轿车鼓式制动器优化设计及建模

1、摘要自从上次经济危机以来，我国国民经济始终保持着稳定良好健康的蓬勃发展势头。其中汽车工业作为支撑着国民经济发展的重要组成部分，它的发展也一直保持着“产量高速增长，投资规模继续扩大”的特点。国内汽车市场迅速发展，而轿车是汽车发展的方向。随着汽车技术的日益发展革新，在汽车功能不断完善的同时，对整车安全性能的要求也被提到了更高的标准。从汽车诞生年代以来，汽车制动系统就是汽车自身必不可少的一个组成，是行车安全的基本保障。为了提高行驶的安全性能，我们必须研发出更高性能的制动系统。与此同时，在市场竞争更加剧烈的同时，企业成功的关键更在于缩短产品的开发周期，降低开发产品的成本，加强产品的市场竞争能力。本说明

2、书主要介绍了制动系相关的结构形式及主要零部件的设计，制动过程的动力学参数计算，以及驱动机构的相关设计和计算。关键词：制动；鼓式制动器；制动系统AbstractSince the last economic crisis, Chinas national economy has maintained a stable momentum of good health flourish. Wherein the auto industry as the support of an important part of national economic development, and its dev

3、elopment has been maintained a high-speed output growth, investment continued to expand feature. The rapid development of the domestic automobile market, the car is the direction of car development. With the development of innovative automotive technology, function continuously improved in the car w

4、hile on vehicle safety performance requirements have also been referred to a higher standard. Since the birth of the automobiles, automobile brake system is the car itself an essential composition, traffic safety is the basic guarantee. In order to improve the safety performance of driving, we must

5、develop more high-performance brake system. At the same time, the market competition is more intense at the same time, the key to business success more to shorten product development cycles, reduce product development costs, and enhance market competitiveness of products.This manual introduces the d

6、esign and calculation of the braking system related to the form and structure of the main components of the design, calculation of kinetic parameters of the braking process, and a drive mechanism.Keywords: brake; drum brakes;目录摘要IAbstractII1.绪论11.1.制动系统设计的意义11.2.制动系统研究现状11.3.鼓式制动器系统应达到的目标21.4.鼓式制动器系

7、统设计要求22.鼓式制动器方案的选择32.1.鼓式制动器的结构形式32.2.鼓式制动器方案的确定63.制动过程的动力学参数计算73.1.相关主要技术参数73.2.制动过程车轮所受的制动力73.3.同步附着系数的分析123.4.确定前后轴制动力矩分配系数123.5.制动器制动力矩的确定124.制动器的结构及主要零部件设计144.1.制动鼓直径D144.2.制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b154.3.摩擦衬片初始角0的选取164.4.制动蹄支承点的坐标位置a与c164.5.摩擦片摩擦系数165.鼓式制动器主要零部件的设计175.1.制动蹄175.2.制动鼓175.3.摩擦衬片185.4.间隙自动调整装

8、置195.5.制动底板205.6.制动蹄的支承205.7.制动轮缸215.8.张开机构216.制动器的设计计算226.1.驻车制动226.2.应急制动236.3.摩擦衬片磨损特性的计算247.制动器驱动机构的分析与计算267.1.驱动机构的方案选择267.2.液压驱动机构的设计计算32结论36致谢37参考文献38401. 绪论1.1. 制动系统设计的意义汽车运输是最经常使用的，输送的最常用和最方便的手段。汽车制动系统是车辆的底盘的一个重要的系统，它意味着用于限制汽车的移动。制动器的制动系统直接制约了汽车的关键手段的运动是汽车最重要的安全元件。汽车的制动性能直接影响驾驶安全的汽车。随着国民经济的

9、快速发展和日益增加的交通密度高速公路行业，人们对安全性，可靠性的要求越来越高，为了保证人员和车辆的安全，汽车必须配备高度可靠的制动系统。本课程旨在为鼓式制动系统的设计主题。通过查阅相关的专业的图书网络资料，采用专业基础理论知识，设计计算和结构设计元素。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；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。1.2. 制动系统研究现状在这个过程中频繁制动操作的车辆中，制动性能直接关系到交通和人身安全，所以制动性能是一个非常重要的车辆性能，车辆的改进的制动性能始终是制造和使用领域的汽车设计的重要任务。当车辆制动时，由于车辆在力的相反方向行进，从而导致了汽

