轻型车制动系统设计

1第1章绪论11制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动系统的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；本系统采用型双回路的制动管路以保证制动的可靠性；采用真空助力器使其操纵轻便；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。12制动系统研究现状车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价（1）制动效能即制动距离与制动减速度；（2）制动效能的恒定性即抗热衰退性；（3）制动时汽车的方向稳定性；目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提2供更全面的试验数据和性能评价。13制动系统设计内容（1）研究、确定制动控制采用气压方式还是液压（真空助力、真空增压或油气混合）方式（2）研究、确定制动系统的构成1）设计制动系统示意图。2）驻车制动采用的形式。3）是否需要有辅助制动。（3）汽车必需制动力及其前后分配的确定前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。（4）确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。（5）制动器零件设计零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。（6）制动操纵系统设计制动系操纵部件（阀类、加力器、制动气室等）的研究、选定或设计，操纵机构设计；（7）管路设计管路布置、设计。14制动系统设计要求制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图，布置图和零件图，并对制动器进行三维建模。3第2章制动系统总体方案设计汽车制动系统总体方案设计，主要涉及制动器的结构型式选择，制动驱动机构的结构型式选择，制动管路布置结构型式的选择等三个方面。本章将就这三个方面的问题进行分析论证。21制动器的结构型式的选择车轮制动器主要用于行车制动系统，有时也兼作驻车制动之用。制动器主要有摩擦式、液力式、和电磁式等三种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器2。摩擦式制动器按摩擦副结构不同，可以分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用于中央制动器；鼓式和盘式应用最为广泛。鼓式制动器广泛应用于商用车，同时鼓式制动器结构简单、制造成本低。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的凸缘上对车轮制动器或变速器壳或与其相固定的支架上对中央制动器；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。现外束型鼓式制动器主要用于中央制动器的设计1。相对于鼓式制动器盘式制动器具有以下优点（1）热稳定性好；（2）水稳定性好；（3）制动稳定性好；（4）制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关；4（5）在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的结构尺寸和质量比鼓式制动器的要小；（6）盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也比较简单，维修、保养容易；（7）制动盘与摩擦衬块间的间隙小，一次缩短了油缸活塞的操作时间，并使驱动机构的力传动比有增大的可能；（8）制动盘的热膨胀量不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使得间隙自动调整机构的设计可以简化；（9）易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性与安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动；（10）能方便地实现制动器磨损报警，能及时地更换摩擦衬片。作为一款轻型载货商用车，出于制造维修成本以及制动效能等方面考虑，采用前盘后鼓式制动器。鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类见图21，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同2。（A）（B）（C）（D）（E）（F）（A）领从蹄式（凸轮张开）；（B）领从蹄式（制动轮缸张开）；（C）双领蹄式（非双向，平衡式）；（D）双向双领蹄式；（E）单向增力式；（F）双向增力式图21鼓式制动器简图5制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片之间的间隙。因此得到广泛的应用，特别是用于乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器2。轻型商用车总质量较小，因此采用结构简单，成本低的领从蹄式鼓式制动器。按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器分为钳盘制动器和全盘制动器两大类。全盘制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦便面全部接触。这种制动器的散热性差，为此，多采用油冷式，结构复杂。前盘式制动器按制动钳的结构形式可分为固定钳盘和浮动钳盘两种。其中浮动前盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器进一步移近轮毂，同一组制动块客兼用于行车制动和驻车制动。因此作为轻型商用车前制动器采用浮动前盘式制动器。22制动驱动机构的结构型式的方案比较选择根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压液压式的区别，如表21所示。表21制动驱动机构的结构型式制动力源力的传递方式型式制动力源工作介质型式工作介质用途机械式杆系或钢丝绳仅限于驻车制动简单制动系（人力制动系）司机体力液压式制动液部分微型汽车的行车制动气压式空气气压动力制动系空气气压液压式空气、制动液动力制动系液压动力制动系发动机动力制动液液压式制动液中、重型汽车的行车制动真空伺服制动系空气气压制动系空气伺服制动系液压伺服司机体力与发动机动力制动液液压式制动液轿车，微、轻、中型汽车的行车制动6制动系简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠故障少，还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中2。液压式简单制动通常简称为液压制动用于行车制动装置。液压制动的优点是作用滞后时间较短0103S；工作压力高可达1020MPA，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高液压系统有自润滑作用。液压制动的主要缺点是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长03S09S，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件继动阀亦称加速阀以及快放阀；管路工作压力低，一般为05MPA07MPA，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8T以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式常压式与开式常流式两种。7开式常流式系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度负压一般可达005MPA007MPA；空气伺服制动的伺服气压一般能达到06MPA07MPA，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于总质量在11T135T以上的轿车和装载质量在6T以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6T12T的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。