豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】【優(yōu)秀課程畢業(yè)設計含5張CAD圖紙帶任務書+開題報告+中期報告+答辯ppt+外文翻譯】-clsj18某型轎車制動系統(tǒng)設計與分析豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】摘要：高度可靠的制動系統(tǒng)可以保證人員和車輛的安全。機器的運動部件通過制動器作用后停止不動或?qū)崿F(xiàn)減速。制動器一般是安裝在設備的高速軸上,但對安全性要求較高的大型設備(如礦山起重機、電梯等)則應該安裝在靠近設備工作部分的低速軸上。本文旨在對鼓式制動器進行設計與分析：首先確定了制動器的構(gòu)造;其次,計算出相關(guān)參數(shù),并對各參數(shù)進行強度校核;并繪制出裝配圖和零件圖。    關(guān)鍵詞：制動系統(tǒng)；鼓式制動器；設計分析The brake system design and analysis of a model of carAbstract：A brake is a mechanical part that allows the moving parts of the machine to stop or slow down. Betweon seme gaps adjustding deviced, equipped with automatic braking to reduce the size and structure of the braking torque, brake is commonly on the shaft equipment, as well as the safety of high speed large equipment (such as mining cranes, elevators, etc.) should be installed in the part of the low speed shaft work equipment. This article determined the structure of the brake; Second, the relevant parameters are calculated and the strength of each parameter is verified. Draow assemebly drawaings and parots drawdings.  Key words:  Brake system; front and rear drum; check analysis目 錄摘要IAbstract：II目 錄1 緒論11.1 概述11.2 制動系統(tǒng)設計的意義11.3 制動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀11.4 本次制動系統(tǒng)應達到的技術(shù)要求22 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇42.1 制動器形式方案分析42.1.1 鼓式制動器42.2 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇62.2.1 II型回路72.2.2 X型回路73 制動系統(tǒng)設計計算83.1 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值83.1.1 相關(guān)主要技術(shù)參數(shù)83.1.2 同步附著系數(shù)的分析83.2.1 制動力矩分配系數(shù)93.2.2 制動鼓直徑D103.2.3 求制動蹄摩擦襯片的包角103.2.4 摩擦襯片初始角的選取103.2.5 張開力P作用線至制動器中心的距離a103.2.6 摩擦片摩擦系數(shù)113.3 制動器制動因數(shù)計算113.3.1 領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)113.3.2 從蹄制動蹄因數(shù)113.4 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設計114液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算144.1 制動的輪缸直徑的計算。設計工作的容積的計算144.2 制動的主缸直徑的計算。設計工作的容積的計算154.3 制動踏板力與真空助力器165 制動性能分析185.1 制動性能評價指標185.2 制動器制動力分配曲線分析195.3 摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算205.3.1 比能量耗散率205.3.2 比滑磨功205.4駐車制動計算225.4.1汽車縱向穩(wěn)定性的極限上坡路傾斜角225.4.2 汽車縱向穩(wěn)定性的極限下坡路傾斜角22總結(jié)23參 考 文 獻24致 謝26【詳情如下】【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】.doc豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】中期報告.docx豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】任務書.doc豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】開題報告.docx豐田花冠轎車制動系統(tǒng)設計與分析【鼓式制動器】答辯PPT.pptx制動后蹄摩擦片.dwg制動塊.dwg制動蹄.dwg制動鼓總裝圖.dwg外文文獻.docx文件清單.txt活塞.dwg I 某型轎車制動系統(tǒng)設計與分析 摘要 ： 高度可靠的制動系統(tǒng)可以保證人員和車輛的安全。 機器的運動部件通過制動器作用后停止不動或?qū)崿F(xiàn)減速。制動器一般是 安裝在設備的高速軸上 ,但對 安全 性要求較高 的大型設備 (如礦山起重機、電梯等 )則 應該安裝在 靠近設備工作部分的低速軸上 。本文 旨在對鼓式制動器進行設計與分析：首先 確定了制動器的構(gòu)造 ;其次 ,計算出相關(guān)參數(shù) ,并對各參數(shù)進行強度校核 ;并繪制出裝配圖和零件圖。 關(guān)鍵詞： 制動系統(tǒng)；鼓式 制動器 ； 設計 分析 he of a of A is a of to or to of is on as as of as be in of of of is 錄 摘要 . I . 錄 . 1 緒論 . 1 述 . 1 動系統(tǒng)設計的意義 . 1 動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 . 1 次制動系統(tǒng)應達到的技術(shù)要求 . 2 2 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 . 4 動器形式方案分析 . 4 式制動器 . 4 壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 . 