10、车的速度减少到0，该方法的分析中，车辆可以帮助的制动系统的分析和设计的力量，因此，制动时受力情况是在车辆测试分析和设计的基础上，因为该方法是比较复杂的，它通常是在实践中只能建立简化模型，通常人们主要来自三个方面来分析制动过程和评价为：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。目前来说，对整车制动系统的研究过程主要是通过路面试验或台架实验进行,由于在汽车道路上行驶的试验中车轮相关参数例如扭矩不易测量，因此，多数有关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

11、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供更全面的试验数据和性能评价。1.3. 鼓式制动器系统应达到的目标1)具有良好的制动效能；2)具有良好的制动效能的稳定性；3)制动时汽车操纵稳定性好；4)制动效能的热稳定性好。1.4. 鼓式制动器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参数设计。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。通过使用Catia进行3D建模，熟知鼓式制动器的结构组成。2. 鼓式制动器方案的选择2.1. 鼓式制动器的结构形式鼓式制动器是汽车制动器的最早形式的，它广泛应用于各种各样的汽车上面时，盘式制动器还没有出现。鼓式制动器有两种结构形式，一是内张

12、型鼓式制动器二是外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器是具有一对带有弧形摩擦蹄片的制动蹄的摩擦元件，后者则是摩擦元件安装在制动底板上，而制动底板则紧固在后桥桥壳半袖套管的凸缘或前桥的前梁上，其摩擦元件为能够旋转的制动鼓。车轮制动鼓式制动器被安装在鼓上。制动时，采用制动蹄摩擦片外表面与制动鼓的圆柱内表面作为在制动鼓上的一对摩擦表面摩擦力矩，也称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的摩擦元件具有摩擦片的刚度较小的制动带，旋转摩擦元件是制动鼓，并且使用在制动鼓和制动带摩擦板圆形表面的外部圆柱形表面的，作为一个摩擦表面，作用在制动鼓上的摩擦力矩，它也被称为带式制动器。带式制动器历史上曾仅仅用作一些汽车的中央制动

13、器，但现代已很少使用。内张型鼓式制动器，从而通常被称为鼓式制动器，鼓式制动器按蹄的类型分类如下。2.1.1. 领从蹄式制动器如图2-1所示，如果图中上方的箭头的旋转方向表示汽车前进时制动鼓旋转方向（制动鼓转动时正向），领蹄蹄1，从蹄蹄2。在汽车倒车时它的旋转方向与图示相反，与此同时，领蹄变为从蹄，从蹄变为领蹄，像这种制动鼓，在正反方向旋转式，总是具有一个从蹄和一个领蹄的内张型的鼓式制动器被称为领从蹄式制动器。在旋转时，领蹄收到摩擦力使本身压得更紧，使摩擦力矩有增加的趋势，又被称为增势蹄；从蹄有离开制动鼓的趋势，从而所受的摩擦力会减小，即摩擦力矩有减小的作用，它被称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所

14、受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。图2-1领从蹄式制动器领从蹄式制动器结构比较简单，造价低廉，在汽车前进或者倒车时它的制动性能不变，同时方便驻车制动，但其效能及稳定性处于中等水平，因此，这种领从蹄式制动器广泛应用于中或者重型汽车的前后轮制动器及轿车后轮的制动器。2.1.2. 双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。如图2-2显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄，故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的。因此，两蹄对制动

15、鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。图2-2双领蹄式制动器双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。2.1.3. 双从蹄式制动器图2-3双从蹄式制动器前进制动时两制动蹄均为从蹄的制动器，这种制动器与双领蹄式制动器结构很相似，二者的差异只在于固定元件与旋转元件的相对运动方向不同。虽然双从蹄式制动器的前进制动效能低于双领蹄式和领从蹄式制动器，但其效能对摩擦系数变化的敏感程度相对较小，即具有良好的制动效能稳定性。如图2-3所示。2.1.4. 双向双领

