1041普通货车制动器设计【毕业论文】【汽车专业】

1 目录 前言 .1 第 1 章 制动系统设计 .2 1.1 概述 .2 1.2 制动器的结构形式及选择 .3 1.3 制动系统的主要参考及其选择 .9 第 2 章 制动器的设计计算 .14 2.1 鼓式制动器的设计计算 .14 2.2 摩擦衬片的磨损特性计算 .19 2.3 制动力与制动力分配系数 .20 2.4 同步附着系数 .24 2.5 制动器最大制动力矩 .24 2.6 制动器的主要零件的结构设计 .25 2.7 制动驱动机构的结构形式选择及设计计算 .27 第 3 章 驻车车制动的设计计算 .32 3.1 满载时 .32 3.2 空载时 .33 结 论 .36 参考文献 .37 致 谢 .38 2 摘 要 汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车，使下坡形式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的发展 和车速的提高及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要，也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 本设计是轻型货车的制动系设计 ,经过查资料和参考以往的设计 ,采用液压为动力源的行车制动和以人力手动机械式的驻车车制动 .行车制动采用鼓式制动器驻车制动采用附装在后轮上的。即行车制动和驻车制动同用一套制动蹄片和制动鼓。它的特点是可以减少制动系所占的空间 ,使其总体结构简化 ,并且在后轮行车制动失效时驻车车制动可以充当刹车 ,使其安全性能更高。 关键词 : 轻型载货车 ；制动器；设计； 3 ABSTRACT Automotive brake system is used to force the moving car slow down or stop, so that the cars speed downhill form stable and to have stopped the car in place (including the slope) resides not move the body. With the development o f highway and the speed increases and increasing traffic density, in order to ensure traffic safety, vehicle brake system operational reliability is becoming increasingly important, and only the brake good, reliable car brake system, can fully play its dynamic performance. The design is light truck brake system design, through to find information and reference the previous design, the use of hydraulic brake for the power source and the human hand mechanical parking brake. Brake drum brake used in brake attached to the rear wheel using the. The brake and parking brake with a set of brake shoes and brake drums. It can reduce the braking system is characterized by the amount of space, so the overall structure is simplified, and the failure of the rear brake parking brake can act as a brake to secure higher performance. Key words： Light trucks； Brake； Design 4 前 言 轻型载货车主要用于中、短途载货运输，一般能满足城效区及农村附近的货运要求，个别还用于客运。 本课题来源于生产实践和对 城效区及 农村实际状况的考察。依据 城效区及 农民的经济能力和农村交通的状况，提供一个合理的设计方案。 汽车的制动器设计是汽车设计工作中最重要的一环，他对汽车的设计质量、使用性能和在市场 上的竞争力有着很重要的影响 。 汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。 随着汽车速度的提高及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动工作的可靠性显得日益重要。随着政府对农民收入在政策上的支持，农民的收入得到很大改善。同时国家也加强了农村道路的建设力度，在未来的几年内农村的交通状况将会的到比较大的改观。相信这种有针对性的 轻型载货 车会受到农民朋友的青睐。 5 第一章制动系设计 1.1 概 述 汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车，使下坡形式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的发展和车速的提高及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要，也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。 行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用单回路、双回路或多回路结构，以保持其 工作可靠。 行车制动装置由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮。驱动机构分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有操纵主缸和制动轮缸以及管路；用气压操纵是 还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒、控制阀和制动气室等。 行车制动应满足如下要求： 一、 适应有关要求和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。 二、 具有足够的制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速 度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定。 三、 工作可靠。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的 30%。 四、 制动效能的热稳定性好。 五、 制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应 6 有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。 六、 制动踏板的位置和行程符合人 机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能减少疲劳。踏板行程不大 于 170mm,其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为 700N。