6 I 型回路 . 7 型回路 . 7 3 制動系統(tǒng)設計計算 . 8 動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 . 8 關(guān)主要技術(shù)參數(shù) . 8 步附著系數(shù)的分析 . 8 動力矩分配系數(shù) . 9 動鼓直徑 D . 10 制動蹄摩擦襯片的包角 . 10 擦襯片初始角0的選取 . 10 張開力 P 作用線至制動器中心的距離 a . 10 擦片摩擦系數(shù) . 11 動器制動因數(shù)計算 . 11 蹄制動蹄因數(shù) . 11 蹄制動蹄因數(shù) . 11 動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設計 . 11 4 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 . 14 動的輪缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 . 14 動的主缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 . 15 動踏板力與真空助力器 . 16 5 制動性能分析 . 18 動性能評價指標 . 18 動器制動力分配曲線分析 . 19 擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 . 20 能量耗散率 . 20 滑磨功. 20 車制動計算 . 22 車 縱向穩(wěn)定性的極限上坡路 傾斜角 . 22 車 縱向穩(wěn)定性的 極限下坡路傾斜角 . 22 總結(jié) . 23 參 考 文 獻 . 24 致 謝 . 26 1 1 緒論 述 自汽車誕生以來，汽車制動系統(tǒng)就是汽車自身必不可少的一部分，是行車安全的重要保障。 制動器可以讓機器的運動部件停下來或減速。制動器一般是安裝在設備的高速軸上 ,但對 安全 性要求較高 的大型設備 (如礦山起重機、電梯等 )則 應該安裝在 靠近設備工作部分的 低速軸 上 。 動系統(tǒng)設計的意義 制動系統(tǒng)的安全 對于駕駛安全至關(guān)重要。隨著汽車的進步發(fā)展 ,需要更高性能的 以及 更長壽命 的 剎車。剎車是制動系統(tǒng)最典型 的 作用 ,限制了汽車的 速度 。目前安裝在豐田 ,榮威等型號上 ,可以提高制動性能。 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展 ,零部件供應商和大型零部件廠形成獨立的發(fā)展能力 ,對 提高產(chǎn)品技術(shù)水平發(fā)揮 這 重要作用 ,實現(xiàn)與專業(yè)生產(chǎn)同步發(fā)展這是提高競爭力的關(guān)鍵。 在開發(fā)新車型時 ,制動系統(tǒng)對汽車性能 有很大的影響。 試驗表明：汽車的制動性與汽車的結(jié)構(gòu)和使用條件有關(guān)。諸如汽車軸間負荷的分配，載質(zhì)量，制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，制造誤差，行駛速度，道路情況，駕駛方法等，均對汽車制動性能有很大的影響。 汽車 輪胎的磨損程度對制動性能的影響是最為明顯的。 大多數(shù)國內(nèi)外的軸制造公司都需要從零件廠 分開采購 齒輪 ,外殼和墊圈 ,然后組裝組件。這樣一來 ,增加了軸 業(yè)務 的勞動力 ,所以橋梁公司想要根據(jù)需要直接購買安裝制動系統(tǒng) ;另一方面也限制了備件廠的利潤空間 ,零件廠也希望產(chǎn)品系統(tǒng)增加利潤。 動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 高端產(chǎn)品技術(shù)含量高 ,盈利能力也在上升 。 鋼原材料價格不斷發(fā)生變化 ,導 2 致利潤增長速度大大降低。在美國 ,政府對制動系統(tǒng)企業(yè)發(fā)展進行 重點 關(guān)注 ,連續(xù)對其發(fā)展方向進行討論 ,并且大量的撥款研究 ,非常注重“基礎(chǔ)” ,“創(chuàng)新”的研究。美國最初結(jié)合汽車 ,軸承行業(yè)研制出了大量的自動化生產(chǎn)線 ,然而 ,由于基礎(chǔ)科學研究的重要性 ,忽視了技術(shù)的應用 ,一段時間內(nèi) ,增加了周期速度 ,直到慢慢 糾正偏差 ,輸出逐漸增加。日本狠抓發(fā)展的重點旋轉(zhuǎn)機械系統(tǒng)。至世界的日本卷板機起到了重要作用。 德國政府強調(diào)“實用”和“有效” ,堅持以人為本 ,同時要特別注意理論與實踐的結(jié)合 ,基礎(chǔ)研究與應用技術(shù) 相互聯(lián)系，保證 產(chǎn)品質(zhì)量過硬 。 如今 德國 的 制動系統(tǒng)在質(zhì)量 ,性能 方面排 在世界上第一。 中國的汽車制動系統(tǒng)在技術(shù) ,制造過程或成本控制方面的開發(fā)設計 與國外相比 都有著很大差距 ,特別是技術(shù)手段落后 。 雖然 中國是世界上大多數(shù)國家的第一輪機床生產(chǎn) 地 ,但在國際市場上的競爭水平 仍然很 低 。 這類特征的表象 ,除了管理、制造優(yōu)質(zhì)產(chǎn)品、促銷 ， 品種 ,性能等方面落后 ,還在于 新產(chǎn)品每一個生產(chǎn)花費時間長 ,不能根據(jù)用戶的需求 ,提供合心意的零件。國外機床產(chǎn)品充斥市場 。如今 ,已經(jīng)廣泛應用于市場 ,但這種配合具有很大的缺點 :傳動比不連續(xù) ,僅在可變限度內(nèi)實現(xiàn)子范圍 ,而動力傳動效果 ， 動力性能和經(jīng)濟性能 ,只能增加前來擴大速度范圍 ,因此 ,有必要增加速度 ,從而無形中增加了產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的復雜性和成本 ,并且由于維護不便的復雜性 ,現(xiàn)在努力解決這個技術(shù)問題。近年來 ,國內(nèi)汽車制造商如重汽集團 ,車 ,江淮汽車等合資企業(yè)與外國的卡車如通用 ,沃爾沃 ,五十鈴 ,現(xiàn)代 ,梅賽德斯 - 奔馳 ,雷諾 等在開發(fā)制動系統(tǒng)取得了重大進展 。 次制動系統(tǒng)應達到的技術(shù)要求 （ 1）具有良好的制動效能 （ 2）制動時汽車的方向穩(wěn)定性好 （ 3）操縱輕便 3 （ 4）可靠性好 （ 5）減少公害 4 2 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 動器形式方案分析 汽車制動器一般屬于機械式 ,也就是使用旋轉(zhuǎn)部件和固定部件之間的摩擦力 ,使這兩個工作部件之間的制動扭矩減慢或停止。通常摩擦制動器根據(jù)其轉(zhuǎn)動部件的外觀分為滾筒和圓盤兩大類 。 用于減速或停止 固定和 旋轉(zhuǎn)部件 這 兩個工作表 面之間的制動扭矩 。一般的摩擦制動分為兩種類型 :鼓 式 和盤式 。 式制動器 鼓式制動器是史上最先發(fā)明的。在盤式制動器尚未發(fā)明時 ,它們已大量用于各種類型的汽車。 