16、蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。如图2-4所示。图2-4双向双领蹄式制动器双领蹄、双向双领蹄、双从蹄式制动器的固定元件布置都是中心对称的。如果间隙调整正确，则其制动鼓所受两蹄施加的两个法向合力能互相平衡，不会对轮毂轴承造成附加径向载荷。因此，这三种制动器都属于平衡式制动器。2.1.5. 单向增力式制动器图2-5单向增力式制动器单向增力式制动器如图2-5所示。，两

17、蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。2.1.6. 双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。如图2-6所示。图2-6双向增力式制动器双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，

18、而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。2.2. 鼓式制动器方案的确定制动器的特点是用制动器效能、效

19、能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价，同时它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，也受到其他有关因素的影响，考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，所以本设计中采用制动轮缸具有两个等直径活塞的领从蹄式车轮制动器。3. 制动过程的动力学参数计算3.1. 相关主要技术参数整车质量质心位置质心高度轴距轮距空载满载ab空载满载LL01550kg2000kg1.35m1.25mhg=0.95mhg=0.85m2.6m1.8m最高车速工作车轮半径轮胎同步附着系数160km/h370mm195/60R15 85H=0

20、.63.2. 制动过程车轮所受的制动力汽车制动时，若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，则对任一角速度0的车轮，其力矩平衡方程为Tf-FBre=0式中:Tf，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，Nm；FB，地面作用于车轮上的制动力，即地面与车轮之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N;re，车轮有效半径，m。令Ff=Tfre并称Ff为制动器制动力，它是在轮胎周缘客服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与FB的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且Ff仅有制动器的结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式

21、、结构尺寸。摩擦副的摩擦系数及车轮的有效半径等，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Tf时，Ff和FB均随之增大，但地面制动力FB受附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即图3-1制动器制动力 、地面制动力 与踏板力的关系FBF=Z或FBmax=F=Z式中：，轮胎与地面间的附着系数；Z，地面对车轮的法向反力。在制动器制动力和地面制动力打到附着力的值时，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Ff=Tfre即成为与FB相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到车轮角速度=0以后，地面制动力FB达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于

22、踏板力FP的增大会使摩擦力矩Tr增大而继续上升，如图3-1所示。下图3-2所示，为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略了空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩以及汽车的滚动阻力偶矩。另外，在以下的分析中忽略了制动时车轮边滚动边滑动的情况，且附着系数值取一个定值。根据如图所示的受力情况，分别对前后轮接地点取力矩得到平衡式为Z1L=GL2+mdudthgZ2L=GL1-mdudthg图3-2制动时汽车受力图其中:Z1，汽车制动时水平面对前轴车轮的法向反力，N；Z2，汽车制动时水平面对后轴车轮的法向反力，N；L，汽车轴距，mm；L2，汽车质心到后轴的距离，mm；L1，汽车质心到前轴的距离，m

23、m；hg，汽车质心高度，mm；G，汽车所受重力，N；m，汽车质量，kg；dudt，汽车制动减速度，ms2；根据上述汽车制动是的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及G=mg，式中g为重力加速度，则可求得汽车制动时水平面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2分别为Z1=GL（L2+hggdudt）Z2=GL（L1-hggdudt）令dudt=qg，q称为制动强度，则汽车制动时水平面对汽车前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2又可表达为Z1=GL（L2+qhg）Z2=GL（L1-qhg）若在附着系数为的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或者先后抱死均可）。此时汽车总的地面制动力FB(=FB1+FB2)

24、等于汽车前、后轴车轮的总的附着力F(=F1+F2)，亦等于作用于质心的制动惯性力mdudt，即：FB=F=G=mdudt或dudt=g代如之前式，则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式:Z1=GL（L2+hg）Z2=GL（L1-hg）上式均为直线方程，由此可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。汽车的总的地面制动力为FB=FB1+FB2=Ggdudt=Gq式中：q，制动强度，亦称比减速度或比制动力；FB1，FB2，前后轴车轮的地面制动力。由此可以计算出前、后轴车轮的附着力为F1=GL2L+FBhgL=GL(L2+qhg)