设计时，紧急制动（约占制动总次数的 5%10%）踏板力的选取范围为 350 550N 采用伺服制动或动力制动应取小值。 七、 作用滞后的时间要尽可能的短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平的时间（制动滞后时间）和从开放踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。 八、 制动时不应产生振动和噪声。 九、 与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。 十、 制动系中应有音响或光信号等报警装置以便能及时发 现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置；例如一旦主，挂之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。 十一、 能全天侯使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时制动管路不应出现结冰。 十二、 制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。 1.2 制动器的结构形式及选择 除了辅助制动装置是利用发动机排气或其它缓速措施对下长坡的汽 车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，既是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。 汽车制动器按其在汽车上的位置分车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系某轴上，例如变速器第二轴的后端或传动 7 轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状有可分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张式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突缘上或变速器壳 或与其相固定的支架上；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，故又称带式制动器。在汽车制动器中带式制动器曾仅用于某些汽车的中央制动器，现在汽车已很少使用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很 少使用，所以内张型鼓式制动器通常称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是这种内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用于各种汽车的中央制动器。 综上所述，故选鼓式制动器。 鼓式制动器的结构型式及选择： 鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图 1-1）他们的制动效能、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。 制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是一致的，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开时的旋转方向和制动鼓旋转方向是一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。 8 图 1-1 鼓式制动器示意图 一、 领从蹄式 领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定点，而且两固定支点位于两蹄的同一端（图 1-1a）。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的， 9 故能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸（液压传动），可保证作用在两蹄上的张开力相等。 领丛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；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领丛蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同的特点。此 外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。 领丛蹄式制动器得到广泛的应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。 二、 双领蹄式 双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，如图 1-1b 所示，领蹄的固定端在下方，从蹄的固定端在上方。每块蹄片有各自独立的张开装置，而且位于与固定支点相对 应的一方。 汽车前进制动时，这种制动器的制动效能相当高。由于有两个轮缸，故可以用两个各自独立的回路分别驱动两蹄片。除此之外，这种制动器还有调整蹄片和制动鼓之间的间隙工作容易 进行和两蹄片上的单位压力相等，使之磨损均匀，寿命相同等优点。双领蹄式制动器的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。 这种制动器适用于前进制动时前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。 三、 双向双领蹄式 双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的轮缸张开蹄片（图 1-1c） . 无论是前进或者是 后退制动时，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一条管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之 10 外，双向双领蹄制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损均匀，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作困难是它的缺点。 这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需要另设中央制动器。 四、 双从蹄式 双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个 活塞的两轮缸张开蹄片（图 1-1d）。 双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采用。 五、 单向增力式 单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片（图 1-1e）。 汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两领蹄又 皆为从蹄，结果制动效能很低。因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀，寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构；另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙工作变得困难。 