鼓式制動器有兩種結(jié)構(gòu)形式，一是內(nèi)張型鼓式制動器，二是外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器是具有一對帶有弧形摩擦蹄片的制動蹄的摩擦元件，后者則是摩擦元件安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在后橋橋殼半袖套管的凸緣或前橋的前梁上，其摩擦元件為能夠旋轉(zhuǎn)的制動鼓?？煞譃椋?（ 1）領(lǐng)從蹄式制動器 圖 2從蹄制動器 領(lǐng) 從蹄式的發(fā)展在如今不快不慢 ,不過因為在汽車前后輪的制動性能 ,構(gòu)造單一 ,費用低 ,安裝駐車制動機構(gòu)容易 ,因此 ,廣泛應用于 中或者 重型 汽車的 前后輪 制動器及轎車后輪的制動器。 5 （ 2）雙領(lǐng)蹄式制動器 圖 2領(lǐng)蹄制動器 如果 汽車前進時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器 ,稱為雙領(lǐng)蹄制動器。 顯然 ,當 兩個制動蹄從蹄上改變時 ,在 車輛反轉(zhuǎn)制動時 ,也可以稱為單向雙圈制動蹄。 如 2個制動蹄 各用一個單活塞制動輪缸推動， 兩組制動蹄 ， 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。 當制動鼓上的兩個蹄一起工作時， 合力恰好相互平衡 。這樣它就是一個平衡制動器了。 （ 3）雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 圖 2向雙領(lǐng)蹄制 動器 6 圖 2向雙圈制動器工作時。當制動器相反向旋轉(zhuǎn)時 ,兩個制動器是制動器的軸環(huán)的把手。 它也屬于平衡制動。 通過雙向制動剎車的制動性能和車輛制動性能相同 ,所以輕型車前后輪和部分車輛被廣泛應用 ,需要設置駐車制動器的中央制動器。 式制動器 盤式 制動器的原定位結(jié)構(gòu)可分為制動鉗和整體式兩種類型。 （ 1）鉗盤式 定鉗盤式制動器是鉗盤式制動器的組成。浮鉗盤式制動器也是鉗盤式制動器的組成。 （ 2）全盤式 全盤式制動器和摩擦離合器原理相同。由于這些制動器的散熱條件差，應用范圍遠大于浮盤制動器 ， 從而選擇前盤后鼓式制動器。浮動盤式制動器放在前盤。領(lǐng)從蹄式制動器后鼓。 壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 a) b) c) d) e) 圖 2 路回路系統(tǒng)形式 7 為了確保制動機構(gòu)的安全性和穩(wěn)定性 ， 所以設計雙回路系統(tǒng) 。 當然 ,車輛應分為兩個或更多的獨立電路制動 系統(tǒng)， 液壓或氣動 ,這樣 當回路故障時 ,其他完整的回路仍然可 以 工作。 I 型回路 前、后剎車線是獨立的 ,是閉環(huán)系統(tǒng) ,即一軸對一軸的分路型式，簡稱 如圖 2 所示。這種 分路布置 方式在各種車輛中都有采用 ,但在貨車中應用最為廣泛。當電路結(jié)束時 ,斷路器就關(guān)閉了 ,當電流停止轉(zhuǎn)動時 ,它就失去了轉(zhuǎn)動的能力。前輪驅(qū)動汽車 ,只有 前輪管路失效 后 僅由后輪制動時 ,制動效 能明顯降低，不到正常一半 ,此外 ,因為 后橋載荷不大于前軸 ,汽車踏板力超大可使后輪 抱死 ,而導致 漂移。 型回路 有兩個獨立的電路系統(tǒng) ,前輪剎車和對面的后輪制動電路 ,描述在十字架上為 X,如圖 2 - 5 b。因此 ,在這種情況下 ,主銷 偏移距離 應該 為 負 值 (20 車輪制動 力不平衡 導致反轉(zhuǎn)提高車輛的穩(wěn)定性 方向 。 因此選擇 X 型管路。 8 3 制動系統(tǒng)設計計算 動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 豐田花冠汽車車系報表，見表 3 3田花冠轎車參數(shù)配置 基本參數(shù) 數(shù)值 空載汽車質(zhì)量 1165載汽車質(zhì)量 1600心位置 載質(zhì)心高度 載質(zhì)心高度 距 輪距 輪距 高車速 200km/h 輪胎 195/608V 同步附著系數(shù) 軸負荷空載 630軸負荷滿載 535 同步附著系數(shù)的分析 (1) 若 0時：制動時前輪處于穩(wěn)定狀況不過它最早抱死 ,這是因為它已經(jīng)丟失了轉(zhuǎn)向本領(lǐng) ;； 9 (2) 若 0時：制動時出現(xiàn)軸側(cè)滑這是因為后輪先抱死。從而導致方向不穩(wěn)定； (3) 若 0時：制動時前輪和后輪都處于穩(wěn)定狀況不過它失去了轉(zhuǎn)向能 力 ，這是因為它同時抱死。 因此轎車0 取0=式制動器有關(guān)計算 動力矩分配系數(shù) 根據(jù)公式： （ 3 得： 制動器制動力矩的確定 著力矩：所決定的前后軸最大附由輪胎與路面附著系數(shù) eg )( 1m a （ 3 式中： 2+ (3后車的制動鼓力矩 2/ 10 動鼓直徑 D 輪胎的規(guī)格為 1560/195 R 輪輞為 15 因此制動鼓內(nèi)徑最大值 D 6內(nèi)15 由于轎車 在 間選取 取 D/ =381= 參考 19 99309/ 取 50 制動蹄摩擦襯片的包角 求制動蹄摩擦襯片的寬度 b 制動蹄摩擦襯片的包角 在 00 12090 之間，取 = 100 摩擦面積 A 取 200 300 2取 A=300 2b/D= 取 b=b=0250 摩擦襯片初始角0的選取 11 根據(jù) )2/(900 = 90 -（ 100 /2） = 40 開力 P 作用線至制動器中心的距離 a 根據(jù) a=： a=125=100撐銷中心 c 根據(jù) c=： c=125=100 摩擦片摩擦系數(shù) 在選取摩擦材料時，選擇摩擦系數(shù) f=動器制動因數(shù)計算 鼓式制動器效能因數(shù) 蹄制動蹄因 數(shù) 根據(jù)公式3 h/b=2.6;c/b= 1 從蹄制動蹄因數(shù) 根據(jù)公式3 得 2動器主要零部件的結(jié) 構(gòu)設計 (1)制動盤 12 制動盤不光受運動塊運行中的法向力和切向力的影響，還受熱負荷的影響。厚度較厚，而一般無通風罐車固體制動盤，厚度約 010 ，總重量之間為 1200 3400間。本次設計采用的材料為 (2)制動鉗 制造卡尺由可鍛鑄鐵 12球墨鑄鐵 18400 成，也由輕合金制成，如鋁合金壓鑄。 (3)制動塊 制動塊由后板和摩擦襯塊組成，它們相互壓緊或鉚接或粘合在一起。 (4)摩擦材料 制動摩擦材料必須具有穩(wěn)定的摩擦角和穩(wěn)定的阻力系數(shù)，在突然下降時摩擦系數(shù)不能被加熱到一定值，材料應具有良好的耐磨性，低水位制動 ， 低壓縮比 ， 低導熱性（ 300熱板摩擦要求：板溫不超過 190 30 分鐘）和低熱膨脹壓力，切割，彎曲性能，采購性能和沖擊阻力制動 ， 不應產(chǎn)生氣體噪聲 ， 不產(chǎn)生污染量 ， 不對 人體造成傷害。目前，剎車片廣泛用于成型 材料中，主要由石棉纖維和樹脂粘合劑組成，調(diào)整摩擦性能的填充效果（勺子噪音消除其他） 。 成型材料的柔性比較小，模制時可以使用一個襯墊子。優(yōu)點是可以使用各種不同的聚合物樹脂組分，使襯里或襯里具有不同的摩擦性能等特點。本次設計采用的是模壓材料。 (5)制動鼓 制動鼓厚度的選擇主要取決于剛度和強度。