鼓式制动器设计说明书.docx

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1、京孙林漆大学课程设计小型轿车后轮鼓式制动器设计学生姓名：专业班级：指导教师：学院：年月东北林业大学课程设计任务书小型轿车后轮鼓式制动器设计学生姓名：专业班级：指导教师：学院：题目名称：小型轿车后轮鼓式制动器设计任务内容（包括内容、计划、时间安排、完成工作量及水平具体要求）内容：1.设计轿车后轮鼓式制动器2.绘制鼓式制动器结构装配图工作进度安排:阶段设计内容设计任务时间1设计前准备准备设计资料、手册、图册。分析设计任务及给定资料、总体布置，小组成员分工。22总体设计方案构思、算则及方案设计、设计计算、总体布置。53绘图用CAD软件绘图。54编写说明书设计图的校对；说明书撰写。25答辩其参考文献篇

2、4篇以上中：数：3000字以上说明书字折合AO图纸2张，其中至少1张装配图数：图纸张数：专业负责人意见签名:月日小型轿车后轮鼓式制动器设计摘要随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，制动系统是汽车主动安全的重要系统之一。如何开发出高性能的制动器系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，己经成为企业成功的关键。本说明书主要介绍了小型轿车(O.9t)后轮鼓式制动器的设计计算，主要零部件的参数选择的设计过程。关键词：汽车；鼓式制动器目录摘要1绪论错误!未定义书签。1.1概述错误!

3、未定义书签。1.2设计要求错误!未定义书签。1.3设计目标错误!未定义书签.2鼓式制动器结构参数选择错误!未定义书签。2.1制动鼓直径0或半径R错误!未定义书签。2.2制动蹄摩擦衬片的包角口和宽度方错误!未定义书签。2.3摩擦衬片起始角仰错误!未定义书签。2.4张开力P的作用线至制动器中心的距离a错误!未定义书签。2.5制动蹄支撑销中心的坐标位置k及C错误!未定义书签。2.6摩擦片系数f错误!未定义书签.2.7制动轮缸直径d“.和管路压力P错误!未定义书签。3制动蹄片上制动力矩的有关计算错误!未定义书签。4鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算错误味定义书签。4.1鼓式制动器主要零件结构设计错

4、误!未定义书签。4.1.1制动鼓错误!未定义书签。4.1.2制动蹄错误!未定义书签。4.1.3制动底板错误!未定义书签。4.1.4制动蹄的支撑错误!未定义书签。4L5制动轮缸错误!未定义书签。4.1.6自动间隙调整机构错误!未定义书签。4.1.7制动蹄回位弹簧错误!未定义书签。4.2校核错误!未定义书签。4.2.1摩擦力矩和摩擦材料的校核错误!未定义书签。4.2.2摩擦衬片的磨损特性计算错误!未定义书签。4.2.3制动蹄支撑销剪切应力的校核计算错误!未定义书签。结论13参考文献14附录15致谢161绪论.概述车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车制动性能是由汽车的制动系统决定

5、的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整体性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重大交通事故往往及制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动过程是很复杂的，它及汽车总布置和制动系各参数选择有关。汽车制动系统主要由功能装置、传能装置、控制装置和制动器组成，制动器的实际性能是整个制动系中最复杂和最不稳定的因素，因此制动器的设计在整车设计中显得非常重要。1.2设计要求已知小型轿车后轮制动鼓内径为180mm,制定出后轮鼓式制动器的结构方案，确定计算制动器的主要设计参数设计和结构设计计算。利用计算

6、机辅助设计绘制装配图和零件图。具体要求：(1)具有足够的制动效能。(2)工作可靠(3)在任何条件下制动时，汽车都不应该丧失操作性和方向稳定性。(4)防止水和污泥进入制动器工作表面。(5)制动能力的热稳定性良好。(6)操纵轻便，并具有良好的随动性。(7)制动时，制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。(8)作用滞后性应尽可能好。(9)摩擦衬片应有足够的寿命。(IO)摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动间隙调整机构。(Il)当制动驱动装置的任何元件发生故障时并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或光信号等

7、报警提示。1.3设计目标(1)具有良好的制动效能(2)具有良好的制动效能稳定性(3)制动时汽车操纵稳定性好(4)制动效能的热稳定性好2鼓式制动器结构参数选择2.1制动鼓直径。或半径K已知制动鼓最大内径直径D=180/wh,车型为轿车。2.2制动蹄摩擦片衬片的包角力和宽度A制动蹄片的包角4可在90。120范围内选取，试验表明，制动蹄摩擦衬片的包角尸在90okxr时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小4虽有利于散热，但由于压力过高将加速磨损。夕一般也不宜大于12&,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。此设计取户=90。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、

