汽车设计课程设计轿车后轮制动器设计.docx
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汽车设计课程设计轿车后轮制动器设计
5.1制动器的热量和温升的核算10
5.2制动器的摩擦衬片校核11
第1章概述
1.1鼓式制动器的简介
鼓式制动器也叫块式制动器,是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。
鼓式制动是早期设计的制动系统,其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了,直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。
现在鼓式制动器的主流是内张式,它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧,在刹车的时候制动块向外张开,摩擦制动轮的内侧,达到刹车的目的。
近三十年中,鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。
但由于成本比较低,仍然在一些经济类轿车中使用,主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。
1.2鼓式制动器的组成固件
鼓式制动器的旋转元件是制动鼓,固定元件是制动蹄。
制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转,外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上,对鼓产生制动摩擦力矩。
凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置,制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。
以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器;以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器;用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。
鼓式制动器比较复杂的地方在于,许多鼓式制动器都是自作用的。
当制动蹄与鼓发生接触时,会出现某种楔入动作,其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。
楔入动作提供的额外制动力,可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。
但是,由于存在楔入动作,在松开制动器时,必须使制动蹄脱离鼓。
这就是需要一些弹簧的原因。
弹簧有助于将制动蹄固定到位,并在调节臂驱动之后使它返回。
1.3鼓式制动器的工作原理
在轿车制动鼓上,一般只有一个轮缸,在制动时轮缸受到来自总泵液力后,轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端,作用力相等。
但由于车轮是旋转的,制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称,造成自行增力或自行减力的作用。
因此,业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄,自行减力的一侧制动蹄称为从蹄,领蹄的摩擦力矩是从蹄的2~2.5倍,两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。
为了保持良好的制动效率,制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。
随着摩擦衬片磨损,制动蹄与制动鼓之间的间隙增大,需要有一个调整间隙的机构。
过去的鼓式制动器间隙需要人工调整,用塞尺调整间隙。
现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式,摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。
当间隙增大时,制动蹄推出量超过一定范围时,调整间隙机构会将调整杆(棘爪)拉到与调整齿下一个齿接合的位置,从而增加连杆的长度,使制动蹄位置位移,恢复正常间隙。
轿车鼓式制动器一般用于后轮(前轮用盘式制动器)。
鼓式制动器除了成本比较低之外,还有一个好处,就是便于与驻车(停车)制动组合在一起,凡是后轮为鼓式制动器的轿车,其驻车制动器也组合在后轮制动器上。
这是一个机械系统,它完全与车上制动液压系统是分离的:
利用手操纵杆或驻车踏板(美式车)拉紧钢拉索,操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄,起到停车制动作用,使得汽车不会溜动;松开钢拉索,回位弹簧使制动蹄恢复原位,制动力消失。
1.4鼓式制动器的产品特性
优点
鼓式制动器造价便宜,而且符合传统设计。
四轮轿车在制动过程中,由于惯性的作用,前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%,前轮制动力要比后轮大,后轮起辅助制动作用,因此轿车生产厂家为了节省成本,就采用前盘后鼓的制动方式。
不过对于重型车来说,由于车速一般不是很高,刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高,因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。
缺点
鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多,鼓式制动器的制动力稳定性差,在不同路面上制动力变化很大,不易于掌控。
而由于散热性能差,在制动过程中会聚集大量的热量。
制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形,容易产生制动衰退和振抖现象,引起制动效率下降。
另外,鼓式制动器在使用一段时间后,要定期调校刹车蹄的空隙,甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。
1.5设计基本要求和整车性能参数
整车性能参数
驱动形式4X2前轮
轴距2471mm
轮距前/后1429X1442mm
整备质量1060kg
空载时前后轴分配负载60%
最高车速180km/h
最大爬坡度35%
制动距离(初速度30km/h)5.6m
最小转向直径11m
最大功率/转速74/5800kW/rpm
最大转矩/转速150/4000N·m/rpm
轮胎型号185/60R14T
手动5档
具体设计任务
1)查阅汽车制动的相关资料,更具后轮的制动要求,确定后轮鼓式制动器的结构。
2)在的路面上制动时,计算地面制动力,制动器制动力,制动力矩等
3)设计制动操纵机构(包括驻车制动操纵机构),对制动主缸,制动轮缸进行选型,绘制液压管路图等。
4)绘制所有零件图和装配图
第2章鼓式制动器的设计计算
2.1车辆前后轮制动力的分析
汽车制动时,如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩,则任一角速度>0的车轮,其力矩平衡方程为:
式中:
—制动器对车轮作用的制动力矩,即制动器的摩擦力矩,其方向与车轮旋转方向相反,N•m;
—地面作用于车轮上的制动力,即地面与轮胎之间的摩擦力,又称为地面制动力,其方向与汽车行驶方向相反,N;
—车轮有效半径,m。
令