壁厚的增加也有助于提高熱容量。然而，實驗結(jié)果表明，摩擦壁的平均最高溫度是不 明顯 的 。 一般汽車的鑄造的制動鼓壁的常用值：汽車是 7 位 中型和重型卡車 是 13動鼓可在封閉側(cè)外側(cè)打 開 一個小孔 ，檢查制動 器 間隙。本設計中使用的材料為 13 (6)制動蹄 摩擦片和制動蹄 可以鉚接或粘貼在 一起 ，可使 襯片更換前允許磨損的 厚度增 大，但內(nèi)襯不易更換。 本次設計采用的 材料為 200 (7)制動蹄的支承 雙重制動屏幕支架，結(jié)構(gòu)簡單，并 能使 剎車片相 對 制動鼓 自行 定位。 為了制動蹄的 工作 表 面和制動鼓的工作 表 面同軸 心 ，應使支撐位置可調(diào)。 可使用 偏心 支承銷 或偏心 輪 。 支承銷由 45號 鋼 制造 和高頻淬火。青銅 偏心輪保持制動 蹄腹板上的 支撐孔的完整性，并防止這些部件的腐蝕 磨損 。 18 壓 緊 裝置有時附著在制動 底板 上，使得制動 蹄 的中間被引導到制動 底 板上 ，并 使制動蹄腹板張開端 插入到 輪 缸 活塞 的頂部的塊體 上 或者 在張 開機構(gòu) 調(diào)整推桿端部 的開 槽 處，以 保持制動 蹄的正確位置。 (8)制動輪缸 該系統(tǒng) 為 液壓制動系 采用的 活塞式 制動蹄張開機構(gòu) ，結(jié)構(gòu)簡單， 布置 容易。 該設計采用 灰鑄鐵 14 4 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 動的輪缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 根據(jù)公式 4 式中： p 28 . 對盤式制動器可再高些。 取 p=10=2 21 =2186154 =170 F0= 1 7 424照 87準選取尺寸，所以 44 輪缸的工作容積 24 （ 4 式中： n 目； 初步設計時 =2w=m ，所以容積 V 。 現(xiàn) 8 為 壁校核。 m 5 (4式中： = （b為材料抗拉強度， n 為安全 系數(shù)，一般取 n=5）。 18 由于 所以壁厚強度滿足要求。 動的主缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 制動主缸應有的工作容積 (4主缸活塞直徑19 (4 一般 mm 取mm 此 求知 626 0 7 3 Vd 16 根據(jù) 877524 系列尺寸，取 30動踏板力與真空助力器 制動踏板力 114 2 （ 4 式中： - 是機械效率。涵蓋了制動器的踏板結(jié)構(gòu)及主缸?？梢赃x擇 500 應加真空助力器 真空助力器的選擇 若以 示總制動力 踏板力 F 的比值 假如 平均出來的數(shù)比 18 要大（最大允許到 22），該汽車則應該安裝一個真空助力器。因此，需要安裝真空助力器。 汽車可能達到的總制動力是 ： 式中： N；對于轎車 200 250；對于貨車 300 450； 2 個制動器的動作行程 6 4110100 3 22 2 17 R r A 表 式中數(shù)據(jù)取值范圍 參數(shù) 簡單鼓式制動器 120 160 F 2.4 24 的比值。與踏板力踏板力的比值無助力時，總制動力與 F 可以確保真空功率比線性 關(guān)系 和 車輛的最大安全減速。 20 18 5 制動性能分析 隨便一個制動裝置都是制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)，缺一不可。 汽車的制動是汽車利用力來降低停車速度或長下坡的能力，以保持一定的運動速度。 動性能評價指標 制動性能評估 : （ 1）減距離和減速； （ 2）增加穩(wěn)定性； （ 3）增加轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。 假設車輛行駛在水平、硬路面上，且不考慮路面狀況，則制動力由制動產(chǎn)生。此時 j = r /總 式中 總M ：汽車前后輪制動力矩的綜合。 總M = M 1 + M 2 = a 汽車總重 800人數(shù)據(jù)得 2/ 0 03 0 7 9 3( 減速度應在 2/7 所以滿足要求。 在勻減速制動時，制動距離 S 為 S=1/ + 2 /2） 中， :取 2 ：經(jīng)過 050)2/ 2 故 轎車的最大制動距離為： 2 /150 19 V 取 50時。 0 +502 /150= 所以符合要求 動器制動力分配曲線分析 當制動器有過足的制動力時，制動過程可能會出現(xiàn) 三種 狀況： （ 1） 后輪抱死拖滑。前輪先抱死拖滑，然后 （ 2） 前輪抱死拖滑。后輪先抱死拖滑，然后 （ 3） 前、后輪同時抱死拖滑 。 制動力分布會影響制動系統(tǒng) 的 穩(wěn)定 性方向和使用的粘附條件。因此必須對車輛制動系統(tǒng)的前后設計進行適當處理。分配曲線如圖所示： 抱死。線相交時，前后輪同時線與當 I 下方時，后輪先抱死。線在當 I 上方時，后輪先抱死線在當 I 合理性。參數(shù)和制動分配系數(shù)的通過該圖可以看出相關(guān) 20 圖 5田花冠轎車動力曲線 擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 摩擦襯 片磨損 的 因素 有磨 擦力，制動盤，溫度，滑磨速度，材質(zhì)和材料。其中，摩擦表面的溫度和摩擦力是最關(guān)鍵的因素。 制動過程是將機械能轉(zhuǎn)化為熱能的過程。在緊急制動系統(tǒng)中 ,制動器 是如此的強大 ,以至于幾乎消耗了所有的 動 能。 由于制動 時間 短暫 ,致使 剎車的熱 還沒來得及 進入大氣層 就被本身吸收 ,導致了 制動器溫度 的上升。 能量負荷與磨損 成正比關(guān)系。 能量耗散率 雙軸汽車有兩種制動器。也有兩個比能量耗散率。 首先為單個盤式制動器的： 221211()122am v 21 其次為單個鼓式制動器的 : 221222()1 ( 1 )22am v 式中： ： 02 v ， 1 ； 車總質(zhì)量； 1v ， 2v ：汽車制動初速度與終速度， m/s；取 s ； t ：制動時間， s ；按下式計算 t=1 =j ：制動減速度， 2/ 10 6 2/ 1A ， 2A ：制動器襯片的摩擦面積； 1A =17440質(zhì)量在 轎車摩擦襯片面積在 200 故取 2A =60000 ：制動力分配系數(shù)。 則 1211 221a = =。 )1(2212212 a = ) 0 0 0 0 0 2 =,故滿足。 滑磨功22 m a 式中：車總質(zhì)量 22 片的總摩擦面積：車輪制動器各制動襯A， A 21 22 2 = 44/1 6 0m a x 許用比滑磨功，轎車取 22 /1 5 0 0/1 0 0 0 418002 =1268J/ 2 1000J/ 2 1500J/ 2故符合要求。 車制動計算 車 縱向穩(wěn)定性的極限上坡路 傾斜角 1= ar 4 式中： 取車輪與輪面摩擦系數(shù)，: 1L ：汽車質(zhì)心至前軸間距離； L ：軸距 ; 汽車質(zhì)心高度。 ，故滿足條件最大停駐坡度不小于 %20%16 車 縱向 穩(wěn)定性的 極限下坡路傾斜角 1La r c h g = ar 7 ，故滿足條件最大停駐坡度不小于 %20%16 23 結(jié) 論 在設計過程中 ， 我 發(fā)現(xiàn)以前所學的很多知識都遺忘了 ,材料力學等方面的知識基本丟失 ,不得把教材重新翻出來 再次 學習。