少数轻、中型货车用来作前制动器。 六、双向增力式 双向增力式制动器的两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共同支点，支点下方有一个轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体（图 1-1f）。 与单向增力式不同的是次蹄片上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管这个张开力的制动力矩能大到主领蹄制动力矩 的 2 3 倍。因此，采用这种制动器后，即使制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。 11 双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上的单位压力不等，故磨损不均匀 ，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。 上述制动器的特点是用制动器效能、效能的稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高，双领蹄次之，领从蹄式更次之，还有一种双领蹄式制动器 的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来考虑，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。 还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他因素的影响。例如制动器摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，输出的制动力矩最小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩最大。制动器的效能常以制动效能因数或简称制动因数 BF（ brake factor）来衡量，制动因数 BF 可用下式表达： PfNfNBF /)21( 式中： 21, fNfN 制动器摩擦副间的摩擦力； 21,NN 制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器和盘式制动器： 21 NN f 制动器摩擦副间的摩擦系数； p 鼓式制动器的蹄端作用力。 基本尺寸比例相同的各种内张式制动器的制动因数 BF与摩擦系数 f之间的关系如（图 1-2）所示。 BF 值越大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是变化的。因此摩擦系数变化时， BF 值变化小的，制动器效能稳定性就好。 综上所述，本设计选双向增力式制动器。在行车制动器中装有驻车制动器。前轮采用单回路。后轮有驻车制动器，一旦油关失效驻车可充当刹车。 12 图 1-2 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系 1-双向增力式 2-双领蹄式 3-领从蹄式 4-双从蹄式 1.3 制动系的主要参数及其选择 制动系设计中的需要给定的整车参数有： 型式 平头、双轴、后桥驱动、轻型载货汽车 载重量 2000 全长 4800 最宽 1860 总高 空车 2100 满载 2065 轴距 2800 轮距 前 1480 后 1470 前悬 700 后悬 1250 整备重量 （包括燃料、水、备胎） 2000 满载总重 4195 空车轴荷分配 前轴 1000 50% 后轴 1000 50% 13 满载轴荷分配 前轴 1384 33% 后轴 2810 67% 货厢外形尺寸 长 3120 宽 1850 高 450 货厢内部尺寸 长 3000 宽 1770 高 400 货厢底板距地面高度 空车时 950 满载时 865 最小离地间隙（满载） 前轴下部 185 mm 后桥壳下部 190 mm 发动机油底壳下 215mm 最大涉水深度 450 接近角 42 离去角 31 纵向通过半径 最大爬坡度 20 度 最小转弯半径 5.7m 最高车速 满载时 100km/h （ 85km/h） 燃油消耗量 满载时 小于 9.5 升 /百公里 汽车质量参数的确定 汽车装载量 =2000kg 设计乘员数 3 人 满人数质量为 3*65kg=195kg 汽车整备质量利用系数0m =1 （柴油机取 0.81） 故汽车整备质量 =2000kg 故汽车总重 =4195kg 一、鼓式制动器主要参数的确定 1、制动鼓内径 D： 轮辋直径 Dr=16*22=352mm； 输入力 F0 一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 14 但增大 D 受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不大于 20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并且有利于保证制动鼓的加工精度。 制动鼓与轮辋直径之比 D/Dr 的范围如下： 轿车： D/Dr=0.64 0.74 货车： D/Dr=0.70 0.83 D = 352*0.82 = 289 mm； （ 1-1） 轮毂内径： D=290mm。 2、制动蹄摩擦衬片的包角和宽度 b 实验表明摩擦衬片包角角减小虽然有利于散 热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处的单位压力最小。因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于 120。 故取 = 110 摩擦衬片宽度尺寸 b 的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些则质量大，不易加工，并且增加成本，过大 也不宜保证与制动鼓全面接触。 制动鼓半径 R 确定后， 衬片的摩擦面积为 Ap=R b.制动器各蹄衬片总得摩擦面积 AP 越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。 根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大， 由货车质量单个制动器总的衬片面积 Ap=150 250cm2 mmRAbmmmmRRbApP 68944.1150100200/944.18.1/180/1001502/300 （ 1-2） 取 b=65 mm 15 3、摩擦衬片起始角 0 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令 2/900 如图所示，有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性和制动性能。故取 0 9 0 1 1 0 / 2 3 5 o o o （ 1-3） 4、张开力 0F 作用线到制动器中心的距离 a 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能大，以提高制动效能： mmRa 1201508.08.0 （ 1-4） 取 a=110mm 图 1-3 鼓式制动器的主要几何参数 5、制动蹄支撑点位置坐标 k 和 c 在保证两蹄支撑端面不致相互干涉的条件下，使 c 尽可能的大， k 尽可能小，暂定 c =0.8R =120 mm 取 c=110mm k = 20 mm. 6、摩擦片摩擦系数 f 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其稳定性要好，受高 16 温度和压力影响要小。