CA1041总质量406T，本次设计采用真空助力式伺服制动系统。23制动管路的多回路系统为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双管路的。应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根据GB72582004规定制动系统部分管路失效的情况下，应能有一定的制动力。8（A）（B）（C）（D）（E）1双腔制动主缸；2双回路系统的一个分路；3双回路的另一分路图22双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图22为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案图。选择分路方案时主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。图22A为前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸或单制动气室鼓式制动器相配合，成本较低。在各类汽车上都有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案若后轮制动管路失效，则一旦前轮抱死就会失去转弯制动能力。对于前驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将显著降低并小于正常情况下的一半，另外由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死导致汽车甩尾。图22B为前、后轮制动管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路，称交叉型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。所以具有这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值至20MM，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性，所以多用于中、小型轿车。图22C的每侧前制动器的半数轮缸与全部后制动器轮缸构成一个独立的回路；而两前制动器的另半数轮缸构成另一回路。可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称HI型。图22E的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式。简称HH型。这种型式的双回路系统的制动效能最好。HI，LL，HH型的结构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况下相同，剩余总制动力LL型可达正常值的80而HH型约为50左右。HI型单用回路3见图22C，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。9本次设计采用图22A所示前、后轮制动管路各成独立的的回路系统符合了GB72582004对制动管路布置的要求。24本章小结本章主要对轻型商用车制动系统的总体设计进行了比较和论证选择，通过对制动器的结构型式、制动驱动机构的结构型式，制动管路布置的结构型式三个方面对制动系统进行了整体上的选择。10第3章制动器设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB72582004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。31轻型商用车的主要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表31所示表31CA1041货车整车参数已知参数车型CA1041轴距L（MM）2850整车整备质量（KG）2180满载质量（KG）4060满载时质心距前轴中心线的距离（MM）1199满载时质心距后轴中心线的距离（MM）1781空载时质心高度（MM）730满载时质心高度（MM）95032制动系统的主要参数及其选择321同步附着系数对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，0可能有以下三种情况4。1、当时0线在曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向I能力；2、当时011线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车I失去方向稳定性；3、当时0制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动0减速度为，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制GQDTU00Q动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度。这表明只有在的路面上，Q0地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率（或称附着力利用率）来表示，可定义为QGFB（31）式中汽车总的地面制动力；BF汽车所受重力；G汽车制动强度。Q当时，利用率最高。001现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数轿车取；060货车取为宜。5我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动A协调性要求中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。3211MN对于制动强度在01503之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确08Q12定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图31）之间，则认为满足条213A件要求；对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式30Q，则认为满足的要求4。87403Q213A参考与同类车型的值，取。0780图31除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求1MN322制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知0LHG02（32）式中汽车轴距，MM；L2850L制动力分配系数；满载时汽车质心距前轴中心的距离；119L满载时汽车质心距后轴中心的距离；L782满载时汽车质心高度。GH950GH求得63进而求得13QHLGQFGB021（33）FGB012（34）式中制动强度；Q汽车总的地面制动力；BF前轴车轮的地面制动力；1后轴车轮的地面制动力。2B当时，故，；。021FBGBQ1此时，符合GB126761999的要求。78Q5960387403当时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即0。此时求得1FB9508174269507860911402GBHLG02GQ95081769507869102GHL表32取不同值时对比GB126761999的结果当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即0。此时求得2FB01020304050607BF247345238083446118623158786227163370008Q00620131502095029780398705149055740621065750698307746079730858209290GB126761999符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准14950274869507861194001GBHLGF101GQ95087950786101GHL表33取不同值时对比GB126761999的结果323制动器最大的制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利21Z、用或前、后轮同时抱死的制动力之比为GFHLZF01221（35）式中汽车质心离前、后轴的距离；21L，同步附着系数；0汽车质心高度。