動鼓作用

6、一個摩擦力矩Mu,其方向與車輪旋轉方向相反。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作用力Fu，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力FB.制動力FB由車輪經車橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車減速。制動力愈大，汽車減速度也愈大。當放開制動踏板時，回位彈簧13即將制動蹄拉回原位，摩擦力矩Mu和制動力FB消失，制動作用及終止。圖1-1所示的制動系中，由制動鼓8、摩擦片9和制動蹄10所構成的系統產生了一個制動力矩以阻礙車輪轉動，該系統稱為制動器。上述這種用以使行駛中的汽車減低速度甚至停車的制動系稱為行車制動系，是在行車過程中經常使用的。用來使已停駛

7、的汽車駐留原地不動的另一套裝置則稱為駐車制動系。這兩個制動器是每一個汽車都必須具備的。此外，許多國家還規定汽車必須具有第二制動系，其作用是在行車制動系失效的情況下保證汽車仍能實現減速或停車。經常在山區行駛的汽車，若單靠行車制動系來達到下長坡是穩定車速的目的，則可能導致行車制動系的制動器過熱而降低制動效能，甚至完全失效。所以山區用汽車還應具備主要在下坡時用以穩定車速的輔助制動系。 1.1.2制動系設計要求：設計制動系時應滿足如下主要要求：1） 足夠的制動能力。行車制動能力，用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標評定;駐坡能力是指汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度2） 工作可靠。行車

8、制動至少有兩套獨立的制動器的管路。當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時規定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅動機構各自獨立。3） 用任何速度制動標準，汽車都不應當喪失操縱性和方向穩定性。4） 防止水和污泥進入制動器工作表面。5） 要求制動能力的熱穩定性良好。6） 操縱輕便，并有良好的隨動性。7） 制動時制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發出對人體有害的石棉纖維等物質，以減少公害。8） 作用滯后性應盡可能短。9） 摩擦襯片應有足夠的使用壽命。10） 摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間

9、隙機構。11） 當制動驅動裝置的任何元件發生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應裝有音響或光信號等報警裝置。1.2制動器類型的選擇鼓式制動器分為領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式等幾種，見下圖的a-f. 由于雙領蹄式和單向增力式一般適用于前輪，所以不采用。從經濟性和通用性方面考慮，決定較為常見的領從蹄式制動器。設計零件結構示意圖如下第二章 2.1轎車后輪制動器主要參數的確定2.1.1主要參數的確定方法 1）制動鼓內徑D輸入力F0一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不

10、小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，有利于保證制動鼓的加工精度。制動鼓直徑與輪輞直徑之比D/Dr的范圍如下：轎車D/Dr=0.640.74 貨車D/Dr=0.70-0.83制動鼓內徑尺寸應參照專業標準ZBT24005-89 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取。2）摩擦襯片寬度b和包角摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大，不易加工，并且增加了成本。制動鼓半徑

11、R確定后，襯片的摩擦面積為 。制動蹄各蹄襯片總的摩擦面積 越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據國外統計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大，具體數據見下表汽車類別汽車總質量單個制動器總的襯片摩擦面積乘用車0.91.51.52.5100200200300貨車及客車略略實驗表明，摩擦襯片包角 時，磨損最小，制動鼓溫度越低，且制動效能最高。 包角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易發生自鎖。因此包角一般不宜大于120&#

12、176;。 襯片寬度b較大可以較少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。尺寸系列見ZB24005-89.3)摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角 如圖2-3所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令 。有時為了適應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。4）張開力P的作用線到制動器中心的距離e在滿足輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能大，以提高其制動效能。初步設計時可取e=0.8R左右。5）制動蹄支撐點坐標a和c應在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小。初步設計時，可暫取a=0.8R.2.1.2轎車后

13、輪制動器主要參數選擇結果主要參數選擇結果列表如下制動鼓內徑D200mm摩擦襯片寬度b5mm包角90°起始角45°摩擦面積188.5cm²張開力P的作用線到制動器中心的距離e80mm制動蹄支撐點坐標a80mmc10mm2.2 后輪制動器主要零件的結構設計2.2.1 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其升溫不應超過極限值。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并使工作表面摩擦均勻。 制動鼓有鑄造和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵制造，具有機械加工容易，耐磨，熱容量大等優點。為防止制動鼓工作時受載變形，常公制動鼓的外圓局部分鑄有

14、肋，用來加強剛度和增加散熱效果（圖2-4a）。精確計算制動鼓往后既復雜又困難，所以常根據經驗選取。轎車制動鼓壁厚取為7-12mm，貨車取為13-18mm。2.2.2 制動蹄 轎車和輕型貨車的制動蹄廣泛采用T型鋼碾壓或用鋼板焊接制成，重型貨車的制動蹄則多用鑄鐵或鑄鋼鑄成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度。但小型汽車用鋼板制成的制動蹄腹板上往往開一條或兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，目的是襯片磨損較為均勻，并減小制動時的尖叫聲。重型汽車的制動蹄斷面有工字型，山字形和字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為35mm，貨車約為58mm。 為了提高效率，增加制動蹄的使用壽命和減輕磨損，在中、重型貨車的