不能单纯地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 0.3 0.5，少数可达 0.7。一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。 所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。 故取 f=0.30。 17 第二章 制动器的设计计算 2.1 鼓式制动器的设计计算 一、压力沿衬片长度方向的分布规律 除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓蹄片和支承也有变形所以，计算法向力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件 变形的影响较小而忽略不计。 制动蹄有一个自由度和两个自由度之分，本设计的制动蹄有两个自由度，两个自由度的紧蹄摩擦衬片径向变形规律，如图 2-1 所示将坐标原点取在制动鼓中心 o 点。 y1 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心 a1 点。 图 2-1 计算制动蹄摩擦称片径向变形简图 制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心移动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果蹄片中心位于 O1 点，因而未改变的摩擦衬片的表 面轮廓（ E， E 1 线）就沿 OO1 方向移动进入制动鼓内，显然，表面上所有点在这个方向的变形是一样的，位于半径 OB1 上的任意点 B1 的变形就是 B1 B1 线段，所以同样一些点的径向变 1 为 111111 c o s BCB 18 考虑到 9011 a 和 m ax111 OOBB r 所以对于紧蹄的径向变形1 和压力 P1为： )s in ()s in (11m a x1111m a x11 aapp （ 2-1） 式中： 1a -为任意半径 OB1 和 y1轴之间的夹角； 1 -最大压力线 OO1与 X1轴之间的夹角； 1 -半径 OB1 和 OO1 线之间的夹 角； 所以可以认为：对于尚未磨合的新制动蹄衬片，沿其长度方向的压力分布符合正弦曲线规律。 沿摩擦衬片长度方向压力分布不均匀程度，可用不均匀系数评价： pqq /max 式中 maxq -制动蹄衬片上的最大压力； pq -在同等制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的压力。 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。 为计算制动蹄片上的力矩 TTf1，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与 y1 轴的交点为 a 处，单元面积为 bRda，其中 b 为摩擦衬片宽度， R 为制动鼓半径， da 为单元面积的包角，如图（ 5）所示。 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向反力为： adabqV q b R V d adN s inm a x （ 2-2） 而摩擦力 fdN 产生制动力矩为 ad afbRqdN fRdT Tf s in2m a x 在由 aa 区段上积分上式，得 )c o s( c o s2m a x aafbRqT Tf （ 2-3） 当法向压力均布时 )(2 aafdRqTbRd aqdNpTfp （ 2-4） 不均匀系数 19 )c o s/ ( c o s) aaaa （ 图 2-2 制动力矩的计算用简图 17.135c o s2 180/110 )c o s/ ( c o s)）（ aaaa 其中： ,1a 前面已选定为 35 度 514,35,514,35 2211 aaaa 所以： 17.11 17.12 式（ 2-3）和（ 2-4）给出的是由压力计算制动力矩的方法，单在实际计算中采用由张开力 p 计算制动力矩 Tf 的方法则更为方便。前蹄产生的制动力矩 TTf 可表达如下： 20 11PfNTTf （ 2-5） 式中 N1 单元 法向的合力； 1 摩擦力 fN1的作用半径（见图 2-2） 为了求的力 N1 和张开力 P1 的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 00)s in( c o sc o s1111111101 NfpCsap fNsaPxx （ 2-6） 式中 111 NX 轴与力 的作用线之间的夹角； S1x 支撑反力 Q 在 X1 轴上 的投影。 解式 （ 2-6），得 11111 )s in( c o s/ ffchpN （ 2-7） 图 2-3 张开力计算用简图 对于前蹄可用下式表达为 11111111 )s in( c o s/ BPffcfh pPT Tf （ 2-8） 对于后蹄可类似地表示为 22222222 )s i n( c o s/ BPffcfh pPT Tf （ 2-9） 为了确定 2121 , ，必须求出法向力 N 及其分量。如果将 dN（见图 2-3）看作是它投影在 x1轴和 y1 轴上的分量 dNx 和 dNy 的合力，根据式（ 2-2）有： 21 4/)2s i n2s i n2(s i ns i nm a x2m a xaabRqadabRqadNN aaaaX （ 2-10） 4/)2c o s2( c o sc o ss i nc o sm a xm a xaabRqadaabRqadNNy aaaa （ 2-11） 因此 )2s i n2s i n2/()2c o s2sa r c t a n ( c o)/a r c t a n ( aaaaNN xy 式中 aa 110,35,145 aa 所以 66.81 61.82 根据式（ 2-3）和式（ 2-5），并考虑到 2/1221 ）（ yX NNN 则有 2/1221 )2s i n2s i n2()2co s2/ ( co s)co s( co s4R aaaaaaR 所以： R1=152.6mm R2=158.7mm 又因： 0cos/ acc 其中 200a mmc 06.117 所以： mmD 3.1751 mmD 6.752 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 221121 DPDPTTT fff （ 2-12） 对于液压驱动的制动器来说， 21 PP ，所需的 张开力为 )/( 21 DDTP f （说明：制动力矩 T，由法规规定的满载时最小制动距离是计算出所需的最大刹车制动力矩得出） 所以： P=7000N； 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式（ 2-7）得出自锁条件。当式（ 2-7）中的分母等于零时，蹄自锁，即 0)s in( c o s 111 fpfc 如果式 )s in/(c o s 111 cpcf 22 成立，则不会自锁。 因为： 30.082.0)s in/(c o s 111 fcpc 故，制动蹄不会自锁。 2.2 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的多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是很困难的。但实验表明，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的制动器的能量负荷。