轎車車后輪制動器設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 大，混合動力分配策略就要求了機械式摩擦制動裝置與電動機同時存在于HEV制動系統中。普通汽車制動器幾乎均為機械摩擦式的，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。①就制動效能而言在基本結構和輪缸工作壓力相同的條件下，自增力式制動器由于摩擦助勢作用；利用得最為充分而居首位，以下依次為雙領蹄式、領從蹄式和雙從蹄。②就制動效能穩定性而言隨制動鼓和摩擦片的材料、溫度和表面狀況的不同，摩擦系數可在很大范圍內變化。雙從蹄式制動器的制動效能雖然最低，但卻具有良好的效能穩定性，而自增力式制動器制動效能穩定性較差。③就管路布置而言雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式等具有兩個輪缸的制動器最宜布置雙回路制動系統。④就應用范圍而言雙向自增力式制動器多用于轎車后輪，原因之一是便于兼充駐車制動器。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的前輪，倒車制動時對前輪制動器要求不高。雙從蹄式制動器有少數華貴轎車為保證制動可靠性而采用（例如英國女王牌轎車）。雙向雙領蹄式制動器是用于中、輕型貨車及部分轎車前后輪。雙領蹄式制動器適用于中級轎車前輪。領從蹄式制動器是用于中、重貨車后輪等。鑒于領從蹄制動器發展較早，其效能及效能穩定性均居于中游，具有結構較簡單等優點，故目前仍相當廣泛地用于各種汽車。本設計為輕型客車后輪制動器，其上附有手動機械式驅動機構，綜上對于各種型式制動器的對比分析，采用領從蹄式制動器較為合適。領從蹄式制動器中固定式是制動蹄片繞固定銷旋轉。蹄片的最大單位壓力位置大致一定，工作比浮動式穩定，但支點部分要求較高的加工精度。而浮動式由于制動蹄片相對于支點是按鼓的內表面搖動而定心。所以制動蹄片的最大單位壓力位置隨摩擦片的磨損而變化。故對支承點的精度比固定式要低，但由于制動蹄片位置不確定而引起拖拽和摩擦片端綿接觸到制動鼓等不正常狀態，所以摩擦片研磨半徑應小于制動鼓的半徑，或使蹄片回正彈簧力均等。將要設計的制動器要求：要設計的制動器具有一定的先進性，并能克制其前一代車制動器的缺點和不足。根據上述要求，決定選擇鑄造式制動支架形式，蹄端帶滾輪的凸輪式制動器。其原因如下：（1）鑄造式制動支架形式，蹄端帶滾輪的凸輪式制動器是目前國內外應用最為廣泛的氣壓驅動器。（2）制動器承載件采用鑄造支架式代替鋼板沖壓焊接支架可大大提高制動蹄片的支撐剛度，使制動力矩能正常穩定的輸出，同時也有利于加寬摩擦片寬度而提高摩擦片壽命。在國外氣動凸輪式制動器幾乎都采用鑄造制動支架的趨勢。（3）蹄片采用滾輪后，不但可以提高制動器的機械傳動效率，而且可以延長蹄片和凸輪的使用壽命（4）制動凸輪采用漸開線式凸輪，漸開線式凸輪可以在不同的轉角下仍能保持作用力臂不變，故不會因左右車輪蹄片間隙不同喝摩擦片厚度不同而使左右凸輪力臂不同，這就大大減少了汽車制動跑偏的可能性。鑄造制動支架的加工方式雖與鋼板沖壓支架的加工方式不同，但與制動器的其他零件加工基本相同。總的來說具有較好的產品基礎繼承性。 制動器主要零件的結構形式制動鼓制動鼓應具有高的剛性喝大的熱容量，在制動時保證制動溫度不會過高，制動鼓的材料與摩擦襯片的材料應能匹配，能保證具有較高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。中重型貨車多采用灰鑄鐵HT200或HT制動鼓壁厚的選取主要從剛度和強度方面考慮的。壁厚取大些有助于怎增大熱容量。但受到輪輞的限制比后不能太打，一般不超過18mm，制動鼓在閉口一側可開小口，可用于檢查制動器制動間隙制動蹄中重型貨車的制動蹄多采用鑄鐵或厚板沖壓焊接。制動蹄斷面形狀應能保證其剛獨好，斷面有工字型。山字形和H字型幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，約為58mm摩擦襯片的厚度多在8mm以上，襯片可以鉚接在制動蹄上。制動底板制動底板式除制動鼓外制動器給零件的安裝基體，應保證個安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受制動器工作時的制動反力矩。故應具有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓而成的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH37012的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩小，踏板行程加大，襯片磨損不均勻。支撐制動蹄的支撐，結構簡單，支撐銷一般由45號鋼制造并高頻淬火。凸輪式張開機構凸輪式張開機構的凸輪是由45號鋼模鍛成一體的毛胚鑄造而成，在精加工后經高頻淬火處理。凸輪軸由模鍛鐵或者球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪經過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由45號鋼制造，高頻淬火。