25、F2=GL1L-FBhgL=GL(L1-qhg)前面示出的道路上附着系数的汽车制动时，使各车轴轮附着力（极限制动力）不是一个定值，它是一个函数，有关制动强度q和总制动力FB的相关函数。当每一个车轮制动器的车制动力是足够时，根据前轴荷，后轴轴荷负载分布，和前、后轮制动力分配、道路附着系数和坡度的倾斜角度等等情况制动过程会出现三个可能性，如下:(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。在上述3种情况中，显然是第三种情况的附着条件利用的最好。由上式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

26、分利用的条件为Ff1+Ff2=FB1+FB2=GFf1Ff2=FB1FB2=(L2+hg)(L1-hg)其中:Ff1，前轴车轮的制动器制动力，Ff1=FB1=Z1；Ff2，后轴车轮的制动器制动力，Ff2=FB2=Z2；FB1，前轴车轮的地面制动力；FB2后轴车轮的地面制动力；Z1，Z2，地面对前、后轴车轮的法向反力；G，汽车重力；L2，L1，汽车质心离前、后轴车轮的法向反力；hg，汽车质心高度。由上式可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2是的函数。消去得Ff2=12GhgL22+4hgLGFf1-(GL2hg+2Ff1)将上式绘成以有关Ff1，Ff2的曲线，即是比较理

27、想的前轮制动器动力、后轮制动器的制动力的分配曲线，简称I曲线，例如下图3-3所示，假如汽车前轮制动器的制动力、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2能够按如图所示的I曲线的规律分配制动力，那么就可以保证汽车在任何一个附着系数为的任何路面上制动时，均可保证前轮抱死、后车轮抱死。图3-3I曲线本次设计中=0.6，求得Ff1=7840N，Ff2=3920NZ1=13067N，Z2=6533N3.3. 同步附着系数的分析(1)当0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；(2)当0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；(3)当0时：制动时汽车前、后轮同时抱

28、死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为dudt=qg=0g，即q=0，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q0的良好路面上能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为：Tf2max=GLL1-qhgreTf1max=1-Tf2max式中：,该车所能遇到的最大附着系数；q,制动强度；re,车轮有效半径；Tf2max,后轴最大制动力矩；G,汽车满载质量；L,汽车轴距；其中，q=L2L2+0-hg=0.66故后轴Tf2max=1571

29、Nm后轮的制动力矩为785Nm前轴Tf1max=3189Nm前轮的制动力矩为1594.5Nm4. 制动器的结构及主要零部件设计4.1. 制动鼓直径D在输入力F0一定时，如果要求制动力矩大，则制动鼓内径就要越大，同时，要求其散热性能也需要良好的表现。制动鼓内径D受到一定的限制，同时轮辋内径限制也限制制动鼓内径的大小，在制动鼓与轮辋他们两个之间需要有足够的空隙，要求该空隙不小于2030mm，否则会使轮辋受热同时黏住内胎，然后烤坏气门嘴，这是因为制动鼓间隙小，散热性比较差造成的。制动鼓的壁厚要足够大，这样有较大的热容量和刚度，用来降低制动时的高温。制动鼓的直径小，其加工精度越高，刚度就大。制动鼓直径

30、与轮辋直径之比DDr的范围如下：乘用车DDr=0.64-0.74商用车DDr=0.70-0.83制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径。轮胎规格为195/60R1585H轮辋为15in表：制动鼓内径与轮辋直径参数系列轮辋直径/in1213141516制动鼓内径/mm轿车180200240260-货车220240260300320查表得制动鼓内径D内=260mmDr=1525.4=381mm根据轿车DDr在0.640.74之间选取取DDr=0.7得D=26