GH制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即EFFRFT1EFFRFT208BF320698Q0806010075GB126761999符合国家标准15（36）式中前轴制动器的制动力，；1FF1ZFF后轴制动器的制动力，；2F2F作用于前轴车轮上的地面法向反力；1Z作用于后轴车轮上的地面法向反力；2车轮的有效半径。ER对于选取较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各0轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴0Q制动力矩为EGFRHLGT1MAX2（37）MAX2AX1FFT（38）式中该车所能遇到的最大附着系数；制动强度；Q车轮有效半径。ERNM36710958067185029461MAX2EGFRHLGTNM33AX2A1FF单个车轮制动器应有的最大制动力矩为、的一半，为3193NM和AX1FTAX2F18355NM。33制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即16PRTBFF（39）式中制动器效能因数BF制动器的摩擦力矩；FT制动鼓或制动盘的作用半径；R输入力，一般取加于两制动蹄的张开力或加于两制动块的压紧力的平P均值为输入力。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径1P2即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能R1TF2F因数即制动蹄因数分别为RPBFTF1（310）RPTBFF2（311）整个鼓式制动器的制动因数则为RPTPTRBFFFFFF502121（312）当时，则P212121TTFFBFPRBF（313）蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图32所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为为摩擦系数。A，B，C，H，R及为结构尺寸，如图32所示。FN,17图32鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即0NBNFCPH（314）由上式得领蹄的制动蹄因数为BCFHPFBFT11（315）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图32所FN示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即0BNFCPH（316）BCFHPNFBT12（317）由式315可知当趋近于占时，对于某一有限张开力，制动鼓摩擦力FCB/趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力18对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在03035范围内，当张开力F时，相差达3倍之多。图33给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦21P系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋F1TBFDFT/1于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，1P此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大1TBFDFT/1的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象22称为自行减势作用。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数对摩擦系数的敏感性可由来衡量，因而称为制动BFDFBFT/DFBFT/器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，F又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30。1领蹄；2从蹄图33制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系BFDFT/由图33也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄19差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以为表征的效能本身与其稳定BF性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数为常数，DFT/因此其效能稳定性最好。34制动器的结构参数与摩擦系数341鼓式制动器的结构参数1、制动鼓直径D当输入力一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性P能越好。但直径的尺寸受到轮辋内径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增D加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，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的尺寸。由于CA1041采用16的轮辋所以取DIN，制动鼓直径与轮辋直径之比的一般范围为货车760/RDR。834R4064MM521INRMM310764076RD2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积BA由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取193/TQC制动蹄摩擦片宽度MM；摩擦片厚度MM。757L摩擦衬片的包角通常在范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角1209时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽1209有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于，因为过大不120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。综上所述选取领蹄，从蹄1010单个制动器摩擦面积A360/21DBA（318）20式中单个制动器摩擦面积，MM2A制动鼓内径，MM；D制动蹄摩擦片宽度，MM；B分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。21、CM2864530/217530146/21BA表34制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量T/AM单个制动器摩擦面积CM2/A轿车519022013客车与货车530712（多为）50402631（多为）5602由表34数据可知设计符合要求。3、摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角如图34所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。290领蹄包角3521090从蹄包角421图34鼓式制动器的主要几何参数4、张开力的作用线至制动器中心的距离PA在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图34）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际情况取R80MM18A5、制动蹄支销中心的坐标位置与KC如图34所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取MM，K30K以使尽可能地大，初步设计可暂取，根据设计的实际情况取MM。