制動間隙的調整方法及間隙調整機構制動鼓與摩擦襯片間在未制動時應有間隙，以保證制動鼓能自由轉動。；此間隙的存在會導致制動踏板的行程損失，因而間隙量要盡量的小，因為隨著制動器的磨損。制動器的制動間隙將會越來越大，因此制動器必須有間隙調整機構。采用凸輪張開裝置的鼓式制動器的間隙調整，可以通過調整與制動凸輪相配合的制動調整臂內的渦輪，蝸桿機構來實現，調整臂是由制動氣室來推動的。 制動器主要性能參數的計算對一般汽車而言，當汽車各輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，以及前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有3種，即（1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑這種工況是穩定工況，但在制動時汽車喪失轉向能力，附著條件沒有充分利用（2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑這種情況中，后軸可能出現側滑，是不穩定工況，附著利用率也低（3）前、后輪同時抱死拖滑這種情況可以避免后軸側滑，同時前轉向輪只有在最大制動強度下才使汽車喪失轉向能力，較之前兩種工況，附著條件利用情況好。、后制動器的制動力分配曲線由于制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用、制動時汽車的方向穩定性均較為有利。在任何附著系數φ路面上，前、后車輪同時抱死附著力同時被充分利用的條件是：前、后制動器制動力之和等于附著力，且前、后車輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即由上式得到，由以上兩式得，將上式繪制成以Fμ1為橫坐標，Fμ2為縱坐標的曲線，即為理想的前、后制動器制動力分配曲線，簡稱為I曲線。然而，對于目前大多數兩軸汽車，其前、后制動器制動力的比值為一定值，常用前制動器制動力Fμ1與汽車總制動器制動力Fμ之比來表明實際制動力分配的比例，稱為制動器制動力分配系數β，即 （式6）在I曲線的坐標中，該關系表示成一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為（式7），這條直線稱為實際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。β線與I線的交點處的附著系數稱為同步附著系數φ0。（式8）由分析可得到，當φφ0時，β線位于I曲線的下方，制動時總是前輪先抱死。當φ=φ0時，制動時前、后輪將同時抱死當φφ0時，β線位于I曲線的上方，制動時總是后輪先抱死。同步附著系數φ0是由汽車結構參數決定的、反映汽車制動性能的一個參數。直到20世紀50年代，當時的道路條件還不是很好，汽車的行駛速度也不是很高，后輪抱死側滑的后果也并不顯得像前輪抱死而喪失轉向能力的后果那樣嚴重，因此，往往將φ0值定得較低，即處于常用附著系數范圍的中間偏低區段。而現代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會發生掉頭而喪失轉向操縱穩定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的φ0值均有增大的趨勢。國外有的文獻推薦滿載時的同步附著系數：轎車取φ0≥；貨車取φ0≥。在條件允許的情況下應取大些，這樣制動穩定性好。利用附著系數就是在某一制動強度z下，不發生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數φi，其定義為（式9）。其中，FXbi為對應于制動強度z，汽車對第i軸產生的地面制動力；FZi為制動強度為z時，地面對第i軸的法向反力；φi為第i軸對應于制動強度z的利用附著系數。前軸利用附著系數φf可按下式求得。（式10）后軸利用附著φr可按下式求得。 （式11）制動效率E定義為車輪不抱死的最大制動減速度與車輪和地面間摩擦因數之比值。亦即車輪將要抱死時的制動強度z與利用附著系數φi。汽車的前軸車輪制動效率為（式12）汽車的后軸車輪制動效率為（式13）顯然，利用附著系數φi愈接近制動強度z，即φi的值越小，或比值z/φi（即制動效率）愈大，則路面的附著條件就發揮得愈充分，汽車制動力分配的合理程度也就愈高。通常以利用附著系數φi與制動強度z的關系曲線或制動效率曲線來描述汽車制動力分配的合理性。最理想的情況是利用附著系數φi總等于制動強度z這一關系。例如，具有理想制動力分配的汽車，其利用附著系數φi與制動強度z滿足φf=φb=z。，較大的φ0可以使汽車在大多數的道路附著條件下不產生后輪先抱死進而發生甩尾的情況。然而，并不是φ0取得越大越好，φ0越大（交點越遠），則在常用的道路附著系數范圍內，I曲線和β線間隔越大（可由式式式6可以得出φ0越大，β越大，β線的斜率越小，即表明附著效率較低。由于φ0增大造成的β的增大使得前、后軸的利用附著系數有著相反的變化趨勢，過大的β（即等效意味著過大的φ0）會使前、后軸的利用附著系數中總有一者過大，遠大于制動強度，制動效能下降。雖然從中看出β越大，φ0越大，然而，又由式10和式11得到過大的β會使前/后軸的利用附著系數增大，遠大于制動強度，制動效能下降。歐洲經濟委員會(ECE)制定的EC