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 jvvttAvvmetAvvmeaa/)(4/)1)(4/)(21222212122211 （ 2-13） 式中， 汽车回转质量换算系数； am 汽车总质量； 21,vv 汽车制动初速度与终速度， m/s；计算时 3.5t 以上的货车取1v =65km/h（ 18m/s）； j 制动减速度。 2/sm ，计算时取 j=0.6g； t 制动时间， s； A1 、 A2 前后制动器衬片的摩擦面积； 制动力分配系数。 23 在紧急制动到 2v =0 时，并可近似的认为 =1，则有 1211 4/ tAvme a 2212 4/ tAvme a (2-14) 鼓式制动的比能量耗损率以不大于 1.8w/mm2 为易，但当制动初速度 1v 低于式（ 2-13）下面所规定的 1v 值时，则允许略大于 1.8w/mm2 。轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0w/mm2 。比能量耗散率过高，不久会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。 其中 =1.92 所以 ： e1=1.36w/mm 2 e2=1.88w/mm 2 故符合要求。 磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位面积的摩擦力来衡量。 单个车轮制动器的比摩擦力为 RATF ff /0 式中， fT 单个制动器的制动力矩； R 制动半径 A 单个制动器的衬片摩擦面积。 当制动减速度 j=0.6g 时，鼓式制动器的比摩擦力 F0f不大于 0.48N/mm2为宜。 所以： F0f =0.31 故符合要求。 2.3 制 动 力 与 制 动 力 分 配 系 数 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： 0 ebf rFT (2-15) 式中 fT 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； BF 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，有称 24 为地面制动力，其方向与汽车行驶的方向相反， N； er 车轮的有效半径， m。 令 et rTtF / 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，因此又称为制动器周缘力。 tF 与地面制动力 BF 的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小亦相等，且 tF 仅由制动器结构参数所决定。即 tF 取决于制动器的结构形式、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。当加大踏板力以增大 fT 时， fF 和 BF 均随之增大。但地面制动力 BF 受着条件的限制，其值不可能大于附着力 F ，即 ZFF B 或 ZFFB m ax 式中 轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对车轮的法向反力。 制动器制动力 tF 和地面制动力 BF 达到附着力 F 值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 tT 即表现为静摩擦力矩，而 eff rTF / 即成为与BF 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到 0 后，地面制动力 BF 达到附着力 F 值后就不在增大，而制动器制动力 tF 由于踏板力 PF 的增大使摩擦力矩 rF 增大而继续上升。 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 21,zz 为： )/(/)/(/1221uuguugdgdhLLGZdgdhLLGz （ 2-16） 25 图 2-4 制动力与踏板力 FP 的关系 式中 G 汽车所受重力； L 汽车轴距； 1L 汽车质心离前轴距离； L2 汽车质心离后轴距离； gh 汽车质心高度； g 重力加速度； tu dd / 汽车制动减速度。 汽车总的地面制动力为 GqdgdGFFF tuBBB /21 （ 2-17） 式中 q 制动强度，亦称比减速度或比制动力； 21, BB FF 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 )*(/)/()(/)/(112221ggBggBhqLLGLhFLGFhqLLGLhFLLGF （ 2-18） 上式表明：汽车在附着系数 为任一确定值的路面上制动时，各轴附着力即为极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力 FB 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、后车轮制动器的制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出 26 现的情况有三种， 即： 一、 轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑 ； 二、 后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑 ； 三、 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最好。由上面的公式可以求出在任何附着系数 的路面上，前后轮同时抱死即前后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： )/()(/ 122121 2121 ggBBff BBtt hqLhLFFFFgFFFF （ 2-19） 式中 1111 , ZFFF Bff 力前 轴 车 轮 的 制 动 器 制 动； 2222 , ZFFF Bff 动力后轴车轮得到制动器制 ； 1BF 前轴车轮的地面制动力； 1BF 1BF 2BF 后轴车轮的地面制动力； 21,ZZ 地面对前、后轴车轮的法向反力； 21,LL 汽车质心离前、后轴的距离 G 汽车重力； gh 汽车质心高度。 由上式可知，前、后轮制动器的制动力 是21 , ff FF 的函数。 上式可消去 ，得 )2/()/4( 222/11222 fgfgf FhLGGFLhLGF 式中 L 汽车的轴距。 将上式绘成以 21, ff FF 为坐标的曲线，即为理想的前、后制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图（ 2-5）所示。如果汽车前、后制动器的制动力 21, ff FF能按曲线 I 的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数 路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多两 轴汽车尤其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动器制动力 1fF 与汽车总制动器制动力 fF 之比；表面分配比例，称为汽车制动器制动力分配系数 ： )/(/ 2111 fffff FFFFF （ 2-20） 又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数 值上等于相应的制动周缘力，故 又可通称为制动力分配系数。 