8、减少磨损，但过大则不宜保证及制动鼓全面接触。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衬片的产品规格选择b值。另外根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器衬片的摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，如表1所示。而单个衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角/，即式中：0是以弧度（rad）为单位，当A,R,。确定后，由上式也可初选衬片宽度的b尺寸。表1汽车类别汽车总质量单个制动器总的衬片摩擦面积X4/c*m61.5l-2轿车1.52.5200300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。此设计

9、总质量,取O.%,单个摩擦衬片摩擦面积取110,由(2-D可得2.3摩擦衬片起始角A.摩擦起始角色=90。-(/2)。所以，可得用=45。2.4张开力P的作用线至制动器中心的距离a在保证制动轮缸能布置在制动鼓内的条件下，应使a距离尽可能地大，以提高其制动效能。初定a=0.8R。即a=72mm。2.5制动蹄支撑销中心的坐标位置k及C制动蹄支撑销中心的坐标位置k应尽可能地小，以使C尽可能地大，初定c=0.8R即初选k=20mm,贝J由可得2.6摩擦片系数/选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和

10、降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性，后者对蹄式制动器式非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值为0.3-0.5,少数可达0.7。设计计算时一般取f=0.30.35。一般来说，摩擦系数越高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高的摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于25伊C时，保持摩擦系数f=0.30.4已无大问题。因此，在假设的理想材料下计算制动器制动力矩，取f=0.3可使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。此设计初选2.7制动轮缸直径人和管路压力P制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，

11、在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需僚磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支撑差插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内断面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。此设计主动轮缸缸体选用灰铸铁HT250材料，活塞选用铝合金材料；有两个等直径活塞并用橡胶密封圈密封。(1)制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P及轮缸直径及制动轮缸中液压的液压P之间有如下关系式：式中：p一一考虑制动压力调节装置作用下的轮缸或管路液压，=812Mpa。制动管路液压在制动时一般不超过1012Mpa

12、,压力越高则轮缸直径越小，但对管路尤其是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格。轮缸直径应在GB7254-87标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系歹Il为14.5,16,17.5,19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm。一个轮缸的工作容积此设计取P=SMPa,J11=14.5可得式中：dw个轮缸活塞的直径，mm；一一轮缸的活塞数目；J个轮缸活塞在完全制动时的行程：在初步设计时，对鼓式制动器可取6=22.5,咖；6一一消除制动器及制动鼓间的间隙所需要的轮缸活塞行程；4一一由于摩擦衬片变形而

13、引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；0、4-分别为鼓式制动器制动蹄的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由实验确定。全部轮缸的总工作容积为式中：m轮缸的数目。(2)活塞杆外径d可根据活塞杆受力状况来确定，受拉力作用时，d=0.30.5D.受压力作用时：p5MPa时，/=0.5-0.550;5Mpap7Mpa时,d=0.7D己知=8Mpa,所以可知(3)缸筒长度L缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：式中：1为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6l)D;A为活塞杆导向长度，取(0.61.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他

14、长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。此设计轮缸缸筒长度选60mm。(4)缸体壁厚X因为本设计材料选用HT250,是脆性材料，所以按第二强度理论计算，式中：片为试验压力，当缸的额定压力P16Mp时，R=L5P；当缸的额定压力P16MP时，PV=I.25P；经查表可知，6=200MPa,所以可计算出且符合强度要求。3制动蹄片上制动力矩的有关计算理论分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大的影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓、制动蹄以及支撑也会有弹性变形，但及摩擦衬片的变形量

15、相比，则相对很小，因此在通常的近似近似计算中只考虑摩擦衬片的径向变形的影响，其他零件的影响较小，可以忽略不计，即通常做如下一下假定：(1)制动鼓、蹄为绝对刚性；(2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；(3)压力及变形符合胡克定律。制动蹄可设计成一个自由度和两个自由度的形式。其中绕支撑销转动的蹄片只有一个自由度。此设计采用一个自由度的形式。如图2所示，制动蹄在张开力P作用下绕支撑销O点转动张开，设其转角为A6,则蹄片上某任意点的位移通为由于制动鼓刚性对制动器运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为即从图2中的几何关系可看到因为我SS为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成亦即，制动蹄