由于設計中關(guān)聯(lián)性很緊密 ,要求我在計算過程中一定要非常的仔細認真 ,不然一個數(shù)據(jù)的錯誤會造 成后面所有的數(shù)據(jù)都會出現(xiàn)差錯 ,這對 于 思維不是很緊密的我是一個非常大的挑戰(zhàn) ， 也是一次極好的鍛煉的機會。當初 對一些基本的命令都不大熟悉 。 為了能盡快熟練 每天 都要花 很多時間在 終還是艱難的把 24 參 考 文 獻 1 劉惟信 M華大學出版社 , 2001:1072 余志生 M械工業(yè)出版社 ,2000:233 陳家瑞 M 民交通出版社 ,2004:774 劉惟信 J3（ 4） :2515 過學訊 M民交通出版社 ,2008:1086 郭新華 M等教育出版社， 2008:3237 王望予 M 械工業(yè)出版社 ,2004:2218 張洪欣 M械工業(yè)出版社 ,2005： 129 王振軍 M. 北京：人民交通出版社 ,2008:2810 陳鐵鳴 M 爾濱工業(yè)大學出版社， 2010:7611 張景田 M. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社， 2005:12212 王國權(quán) M. 北京：機械工業(yè)出版社 ,2009:9813 粟利萍 M子工業(yè)出版社， 2005:4314J(3):12115J(3):1216 5096,2001,(2):2017 2000,(5):1218 簡召全 設計方法學 M北京理工大學出版社 ,1991： 13619 王繼成 M化學工業(yè)出版社 ,2003:20 25 20 劉惟信 M清華大學出版社 ,2001:12221 張元才、余卓平、熊璐 J2005,9(1):1022 周志立 理與結(jié)構(gòu) M機械工業(yè)出版社 ， 2005： 5823 武小林 J使用與維修 ,2005,1（ 5） :1524 王國林 M高等教育出版社 6625 畢再生 J2003,32（ 4） :48 26 王世剛 M哈爾濱工程大學出版社 ， 2003： 2327 戴枝榮 M高等教育出版社 ， 2006： 18728 王寶璽 M機械工業(yè)出版社 ， 2005： 4929 王仁廣、劉昭度、齊志權(quán)、崔海峰 考速度的確定方法 J2006,4(3):198 30 陳家瑞 M機械工業(yè)出版社 ,2011:76 26 致 謝 從設計、選擇材料的收集，數(shù)據(jù)的整理，到終稿，我要衷心感謝我的導師趙利華老師，正是因為在他 的 敏銳的思維、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度的影響下 以及如陽光般的 支持和鼓勵 下 ，我的畢業(yè)設計才得以完成。通過這個畢業(yè)設計，我對四年學習到的知識，特別是機械設計，工程圖紙，機械 原理等基礎(chǔ)知識，進行了全面的審查，并在設計中學習 件。所以我開始能夠運用獨立思考的能力來解決問題。再次向所有老師表示衷心的感謝！ I 某型轎車制動系統(tǒng)設計與分析 摘要 ： 高度可靠的制動系統(tǒng)可以保證人員和車輛的安全。 機器的運動部件通過制動器作用后停止不動或?qū)崿F(xiàn)減速。制動器一般是 安裝在設備的高速軸上 ,但對 安全 性要求較高 的大型設備 (如礦山起重機、電梯等 )則 應該安裝在 靠近設備工作部分的低速軸上 。本文 旨在對鼓式制動器進行設計與分析：首先 確定了制動器的構(gòu)造 ;其次 ,計算出相關(guān)參數(shù) ,并對各參數(shù)進行強度校核 ;并繪制出裝配圖和零件圖。 關(guān)鍵詞： 制動系統(tǒng)；鼓式 制動器 ； 設計 分析 he of a of A is a of to or to of is on as as of as be in of of of is 錄 摘要 . I . 錄 . 1 緒論 . 1 述 . 1 動系統(tǒng)設計的意義 . 1 動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 . 1 次制動系統(tǒng)應達到的技術(shù)要求 . 2 2 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 . 4 動器形式方案分析 . 4 式制動器 . 4 壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 . 6 I 型回路 . 7 型回路 . 7 3 制動系統(tǒng)設計計算 . 8 動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 . 8 關(guān)主要技術(shù)參數(shù) . 8 步附著系數(shù)的分析 . 8 動力矩分配系數(shù) . 9 動鼓直徑 D . 10 制動蹄摩擦襯片的包角 . 10 擦襯片初始角0的選取 . 10 張開力 P 作用線至制動器中心的距離 a . 10 擦片摩擦系數(shù) . 11 動器制動因數(shù)計算 . 11 蹄制動蹄因數(shù) . 11 蹄制動蹄因數(shù) . 11 動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設計 . 11 4 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 . 14 動的輪缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 . 14 動的主缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 . 15 動踏板力與真空助力器 . 16 5 制動性能分析 . 18 動性能評價指標 . 18 動器制動力分配曲線分析 . 19 擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 . 20 能量耗散率 . 20 滑磨功. 20 車制動計算 . 22 車 縱向穩(wěn)定性的極限上坡路 傾斜角 . 22 車 縱向穩(wěn)定性的 極限下坡路傾斜角 . 22 總結(jié) . 23 參 考 文 獻 . 24 致 謝 . 26 1 1 緒論 述 自汽車誕生以來，汽車制動系統(tǒng)就是汽車自身必不可少的一部分，是行車安全的重要保障。 制動器可以讓機器的運動部件停下來或減速。制動器一般是安裝在設備的高速軸上 ,但對 安全 性要求較高 的大型設備 (如礦山起重機、電梯等 )則 應該安裝在 靠近設備工作部分的 低速軸 上 。 動系統(tǒng)設計的意義 制動系統(tǒng)的安全 對于駕駛安全至關(guān)重要。隨著汽車的進步發(fā)展 ,需要更高性能的 以及 更長壽命 的 剎車。剎車是制動系統(tǒng)最典型 的 作用 ,限制了汽車的 速度 。目前安裝在豐田 ,榮威等型號上 ,可以提高制動性能。 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展 ,零部件供應商和大型零部件廠形成獨立的發(fā)展能力 ,對 提高產(chǎn)品技術(shù)水平發(fā)揮 這 重要作用 ,實現(xiàn)與專業(yè)生產(chǎn)同步發(fā)展這是提高競爭力的關(guān)鍵。 