27 线线（满载）线（空载） 图 2-5 I 曲线与 线 2.4 同 步 附 着 系 数 上式又可表达为： /)1(/ 12 ff FF 上式在图中是一条通过坐标原点且斜率为（ 1- ） / 的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器动力分配线，简称 线。图中 线与 I 曲线交点处的附着系数 0 为同步附着系数 。它是汽车制动性能的一个重要参数，有汽车结构系数所决定。国外有的文献推荐满载时的同步附着系数，轿车取 为宜货车取 5.0；6.0 00 。 故取 0 =0.6。 2.5 制 动 器 最 大 制 动 力 矩 应合理的确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。 最大制动力是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 21,ZZ 成正比。双轴汽车前、后轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时制动力之比为 )/()(/ 010221 gg hLhLZZ 式中 21,LL 汽车质心离前、后轮的距离； 28 0 同步附着系数； gh 汽车质心高度。 所以： 493.02810/1384/ 21 ff FF 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 222111effeffrFTrFT （ 2-21） 式中 1fF 前轴制动器的制动力， 11 ZFf ； 2fF 后轮制动器的制动力， 22 ZFf ； 1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z 作用于后轴车轮的地面法向反力； er 车轮的有效半径。 对于常遇的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步系数 0 值的汽车，为了保证在 0 的良好路面上 )6.0( 能够制动到后轴和前轴先抱死滑移（此时制动强度 q= ），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为： LrhLGrZT egef /)( 1211m a x1 LrhLGrZT egef /)( 2122m ax2 所以： max1fT =3.18 610 max2fT =3.16 610 。 2.6 制动器的主要零件的结构设计 一、 制动鼓 制动鼓应具有较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。 制动鼓有铸造的和组合两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大的优点。组合式制动鼓的特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。 综上所述，故选用铸铁制动鼓，并且制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来 29 加强刚度和增加散热效果。 制动鼓壁厚的选择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，但实验表明，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 1318mm。 故取壁厚为 12mm。 二、 制动蹄 制动蹄采用钢板冲压 焊接制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度。 制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。 故选用铆接。 三、 制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零应有足够的刚度。 故选用由钢板冲压成型的制动底板并且有凹凸起伏的形状。 四、 制动轮缸 采用活塞式制动蹄张开结构。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制成。活塞外 端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部。轮缸的工作腔 由靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。 五、 摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性能好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。 30 目前在制动器中普遍采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘接剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的扰性较差，故应按衬片或衬 块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同摩擦性能和其他性能。 另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编制成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其扰性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在 CC 120100温度下，它具有较高的摩擦系数（ f=4.0 以上），冲击强度比模压材料高 4 5 倍。但耐热性差，在 CC250200 以上即不能承受较高的单 位压力。磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下的汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。 粉末冶金摩擦材料是以铁粉或铜粉为主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退性能和抗水衰退性能好，但造价高，适用与高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。 综上所述，故选用编织材料。 六、鼓式制动器的调整机构 制动鼓（制动盘）与摩擦片（摩擦衬片）之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓（制动盘）能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为 0.2 0.5mm； 盘式制动器的为 0.1 0.3mm。此间隙的存 在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过实验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦片（衬块）的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。 故选用楔块式自动调整机构。 2.7 制 动 驱 动 机 构 的 结 构 形 式 选 择 及 设 计 计 算 一、制动驱动机构的结构形式的选择 31 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、伺服制动三大类。 1、简单制动系 即人力制动，是靠司机 作用于制动踏板上或手柄上的力作为动力源。