CR8012C342摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。后者对蹄式制动器是非常重要的各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达07。一般503说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数03504已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，F取03可使计算结果接近实际值。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。342盘式制动器的结构参数1、制动盘直径D制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选择轮辋直径的7079，而总质量大于2T的汽车应取上限MM32164079取制动盘直径MM52、制动盘厚度H制动盘厚度H直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择10MM20MM，选择制动盘厚度为H15MM。3、摩擦衬块工作面积A22推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范22/53/61CMKGCKG围内选取。根据推荐值取22，依汽车质量2180KG，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为。23480CM4、摩擦衬块内半径与外半径1R2推荐摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于15。若此比值偏大，工作时21R摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。取摩擦衬块外半径，内半径MR1702M120则7021M542摩擦衬块半径选取符合要求。35制动器的设计计算351制动蹄摩擦面的压力分布规律从前面的分析可知，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。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定（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）压力与变形符合虎克定律由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。如图35所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为O，则蹄片上某任意点A的位移为BA（319）式中；制动蹄的作用半径。AO由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为C23COSACBO图35制动摩擦片径向变形分析简图从图35中的几何关系可看到SINCOSODAOCI因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成O320SIN0Q式中摩擦片上单位压力。0Q即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90的径向线上。O上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式FQVKW1（321）式中W磨损量；1K磨损常数；24摩擦系数；F单位压力；Q磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。V图36作为磨损函数的压力分布值通过分析计算所得压力分布规律如图36所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系SIN132Q22VFQKW（322）式中磨损常数。2K则其磨损后的压力分布规律为C也为一常数。结果表示于图36。SINCQ352制动器因数及摩擦力矩分析计算如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得（1）定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓25旋转方向；（2）参见341节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令；SIN0Q（3）在张开力P作用下，确定最大压力值。0Q参见图37，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩RD擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得FQRDOPHRMSINDRRMCOSSIND210Q2210FQ（323）据此方程式可求出的值。0图37制动蹄摩擦力矩分析计算4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩TRSINDRCOSCOSF210Q0FQ212（324）5、由公式39导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领从蹄制动器的制动因数进行分析计算。单个领蹄的制动蹄因数BFTL26325FBRAAHBFT1单个从蹄的制动蹄因数BFT2326FRAHT2以上两式中98164015723801FBRAAHBFT282FRT以上各式中有关结构尺寸参数见图38。整个制动器因数为BF60298121TBF图38支承销式制动蹄353制动蹄片上的制动力矩1、鼓式制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。27为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元1TF面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中B为摩擦衬片宽度，1YBRDR为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图38所示。D由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为327DBQRDNSINMAX而摩擦力产生的制动力矩为FDFFTFSI2MAX在由至区段上积分上式，得328COS2AXFBRQTF当法向压力均匀分布时，DNP3292FBRQTF式（324）和式（325）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。1TF图39张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下1TF33011FNTF式中单元法向力的合力；1N28摩擦力的作用半径见图39。11FN如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式11P0SINCOCOS110FNSX331011FCA式中轴与力的作用线之间的夹角；1X支承反力在工轴上的投影。S解式327，得332SINCO/111FFHPN对于增势蹄可用下式表示为33311111SI/BPFFFTF对于减势蹄可类似地表示为33422222SINCO/FFFHPTF图310制动力矩计算用图为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将见图310看1212ND作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（323）有XYXDNX3352COSCOSIN4COSMAX2MAXBRQBRQDNY因此对于领蹄2933612SINI2/COS2ARCTNARCTNXYN406IN453/60OS41式中。