在開發(fā)新車型時 ,制動系統(tǒng)對汽車性能 有很大的影響。 試驗表明：汽車的制動性與汽車的結(jié)構(gòu)和使用條件有關(guān)。諸如汽車軸間負荷的分配，載質(zhì)量，制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，制造誤差，行駛速度，道路情況，駕駛方法等，均對汽車制動性能有很大的影響。 汽車 輪胎的磨損程度對制動性能的影響是最為明顯的。 大多數(shù)國內(nèi)外的軸制造公司都需要從零件廠 分開采購 齒輪 ,外殼和墊圈 ,然后組裝組件。這樣一來 ,增加了軸 業(yè)務 的勞動力 ,所以橋梁公司想要根據(jù)需要直接購買安裝制動系統(tǒng) ;另一方面也限制了備件廠的利潤空間 ,零件廠也希望產(chǎn)品系統(tǒng)增加利潤。 動系統(tǒng)發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 高端產(chǎn)品技術(shù)含量高 ,盈利能力也在上升 。 鋼原材料價格不斷發(fā)生變化 ,導 2 致利潤增長速度大大降低。在美國 ,政府對制動系統(tǒng)企業(yè)發(fā)展進行 重點 關(guān)注 ,連續(xù)對其發(fā)展方向進行討論 ,并且大量的撥款研究 ,非常注重“基礎(chǔ)” ,“創(chuàng)新”的研究。美國最初結(jié)合汽車 ,軸承行業(yè)研制出了大量的自動化生產(chǎn)線 ,然而 ,由于基礎(chǔ)科學研究的重要性 ,忽視了技術(shù)的應用 ,一段時間內(nèi) ,增加了周期速度 ,直到慢慢 糾正偏差 ,輸出逐漸增加。日本狠抓發(fā)展的重點旋轉(zhuǎn)機械系統(tǒng)。至世界的日本卷板機起到了重要作用。 德國政府強調(diào)“實用”和“有效” ,堅持以人為本 ,同時要特別注意理論與實踐的結(jié)合 ,基礎(chǔ)研究與應用技術(shù) 相互聯(lián)系，保證 產(chǎn)品質(zhì)量過硬 。 如今 德國 的 制動系統(tǒng)在質(zhì)量 ,性能 方面排 在世界上第一。 中國的汽車制動系統(tǒng)在技術(shù) ,制造過程或成本控制方面的開發(fā)設計 與國外相比 都有著很大差距 ,特別是技術(shù)手段落后 。 雖然 中國是世界上大多數(shù)國家的第一輪機床生產(chǎn) 地 ,但在國際市場上的競爭水平 仍然很 低 。 這類特征的表象 ,除了管理、制造優(yōu)質(zhì)產(chǎn)品、促銷 ， 品種 ,性能等方面落后 ,還在于 新產(chǎn)品每一個生產(chǎn)花費時間長 ,不能根據(jù)用戶的需求 ,提供合心意的零件。國外機床產(chǎn)品充斥市場 。如今 ,已經(jīng)廣泛應用于市場 ,但這種配合具有很大的缺點 :傳動比不連續(xù) ,僅在可變限度內(nèi)實現(xiàn)子范圍 ,而動力傳動效果 ， 動力性能和經(jīng)濟性能 ,只能增加前來擴大速度范圍 ,因此 ,有必要增加速度 ,從而無形中增加了產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的復雜性和成本 ,并且由于維護不便的復雜性 ,現(xiàn)在努力解決這個技術(shù)問題。近年來 ,國內(nèi)汽車制造商如重汽集團 ,車 ,江淮汽車等合資企業(yè)與外國的卡車如通用 ,沃爾沃 ,五十鈴 ,現(xiàn)代 ,梅賽德斯 - 奔馳 ,雷諾 等在開發(fā)制動系統(tǒng)取得了重大進展 。 次制動系統(tǒng)應達到的技術(shù)要求 （ 1）具有良好的制動效能 （ 2）制動時汽車的方向穩(wěn)定性好 （ 3）操縱輕便 3 （ 4）可靠性好 （ 5）減少公害 4 2 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 動器形式方案分析 汽車制動器一般屬于機械式 ,也就是使用旋轉(zhuǎn)部件和固定部件之間的摩擦力 ,使這兩個工作部件之間的制動扭矩減慢或停止。通常摩擦制動器根據(jù)其轉(zhuǎn)動部件的外觀分為滾筒和圓盤兩大類 。 用于減速或停止 固定和 旋轉(zhuǎn)部件 這 兩個工作表 面之間的制動扭矩 。一般的摩擦制動分為兩種類型 :鼓 式 和盤式 。 式制動器 鼓式制動器是史上最先發(fā)明的。在盤式制動器尚未發(fā)明時 ,它們已大量用于各種類型的汽車。 鼓式制動器有兩種結(jié)構(gòu)形式，一是內(nèi)張型鼓式制動器，二是外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器是具有一對帶有弧形摩擦蹄片的制動蹄的摩擦元件，后者則是摩擦元件安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在后橋橋殼半袖套管的凸緣或前橋的前梁上，其摩擦元件為能夠旋轉(zhuǎn)的制動鼓?？煞譃椋?（ 1）領(lǐng)從蹄式制動器 圖 2從蹄制動器 領(lǐng) 從蹄式的發(fā)展在如今不快不慢 ,不過因為在汽車前后輪的制動性能 ,構(gòu)造單一 ,費用低 ,安裝駐車制動機構(gòu)容易 ,因此 ,廣泛應用于 中或者 重型 汽車的 前后輪 制動器及轎車后輪的制動器。 5 （ 2）雙領(lǐng)蹄式制動器 圖 2領(lǐng)蹄制動器 如果 汽車前進時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器 ,稱為雙領(lǐng)蹄制動器。 顯然 ,當 兩個制動蹄從蹄上改變時 ,在 車輛反轉(zhuǎn)制動時 ,也可以稱為單向雙圈制動蹄。 如 2個制動蹄 各用一個單活塞制動輪缸推動， 兩組制動蹄 ， 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。 當制動鼓上的兩個蹄一起工作時， 合力恰好相互平衡 。這樣它就是一個平衡制動器了。 （ 3）雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 圖 2向雙領(lǐng)蹄制 動器 6 圖 2向雙圈制動器工作時。當制動器相反向旋轉(zhuǎn)時 ,兩個制動器是制動器的軸環(huán)的把手。 它也屬于平衡制動。 通過雙向制動剎車的制動性能和車輛制動性能相同 ,所以輕型車前后輪和部分車輛被廣泛應用 ,需要設置駐車制動器的中央制動器。 式制動器 盤式 制動器的原定位結(jié)構(gòu)可分為制動鉗和整體式兩種類型。 （ 1）鉗盤式 定鉗盤式制動器是鉗盤式制動器的組成。浮鉗盤式制動器也是鉗盤式制動器的組成。 （ 2）全盤式 全盤式制動器和摩擦離合器原理相同。由于這些制動器的散熱條件差，應用范圍遠大于浮盤制動器 ， 從而選擇前盤后鼓式制動器。浮動盤式制動器放在前盤。領(lǐng)從蹄式制動器后鼓。 壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 a) b) c) d) e) 圖 2 路回路系統(tǒng)形式 7 為了確保制動機構(gòu)的安全性和穩(wěn)定性 ， 所以設計雙回路系統(tǒng) 。 當然 ,車輛應分為兩個或更多的獨立電路制動 系統(tǒng)， 液壓或氣動 ,這樣 當回路故障時 ,其他完整的回路仍然可 以 工作。 I 型回路 前、后剎車線是獨立的 ,是閉環(huán)系統(tǒng) ,即一軸對一軸的分路型式，簡稱 如圖 2 所示。