15、鑄造制動蹄靠近張開凸輪的一端，設置有滾輪或者鑲裝有支持張開凸輪的墊片（圖2-5）。制動蹄和摩擦片可以鉚接，也可以粘接。粘接的優點在于襯片更換前允許磨損的厚度較大，但缺點是工藝較復雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。2.2.3 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。制動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具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鑄鐵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。 2.2.4 制動蹄的支撐 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能

16、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。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支撐銷由45號鋼制造并高頻淬火，其支座為可鍛鑄鐵（KHT370-12）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的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整推桿端部開槽供制動腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。2.2.5 制動輪缸 制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張

17、開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成，其缸筒為通孔，需鏜磨，活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭處。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡皮密封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數有四個等直徑活塞，雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。2.2.6 摩擦襯片 摩擦襯片（襯塊）的材料應滿足如下要求：1） 具有一定的穩定的摩擦因數。在溫度、壓力升高工作速度發生變化時，摩擦因數變化盡可能小。2） 具有良好的耐磨性。不僅摩擦襯片（塊）應有足夠的使用壽命，而且對偶摩擦副的磨耗也要求

18、盡可能小，如盤式制動器的摩擦襯塊硬度過高，則制動盤的磨損嚴重，所以這樣的襯塊并不可取，通常要求制動盤的磨耗不大于襯塊的1/10。3） 要有盡可能小的壓縮率和膨脹率。壓縮變形太大影響制動主缸的排量和踏板行程，降低制動靈敏度。熱膨脹率過大，摩擦襯塊和制動盤要產生拖磨，尤其對鼓式制動器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產生咬死現象。4） 制動時不易產生噪聲，對環境無污染。5） 應采用對人體無害的摩擦材料。6） 有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力。7） 摩擦襯塊的熱熱傳導率應控制在一定范圍。要求摩擦襯塊在300度加熱板上作用30min后背板的溫度不超過190度。防止防塵罩、密封圈過早老化和

19、制動液溫度迅速升高。以前制動器摩擦襯片使用的是由增強材料、粘結劑、摩擦性能調節劑組成的石棉摩擦材料。它有制造容易、成本低、不易刮傷對偶等優點，因為它有耐熱性能差，隨著溫度升高而摩擦因數降低、磨耗增高和對環境有污染等缺點，特別是石棉能致癌，所以已逐漸遭受淘汰。由金屬纖維、粘接劑和摩擦性能調節劑組成的半金屬摩阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵公害，近來得到廣泛的應用。粉末冶金無機質金屬磨阻材料，雖然具有耐熱性好、摩擦性能穩定等優點，但因為它的制造工藝復雜、成本高、容易產生噪聲和刮傷對偶等缺點，目前應用并不廣泛，僅用于重型貨車上。 2.2.7 后輪制動器主要零件結構設計結果制動

20、鼓材料HT200外徑264mm許用不平衡度壁厚7mm制動蹄材料Q235腹板厚度5mm制動蹄底板材料Q235厚度5mm制動蹄支承材料QT400-18尺寸見設計圖紙制動輪缸材料殼體為HT250，其余為Q235結構尺寸見設計圖紙摩擦襯片材料半金屬摩阻材料結構尺寸見設計圖紙2.2.8后輪制動器蹄與鼓之間的間隙自動調整裝置選用楔塊式間隙自調裝置。如圖2-3所示，間隙自調裝置的楔形調節塊20夾在前制動蹄17和駐車制動推桿5之間形成的切槽中。在正常的制動間隙（0.2-0.3mm）下制動時，外彈簧4被拉伸，兩制動蹄靠到制動鼓上施以制動。此時，由于內彈簧3的剛度大于外彈簧4的剛度，故不被拉伸，內彈簧3連同駐車制

21、動推桿5與前制動蹄17一起左移靠到制動鼓上。當制動蹄磨損，制動器間隙過大并進行制動時，外彈簧8首先被拉伸到一定程度，內彈簧11也被拉伸，使駐車制動推桿與前制動蹄間形成的切槽寬度增大，則切槽與楔形調節塊之間的間隙也就增大了，于是楔形調節塊在彈簧3的拉力作用下向下移動，從而填補了上述間隙增量，使制動蹄與制動鼓又恢復到正常制動器間隙量，這種制動器間隙自調裝置也屬一次調準式。制動器中的過量間隙并不完全是由于摩擦副磨損所致，還有一部分是出于制動鼓熱膨脹而直徑增大所致。制動時所需活塞行程增大到超過間隙所限定的數值，原因也不僅是制動器的過量間隙，還有鼓和蹄的彈性變形。所以，確定冷態制動器間隙自調裝置中的間隙