力的传递方式又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系和钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，故仅用于中小型汽车的制动装置中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（ 0.1 0.3s），工作压力高（可达 10 12mpa），轮缸尺寸小，可布置在制动蹄内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输， 使制动效能降低甚至失效。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及轻型以下的货车及部分中型货车上。 2、动力制动系 动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅作用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力其行程间的反比例关系在制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。 气压制动系是动力制动器最常见的型式，由于可获得较大制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统之间的连接装置结构简单、连接和断开都很方 便，因此广泛用于总质量位于 8 吨以上，尤其是 15 吨以上的载货货车、越野车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机，储气罐、制动阀等装置，结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤消均较慢，作用滞后时间较长（ 0.30.9s），因此在制动阀到制动气室和储气罐的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件 继动阀（即加速阀）以及快放阀；管路工作压力较低（一般 0.5 0.7mpa）因而制动气室的直径很大，只能置于制动器之外，在通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外制动气室排气时也有较大 的噪声。 气、液式制动系是动力制动系的另一种形式，即利用气压系统作为 32 普通的液压制动系主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于气压系统的管路短，作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为 9 11 吨的中型汽车上也有采用。 全液压动力制动系是发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。有开式（常流式）和闭式（常压式）两种。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置等优点。 但结构复杂、精密件多，对系统的密封性也要求较高，故并未得到广泛应用，仅用于某些高级轿车和大型客车上。 3伺服制动系 伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其它能源提供的助力装置，使人力与动力并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客车、货车上得到广泛的应用。 综上所述，故选用人力液压制动驱动机构。 二、液压驱动机构的设计与计算 1、制动轮缸直径 d 的确定 制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力 F0 与轮刚直径 d 和制动管路压力 p 的关系为 2/10 )/4( pFd （ 2-22） 制动管路压力不超过 10 12mpa。 取 p=12mpa 得 d=24.5mm 又因为轮缸直径 d 应在标准规定的尺寸系列中选取， 故取 d=25mm 2、制动主缸的直径 d0 的 确 定 。 33 第 i 个轮缸的工作容积为 iii dv 24 式中， di 为第 i 个轮缸活塞的直径： n 为轮缸中活塞的数目； i 为第 i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 i =2 2.5mm。 所有轮缸的总工作容积为 iVV iV= 2/425 2 981 mm3 式中， m 为轮缸的数目。 所以 V=4iV=2943mm3 制动主缸应有的工作容积为 VVV 0 式中， V 为制动 软管的容积变形。 在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为 0V 1.1V （轿车） 0V 1.3V （货车） 主缸活塞行程 0S 和活塞直径 d0 可用下确定 4/0200 SdV （ 2-23） 一般 0S =（ 0.8 1.2） d0 取： 0S =1.2 d0 d0=28.86mm 又因为主缸的直径 d0 应在标准规定尺寸系列中选取， 故取 d0=30mm。 3、 制动踏板力 Fp 制动踏板力 Fp用下式计算 34 pp ipdF 4/20 （ 2-24） 式中， pi 为踏板机构的传动比； 为踏板机构及液压主缸的机构效率，可取 =0.82 0.86 其中 制动踏板杠杆比一般为 3.5到 4.65之间 pi =291/(291-217) =4,(说明：由制动踏板设计图得 ) 管路压力不大于 10-12Mpa , 选装合适的真空助力装置可以使踏板力 Fp500N 制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为 500N（轿车）或 700N（货车）。 故满足要求。 35 第三章 驻车车制动的设计计算 汽车可能停驻的极限上坡角 1a ，根据后轮上的附着力与制动力相等的条件可得： )/(tan 11 hga La （ 3-1） 汽车可能停驻的极限下坡角 2a ，同理可 得： )/(tan 12 hga La （ 3-2） 一般要求各类的最大驻坡不小于 16% 20%，在驻车制动器的设计中，安装制动器的空间及驻车制动力源等条件允许的范围内，应求后桥上驻车制动力矩接近由 1a 所确定的极限值 mgResin 1a （因为 1a 大于 2a ），并保证下坡能停驻 的 坡度 不小 于 法规 值 。单 个 后轮 驻 车制 动器 的 制动 力 矩上 限为1/2mgResin 1a 。 3.1 满载时 图 3-1 为汽车在上坡路上停驻时的后轴车轮的附着力为： 22 ZF 即 LahgaamgZ /)s inc o s(2 （ 3-3） 同样可求出汽车下坡停驻时的后轴的车轮的附着力为 LahgaamgZ /)s inc o s(1 故可求得汽车在上坡可能停驻的上坡角为 %5567.24)63475.03090/(106075.0t a n)/(t a n 111 hgLaa 同样可求得汽车在上坡可 能停驻的上坡角为 %5.4167.18)63475.03090/(106075.0t a n)/(t a n 112 hgLaa 为使汽车能在接近于上式确定的坡度 a 的路面上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于 a 所确定的极限值 mgResinga1，并保证在下坡路面上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力矩上限为 36 mNamg 1.15577.24s i n3148.922582/1s i nRe2/1 1 3.2 空载时 分析与重载时相同把空载的参数代入得： 汽车