根据式324和式326，并考虑到33721YXN则有3382“2“1SINSICOS2COS4AR01832240I6IN180/60S3154对于从蹄2SII2/COSARCTNARCTNXYN50NI453/20OS51式中则有3382“2“2SIN2SICOS2COS4AR0179250IIN180/50S514由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即2121BPTFFF（339）由式（333）和式（334）知111SINCO/FFFHB0318304SIN40CO2370/823042I/FFF00979IS/9对于液压驱动的制动器来说，所需的张开力为21PNM340406930/58/21BTPF518318647AX22FFTRF30计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式333得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁3410SINCO11FF342成立，不会自锁。75I237086SINCO4011F由式324和式329可求出领蹄表面的最大压力为343SINCOCSO12121MAXFFBRHPQ0732I40237010CS8084612661P式中，见图39；H1RC1，见图310；摩擦衬片宽度；B摩擦系数。F因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。2、盘式制动蹄片上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如图311所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为FNRTF2（344）式中摩擦系数；FN单侧制动块对制动盘的压紧力见图311；R作用半径。31图311盘式制动器计算用图图312钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半M径已足够精确。如图41所示，平均半径为ER21RM式中，扇形摩擦衬块的内半径和外半径。12根据图312，在任一单元面积只上的摩擦力对制动盘中心的力矩为DR，式中Q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于DRFQ2制动盘上的制动力矩为32231211RFQDRFT单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为2121FFQFNR得有效半径为2342112213RFTE令，则有MR21MERR1342（345）因，故。当，。但12RM42ME211MER当M过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。由求得FNTF2N280715402/319/RF32则单位压力2/56348027MNAQNMNM352132121RFQDFRTF319AXFT因此盘式制动器主要参数选取也符合设计要求。36摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能动能、势能的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/MM2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为121TAVMEA34622TAJVT1式中汽车回转质量换算系数；汽车总质量；AM，汽车制动初速度与终速度，M/S；计算时总质量35T以上的货车取1V218M/S；制动减速度，M/S2，计算时取06；JJG制动时间，S；TAL，A2前、后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。33在紧急制动到时，并可近似地认为，则有02V1121TAVMEA34722TA鼓式制动器的比能量耗损率以不大于18W/MM2为宜，但当制动初速度低于式1V340下面所规定的值时，则允许略大于18W/MM2，盘式制动器比能量耗损率以不1V大于60W/MM2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。W/MM2065130452632180121TAVMEAW/MM28922TA因此，符合磨损和热的性能指标要求。37制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件348LTCMHD式中各制动鼓的总质量；DM与各制动鼓相连的受热金属件如轮毂、轮辐、轮辋等的总质量；H制动鼓材料的比热容，对铸铁C482J/（KGK），对铝合金C880DCJ/（KGK）；与制动鼓盘相连的受热金属件的比热容；H制动鼓盘的温升一次由30KM/H到完全停车的强烈制温升不应超TAV过15；L满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即3421AVML349A式中满载汽车总质量；AM汽车制动时的初速度；V汽车制动器制动力分配系数。290642384021AVML8153422A781539021盘式制动器095267085602LTCHD鼓式制动器9267185810425LTCMHD由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。38驻车制动计算图311为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为350SINCO12GAHLGMZ同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为351SI12GA35图311汽车在坡路上停驻时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由352SINSICO1GMHLGMAGA求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为35372918546ART950782ARCTNARCTN1GHL汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为3543ARCTN1ARCTARCT1G一般对轻型货车要求不应小于1620，汽车列车的最大停驻坡度约为12左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值因，并保证在下坡路上能SINEAGRM停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为NM963472SIN30894650SIN21EAGRM39制动器主要零件的结构设计391制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓图313A；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一36体的组合式制动鼓图313B；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓图312C在轿车上得到了日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。（A）铸造制动鼓；（B），（C）组合式制动鼓1冲压成形辐板；2铸铁鼓筒；3灰铸铁内鼓；4铸铝台金制动鼓图313制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图312所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定CD位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为1520NCM；对货车为3040NCM。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712MM，中、重型货车为1318MM。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。CA1041属于轻型载货汽车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取14MM。392制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采