22、時，就要盡量將可能產生的制動蹄和制動鼓的彈性變形和熱變形考慮在內。但是，為了不使制動踏板行程增加過多，確定值時并沒有計入上述種種變形的最大值。因此，當出現過大的上述各項變形時，一次調準式自調裝置將不加區別地一律隨時加以補償，造成“調整過頭”。這樣，當制動器恢復到冷態時，即使完全放松制動踏板，制動器也不會徹底放松，而是發生“拖磨”甚至“抱死”，因為自調裝置只能將間隙調小而不能調大。第三章3.1后輪制動器零件強度計算 3.1.1強度計算準備制動力分配系數汽車軸距質心至后軸中心距離質心高度同步附著系數滿載0.752471mm13865000.93空載14855200.71前后制動器最大制動力力矩：代

23、入數據計算得3.1.2緊固摩擦片鉚釘得剪應力驗算 已知一個制動蹄蹄片上的鉚釘數為n=8,鉚釘直徑d=6mm，材料采用ML15，其許用剪應力驗算其剪應力 ：3.2后輪制動器設計計算3.2.1壓力沿襯片的分布規律制動器制動蹄有兩個自由度，其緊蹄摩擦襯片的徑向變形規律分析如下：如圖所示將坐標原點取在制動鼓中心O點。Y1坐標軸線通過蹄片瞬間轉動中心A1點制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞轉動中心轉動，一面順著摩擦力作用方向沿支承面移動。結果使蹄片中心位于O1，因而未變形的摩擦襯片的表面輪廓（E1E1線），就沿著OO1方向移動進入制動鼓內。顯然，表面上所有點在這個方向上的變形是一樣的。位于半徑OB1上

24、的任意點B1的變形就是B1B1線段，其徑向變形分量是這個線段在半徑OB1延長線上的投影，即為B1C1線段，所以同樣一些點的徑向變形1為考慮到 和 ，所以對緊蹄的徑向變形1和壓力P1為式中1為任意半徑OB1和Y1軸之間的夾角； 為半徑OB1和最大壓力線OO1之間的夾角， 為X1軸和最大壓力線OO1之間的夾角。浮式支承蹄在任意斜支座上時，其理論壓力分布規律為正弦分布，但其最大壓力點位置難以判斷。3.2.2 計算蹄片上的制動力矩 緊蹄產生的制動力矩 由f=0.32,R1=110mm,F1=24.2kN得： 3.2.3 襯片磨損特性的計算轎車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為： 式中，ma為汽

25、車總質量（t）；為汽車回轉質量換算系數；V1、V2為制動初速度和終速度（m/s）；j為制動減速度（m/s²）;t為制動時間（s）；A1、A2為前后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm²);為制動力分配系數。 在緊急制動到停車的情況下，V2=0，并可認為=1，故 據有關義獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm²為宜，計算時取減速度j=0.6g。制動初速度v1；轎車用100km/h(27.8m/s);總質量3.5t以下的貨車用80km/h(22.2m/s);總質量3.5t以上的貨車用65km/h(18m/s)。轎車的盤式制動器在同上的v1和j的條件下，比

26、能量耗散率應不大于6.0W/mm²，對于最高車速低于以上規定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的e值允許略大于1.8W/mm²。比能量耗散率過高不僅引起襯片（襯塊）的加速磨損，且有可能使制動鼓或制動盤更早發生龜裂。設轎車的ma=1420kg，A1=A2=18850mm²，=0.8，計算時取減速度j=0.6g。制動初速度V1=30m/s 計算得計算結果， 滿足設計要求。 另一個磨損特性指標是每單位襯片（襯塊）摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力f0越大，比摩擦力越大，則磨損將越嚴重。單個車輪制動器的比摩擦力為式中，M為單個制動器的制動力矩，R為制動鼓半徑（襯塊平均半

27、徑Rm或有效半徑Re）；A為單個制動器的襯片（襯塊）摩擦面積。在j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力f0以不大于0.48W/mm²為宜。與之相稱的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力pm=f0/f=1.371.60N/mm²（設摩擦因數f=0.30.35）。這比過去一些文獻中所推薦的Pm許用值22.5mm²要小，因為磨損問題現在已較過去受到更大程度的重視。后輪制動器R=100mm，A=18850mm²，M1=850N·m f0=M/=0.45<0.48符合設計要求。單個斜支座浮式領蹄制動蹄因素BFT3為： BFT3=(fD+f²E)/(F-fG+f²H)單個斜支座浮式領蹄制動蹄因素BFT4為： BFT4= (Fd-f²E)/(F+fG+f²H) 以上兩式中：式中：fs-蹄片端部與支座面間的摩擦系數，如為鋼對鋼則fs=0.20.3；a,c,o,r,0,-見圖，角的正負號取值按下列規定確定：當 ，為正； ，為負。這樣，浮式領-從蹄制動器因素為 BF=BFT3+BFT43.2.5 制動輪缸直徑與工作