這種 分路布置 方式在各種車輛中都有采用 ,但在貨車中應用最為廣泛。當電路結(jié)束時 ,斷路器就關(guān)閉了 ,當電流停止轉(zhuǎn)動時 ,它就失去了轉(zhuǎn)動的能力。前輪驅(qū)動汽車 ,只有 前輪管路失效 后 僅由后輪制動時 ,制動效 能明顯降低，不到正常一半 ,此外 ,因為 后橋載荷不大于前軸 ,汽車踏板力超大可使后輪 抱死 ,而導致 漂移。 型回路 有兩個獨立的電路系統(tǒng) ,前輪剎車和對面的后輪制動電路 ,描述在十字架上為 X,如圖 2 - 5 b。因此 ,在這種情況下 ,主銷 偏移距離 應該 為 負 值 (20 車輪制動 力不平衡 導致反轉(zhuǎn)提高車輛的穩(wěn)定性 方向 。 因此選擇 X 型管路。 8 3 制動系統(tǒng)設計計算 動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 豐田花冠汽車車系報表，見表 3 3田花冠轎車參數(shù)配置 基本參數(shù) 數(shù)值 空載汽車質(zhì)量 1165載汽車質(zhì)量 1600心位置 載質(zhì)心高度 載質(zhì)心高度 距 輪距 輪距 高車速 200km/h 輪胎 195/608V 同步附著系數(shù) 軸負荷空載 630軸負荷滿載 535 同步附著系數(shù)的分析 (1) 若 0時：制動時前輪處于穩(wěn)定狀況不過它最早抱死 ,這是因為它已經(jīng)丟失了轉(zhuǎn)向本領(lǐng) ;； 9 (2) 若 0時：制動時出現(xiàn)軸側(cè)滑這是因為后輪先抱死。從而導致方向不穩(wěn)定； (3) 若 0時：制動時前輪和后輪都處于穩(wěn)定狀況不過它失去了轉(zhuǎn)向能 力 ，這是因為它同時抱死。 因此轎車0 取0=式制動器有關(guān)計算 動力矩分配系數(shù) 根據(jù)公式： （ 3 得： 制動器制動力矩的確定 著力矩：所決定的前后軸最大附由輪胎與路面附著系數(shù) eg )( 1m a （ 3 式中： 2+ (3后車的制動鼓力矩 2/ 10 動鼓直徑 D 輪胎的規(guī)格為 1560/195 R 輪輞為 15 因此制動鼓內(nèi)徑最大值 D 6內(nèi)15 由于轎車 在 間選取 取 D/ =381= 參考 19 99309/ 取 50 制動蹄摩擦襯片的包角 求制動蹄摩擦襯片的寬度 b 制動蹄摩擦襯片的包角 在 00 12090 之間，取 = 100 摩擦面積 A 取 200 300 2取 A=300 2b/D= 取 b=b=0250 摩擦襯片初始角0的選取 11 根據(jù) )2/(900 = 90 -（ 100 /2） = 40 開力 P 作用線至制動器中心的距離 a 根據(jù) a=： a=125=100撐銷中心 c 根據(jù) c=： c=125=100 摩擦片摩擦系數(shù) 在選取摩擦材料時，選擇摩擦系數(shù) f=動器制動因數(shù)計算 鼓式制動器效能因數(shù) 蹄制動蹄因 數(shù) 根據(jù)公式3 h/b=2.6;c/b= 1 從蹄制動蹄因數(shù) 根據(jù)公式3 得 2動器主要零部件的結(jié) 構(gòu)設計 (1)制動盤 12 制動盤不光受運動塊運行中的法向力和切向力的影響，還受熱負荷的影響。厚度較厚，而一般無通風罐車固體制動盤，厚度約 010 ，總重量之間為 1200 3400間。本次設計采用的材料為 (2)制動鉗 制造卡尺由可鍛鑄鐵 12球墨鑄鐵 18400 成，也由輕合金制成，如鋁合金壓鑄。 (3)制動塊 制動塊由后板和摩擦襯塊組成，它們相互壓緊或鉚接或粘合在一起。 (4)摩擦材料 制動摩擦材料必須具有穩(wěn)定的摩擦角和穩(wěn)定的阻力系數(shù)，在突然下降時摩擦系數(shù)不能被加熱到一定值，材料應具有良好的耐磨性，低水位制動 ， 低壓縮比 ， 低導熱性（ 300熱板摩擦要求：板溫不超過 190 30 分鐘）和低熱膨脹壓力，切割，彎曲性能，采購性能和沖擊阻力制動 ， 不應產(chǎn)生氣體噪聲 ， 不產(chǎn)生污染量 ， 不對 人體造成傷害。目前，剎車片廣泛用于成型 材料中，主要由石棉纖維和樹脂粘合劑組成，調(diào)整摩擦性能的填充效果（勺子噪音消除其他） 。 成型材料的柔性比較小，模制時可以使用一個襯墊子。優(yōu)點是可以使用各種不同的聚合物樹脂組分，使襯里或襯里具有不同的摩擦性能等特點。本次設計采用的是模壓材料。 (5)制動鼓 制動鼓厚度的選擇主要取決于剛度和強度。壁厚的增加也有助于提高熱容量。然而，實驗結(jié)果表明，摩擦壁的平均最高溫度是不 明顯 的 。 一般汽車的鑄造的制動鼓壁的常用值：汽車是 7 位 中型和重型卡車 是 13動鼓可在封閉側(cè)外側(cè)打 開 一個小孔 ，檢查制動 器 間隙。本設計中使用的材料為 13 (6)制動蹄 摩擦片和制動蹄 可以鉚接或粘貼在 一起 ，可使 襯片更換前允許磨損的 厚度增 大，但內(nèi)襯不易更換。 本次設計采用的 材料為 200 (7)制動蹄的支承 雙重制動屏幕支架，結(jié)構(gòu)簡單，并 能使 剎車片相 對 制動鼓 自行 定位。 為了制動蹄的 工作 表 面和制動鼓的工作 表 面同軸 心 ，應使支撐位置可調(diào)。 可使用 偏心 支承銷 或偏心 輪 。 支承銷由 45號 鋼 制造 和高頻淬火。青銅 偏心輪保持制動 蹄腹板上的 支撐孔的完整性，并防止這些部件的腐蝕 磨損 。 18 壓 緊 裝置有時附著在制動 底板 上，使得制動 蹄 的中間被引導到制動 底 板上 ，并 使制動蹄腹板張開端 插入到 輪 缸 活塞 的頂部的塊體 上 或者 在張 開機構(gòu) 調(diào)整推桿端部 的開 槽 處，以 保持制動 蹄的正確位置。 (8)制動輪缸 該系統(tǒng) 為 液壓制動系 采用的 活塞式 制動蹄張開機構(gòu) ，結(jié)構(gòu)簡單， 布置 容易。 該設計采用 灰鑄鐵 14 4 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 動的輪缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 根據(jù)公式 4 式中： p 28 . 對盤式制動器可再高些。 取 p=10=2 21 =2186154 =170 F0= 1 7 424照 87準選取尺寸，所以 44 輪缸的工作容積 24 （ 4 式中： n 目； 初步設計時 =2w=m ，所以容積 V 。 現(xiàn) 8 為 壁校核。 m 5 (4式中： = （b為材料抗拉強度， n 為安全 系數(shù)，一般取 n=5）。 18 由于 所以壁厚強度滿足要求。 動的主缸直徑的計算。設計工作的容積的計算 制動主缸應有的工作容積 (4主缸活塞直徑19 (4 一般 mm 取mm 此 求知 626 0 7 3 Vd 16 根據(jù) 877524 系列尺寸，取 30動踏板力與真空助力器 制動踏板力 114 2 （ 4 式中： - 是機械效率。涵蓋了制動器的踏板結(jié)構(gòu)及主缸?？梢赃x擇 500 應加真空助力器 真空助力器的選擇 若以 示總制動力 踏板力 F 的比值 假如 平均出來的數(shù)比 18 要大（最大允許到 22），該汽車則應該安裝一個真空助力器。因此，需要安裝真空助力器。 