并称之为制动器制动力,它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力,因此又称为制动周缘力。
与地面制动力的方向相反,当车轮角速度>0时,大小亦相等,且仅由制动器结构参数所决定。
即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。
当加大踏板力以加大,和均随之增大。
但地面制动力受着附着条件的限制,其值不可能大于附着力,
即≤
或
式中——轮胎与地面间的附着系数;
Z——地面对车轮的法向反力。
当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。
此后制动力矩即表现为静摩擦力矩,而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。
当制动到=0以后,地面制动力达到附着力值后就不再增大,而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(如图所示)。
根据轴距可以判断出=1236mm=1235mm
根据汽车制动时的整车受力分析,考虑到制动时的轴荷转移,可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1,Z2为:
=(1235+)=5427.83N
=(1236-)=4960.10N
式中G——汽车所受重力;
L——汽车轴距;
——汽车质心离前轴距离;
——汽车质心离后轴距离;
——汽车质心高度;
g——重力加速度;
——汽车制动减速度。
汽车总的地面制动力为
式中q()——制动强度,亦称比减速度或比制动力;
,——前后轴车轮的地面制动力。
由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为
上式表明:
汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时,各轴附着力即极限制动力并非为常数,而是制动强度q或总制动力的函数。
当汽车各车轮制动器的制动力足够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,即
(1)前轮先抱死拖滑,然后后轮再抱死拖滑;
(2)后轮先抱死拖滑,然后前轮再抱死拖滑;
(3)前、后轮同时抱死拖滑。
在以上三种情况中,显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。
=
(1)
(2)
式中——前轴车轮的制动器制动力,
;
——后轴车轮的制动器制动力,
;
——前轴车轮的地面制动力;
——后轴车轮的地面制动力;
,——地面对前、后轴车轮的法向反力;
G——汽车重力;
,——汽车质心离前、后轴距离;
——汽车质心高度。
因所设计的轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器,而现代轿车的行使状况
较好,特别是高级公路的高速要求,同步附着系数可选取=0.7,则:
===7271.6N
由式
(1)、式
(2)不难求得在任何附着系数的路面上,前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件。
由式
(2)得:
/=
由式
(1)
(2)得/=2.904(3)
则=4767.6N,=2504N
2.2前、后轮制动力分配系数的确定
根据公式:
=(L+hg)/L
得:
=(1235+0.7550)/2471=0.656
式中:
同步附着系数
L:
汽车重心至后轴中心线的距离
L:
轴距
hg:
汽车质心高度
2.3制动器最大制动力矩
制动器所能产生的制动力矩,受车轮的计算力矩所制约,即
=1466.1N*m
=770.0N*m
式中——前轴制动器的制动力,;
——后轴制动器的制动力,;
一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。
则后轮制动器应有的最大力矩为385N*m
第3章制动器结构设计与计算
3.1制动鼓壁厚的确定
当输入力P一定时,制动鼓的直径愈大,则制动力矩亦愈大,散热性能亦愈好。
但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制,而且D的增大也使制动鼓的质量增大,使汽车的非悬挂质量增大,而不利于汽车的行驶平顺性。
制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙,此间隙一般不应小于20~30mm,以利于散热通风,也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。
由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。
另外,制动鼓直径D与轮辋直径之比的一般范围为:
轿车D/=0.64~0.74
货车D/=0.70~0.83
轿车轮辋为14in,得到=14×25.4=355.6mm(1in=25.4mm)
表3-1
轮辋直径/in
12
13
14
15
16
制动鼓内径/mm
轿车
180
200
240
260
----
货车
220
240
260
300
320
参考上表并结合实际情况,取D/=0.65。
得到制动鼓内径D=230mm,所以制动鼓半径为115mm。
3.2制动鼓式厚度n
制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。
壁厚取大些也有助于增大热容量,但试验表明,壁厚从11mm增至20mm,摩擦表面平均最高温度变化并不大。
一般铸造制动鼓的壁厚:
轿车为7~12mm,中、重型货车为13~18mm。
由于本设计的对象是轿车,所以选取制动鼓的厚度为n=10mm。
3.3制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b
摩擦衬片的包角可在=90°~120°范围内选取,试验表明,摩擦衬片包角=90°~100°时,磨损最小,制动鼓温度也最低,且制动效能最高。
再减小虽有利于散热,但由于单位压力过高将加速磨损。
一般也不宜大于120°,因过大不仅不利于散热,而且易使制动作用不平顺,甚至可能发生自锁。
本次设计摩擦衬片的包角取110°。
摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损,但过大则不易保证与制动鼓全面接触。
通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。
设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值。
另外,根据国外统计资料可知,单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大,而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角,即
式中是以弧度(rad)为单位,当A,R,确定后,由上式也可初选衬片宽b的尺寸。
制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大,则制动时产生的单位面积正压力愈小,从而磨损亦愈小。
摩擦衬片的摩擦面积A取200cm,衬片宽b为45mm。
见表
汽车类别
汽车总质量
m/t
单个制动器的衬片摩擦面积
轿车
0.9~1.5
1.5~2.5
100~200
200~300
3.4摩擦衬片起始角
摩擦衬片起始角如图所示。
一般是
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