汽車可能達到的總制動力是 ： 式中： N；對于轎車 200 250；對于貨車 300 450； 2 個制動器的動作行程 6 4110100 3 22 2 17 R r A 表 式中數(shù)據(jù)取值范圍 參數(shù) 簡單鼓式制動器 120 160 F 2.4 24 的比值。與踏板力踏板力的比值無助力時，總制動力與 F 可以確保真空功率比線性 關(guān)系 和 車輛的最大安全減速。 20 18 5 制動性能分析 隨便一個制動裝置都是制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)，缺一不可。 汽車的制動是汽車利用力來降低停車速度或長下坡的能力，以保持一定的運動速度。 動性能評價指標 制動性能評估 : （ 1）減距離和減速； （ 2）增加穩(wěn)定性； （ 3）增加轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。 假設車輛行駛在水平、硬路面上，且不考慮路面狀況，則制動力由制動產(chǎn)生。此時 j = r /總 式中 總M ：汽車前后輪制動力矩的綜合。 總M = M 1 + M 2 = a 汽車總重 800人數(shù)據(jù)得 2/ 0 03 0 7 9 3( 減速度應在 2/7 所以滿足要求。 在勻減速制動時，制動距離 S 為 S=1/ + 2 /2） 中， :取 2 ：經(jīng)過 050)2/ 2 故 轎車的最大制動距離為： 2 /150 19 V 取 50時。 0 +502 /150= 所以符合要求 動器制動力分配曲線分析 當制動器有過足的制動力時，制動過程可能會出現(xiàn) 三種 狀況： （ 1） 后輪抱死拖滑。前輪先抱死拖滑，然后 （ 2） 前輪抱死拖滑。后輪先抱死拖滑，然后 （ 3） 前、后輪同時抱死拖滑 。 制動力分布會影響制動系統(tǒng) 的 穩(wěn)定 性方向和使用的粘附條件。因此必須對車輛制動系統(tǒng)的前后設計進行適當處理。分配曲線如圖所示： 抱死。線相交時，前后輪同時線與當 I 下方時，后輪先抱死。線在當 I 上方時，后輪先抱死線在當 I 合理性。參數(shù)和制動分配系數(shù)的通過該圖可以看出相關(guān) 20 圖 5田花冠轎車動力曲線 擦襯片（襯塊）的磨損特性計算 摩擦襯 片磨損 的 因素 有磨 擦力，制動盤，溫度，滑磨速度，材質(zhì)和材料。其中，摩擦表面的溫度和摩擦力是最關(guān)鍵的因素。 制動過程是將機械能轉(zhuǎn)化為熱能的過程。在緊急制動系統(tǒng)中 ,制動器 是如此的強大 ,以至于幾乎消耗了所有的 動 能。 由于制動 時間 短暫 ,致使 剎車的熱 還沒來得及 進入大氣層 就被本身吸收 ,導致了 制動器溫度 的上升。 能量負荷與磨損 成正比關(guān)系。 能量耗散率 雙軸汽車有兩種制動器。也有兩個比能量耗散率。 首先為單個盤式制動器的： 221211()122am v 21 其次為單個鼓式制動器的 : 221222()1 ( 1 )22am v 式中： ： 02 v ， 1 ； 車總質(zhì)量； 1v ， 2v ：汽車制動初速度與終速度， m/s；取 s ； t ：制動時間， s ；按下式計算 t=1 =j ：制動減速度， 2/ 10 6 2/ 1A ， 2A ：制動器襯片的摩擦面積； 1A =17440質(zhì)量在 轎車摩擦襯片面積在 200 故取 2A =60000 ：制動力分配系數(shù)。 則 1211 221a = =。 )1(2212212 a = ) 0 0 0 0 0 2 =,故滿足。 滑磨功22 m a 式中：車總質(zhì)量 22 片的總摩擦面積：車輪制動器各制動襯A， A 21 22 2 = 44/1 6 0m a x 許用比滑磨功，轎車取 22 /1 5 0 0/1 0 0 0 418002 =1268J/ 2 1000J/ 2 1500J/ 2故符合要求。 車制動計算 車 縱向穩(wěn)定性的極限上坡路 傾斜角 1= ar 4 式中： 取車輪與輪面摩擦系數(shù)，: 1L ：汽車質(zhì)心至前軸間距離； L ：軸距 ; 汽車質(zhì)心高度。 ，故滿足條件最大停駐坡度不小于 %20%16 車 縱向 穩(wěn)定性的 極限下坡路傾斜角 1La r c h g = ar 7 ，故滿足條件最大停駐坡度不小于 %20%16 23 結(jié) 論 在設計過程中 ， 我 發(fā)現(xiàn)以前所學的很多知識都遺忘了 ,材料力學等方面的知識基本丟失 ,不得把教材重新翻出來 再次 學習。由于設計中關(guān)聯(lián)性很緊密 ,要求我在計算過程中一定要非常的仔細認真 ,不然一個數(shù)據(jù)的錯誤會造 成后面所有的數(shù)據(jù)都會出現(xiàn)差錯 ,這對 于 思維不是很緊密的我是一個非常大的挑戰(zhàn) ， 也是一次極好的鍛煉的機會。當初 對一些基本的命令都不大熟悉 。 為了能盡快熟練 每天 都要花 很多時間在 終還是艱難的把 24 參 考 文 獻 1 劉惟信 M華大學出版社 , 2001:1072 余志生 M械工業(yè)出版社 ,2000:233 陳家瑞 M 民交通出版社 ,2004:774 劉惟信 J3（ 4） :2515 過學訊 M民交通出版社 ,2008:1086 郭新華 M等教育出版社， 2008:3237 王望予 M 械工業(yè)出版社 ,2004:2218 張洪欣 M械工業(yè)出版社 ,2005： 129 王振軍 M. 北京：人民交通出版社 ,2008:2810 陳鐵鳴 M 爾濱工業(yè)大學出版社， 2010:7611 張景田 M. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社， 2005:12212 王國權(quán) M. 北京：機械工業(yè)出版社 ,2009:9813 粟利萍 M子工業(yè)出版社， 2005:4314J(3):12115J(3):1216 5096,2001,(2):2017 2000,(5):1218 簡召全 設計方法學 M北京理工大學出版社 ,1991： 13619 王繼成 M化學工業(yè)出版社 ,2003:20 25 20 劉惟信 M清華大學出版社 ,2001:12221 張元才、余卓平、熊璐 J2005,9(1):1022 周志立 理與結(jié)構(gòu) M機械工業(yè)出版社 ， 2005： 5823 武小林 J使用與維修 ,2005,1（ 5） :1524 王國林 M高等教育出版社 6625 畢再生 J2003,32（ 4） :48 26 王世剛 M哈爾濱工程大學出版社 ， 2003： 2327 戴枝榮 M高等教育出版社 ， 2006： 18728 王寶璽 M機械工業(yè)出版社 ， 2005： 4929 王仁廣、劉昭度、齊志權(quán)、崔海峰 考速度的確定方法 J2006,4(3):198 30 陳家瑞 M機械工業(yè)出版社 ,2011:76 26 致 謝 從設計、選擇材料的收集，數(shù)據(jù)的整理，到終稿，我要衷心感謝我的導師趙利華老師，正是因為在他 的 敏銳的思維、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度的影響下 以及如陽光般的 支持和鼓勵 下 ，我的畢業(yè)設計才得以完成。通過這個畢業(yè)設計，我對四年學習到的知識，特別是機械設計，工程圖紙，機械 原理等基礎(chǔ)知識，進行了全面的審查，并在設計中學習 件。所以我開始能夠運用獨立思考的能力來解決問題。再次向所有老師表示衷心的感謝！