31、6mm4.2. 制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩 擦 衬 片的使用寿命受到摩擦衬片的宽度尺寸的影响。若衬片宽度尺寸取宽些 ，则质量大，不易加工，并且增加了成本；衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短。制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为A=Rb。制 动 器 各 蹄 衬 片 总 的 摩 擦 面 积 A p 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 。表：汽车质量与单个制动器总的衬片摩擦面积尺寸系列汽车类型汽车总质量m/t单个制动器总的衬片摩擦面积/cm乘用车0.9-1.51.5-2.5100-200200-30

32、0商用车1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多为150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)制动蹄摩擦衬片的包角在=90-120范围内选取。试验表明，摩擦衬片包角=90-100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。减小包角有利于散热，但包角小于90o加剧磨损，大于120o时不仅不利于散热，同时容易使动作不平顺，甚至发生自锁现象。本设计中，摩擦衬片包角=110，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列可取

33、50mm。由A=Rb得A=Rb=133110100180=255.3cm2结果符合表所给出的200-300cm2的要求。这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积z,即z=Db1+2360式中：制动鼓内径（mm）；制动蹄摩擦衬片宽度(mm)；分别为两蹄的摩擦衬片包角（）；得:z=Db1+2360=266110100+100360=510.668cm24.3. 摩擦衬片初始角0的选取一般情况下，衬片布置于制动蹄的中央，令0=90-2=90-1002=40制动器中心到张开力F0作用线的距离e在保证制动鼓能装下的情况下，经量使e大些，用来提高制动效能。暂定e=0.8R得：e=0.81

34、33=106.4mm4.4. 制动蹄支承点的坐标位置a与c应该在保证两蹄支承端毛面不导致互相干涉的条件下，使a尽可能的大。C尽可能的小，初步设计时，暂定a=0.8R=106.4mm，c取为30mm4.5. 摩擦片摩擦系数摩擦片要求摩擦系数较高，热稳定性较好，并且受压力和温度影响较小。在追求摩擦材料高摩擦系数的同时，也要求摩擦系数的稳定性，降低制动器对摩擦系数偏离正常值得敏感性的要求，各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数值愈高的材料，它的耐磨性就愈差。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f=0.35-0.40已不成问题。因

35、此，在假设的条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.35使计算结果接近实际值。同时，在选择摩擦材料时,应尽量避免采用污染和对人体有害的材料。所以选择摩擦系数f=0.35。5. 鼓式制动器主要零部件的设计5.1. 制动蹄轿车和微型的货车、商用车广泛采用T形型钢碾压或者用钢板焊接而制成的；重量较大的货车、商用车多用铸铁或者铸钢制成，制动蹄的结构需要保证其刚度。轿车钢板制成的制动蹄腹板上常常开一条或者两条径向槽，使其弯曲刚度小一些，减小制动时的尖叫声，同时使衬片磨损均匀，轿车的制动蹄腹板和翼缘的厚度为3mm-5mm；摩擦衬片厚度为4.5mm-5mm。摩擦片和制动蹄可以采用铆接的形式，或者粘结在一起。铆

36、接的好处是噪声小；粘结的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度比较大，缺点是工艺复杂，不易更换衬片。本设计中制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图5-1所示）。图5-1铸铁制动蹄的结构形式设计时衬片铆接在制动蹄上。本次设计选用T形型钢钢板焊接制成。制动蹄腹板及翼缘厚度为4mm,摩擦衬片厚度为5mm，材料为HT200。5.2. 制动鼓制动鼓本身要有足够的刚度，强度和热容量，同时在与摩擦衬片相配合时又要有比较高的摩擦因数，并使工作表面磨损均匀。制动鼓按照制作方式不同分为铸造

37、和组合式两种。如下图5-2所示。铸造（a）大多采用灰铸铁，其机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为了防止制动鼓在工作时发生受载变形，经常在制动鼓的外圆周部分铸有加强筋，用来加强刚度和增加散热效果。通常根据经验选取制动鼓壁厚，对乘用车来说，壁厚取为7-12mm；对商用车来说，取为13-18mm。组合式制动鼓（b）的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形；其特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。制动鼓和轮毂的对中是通过圆柱表面的配合来定位的，并在两者装配夹紧后精加工制动鼓内工作表面，用来保证两者的轴线的重合。两者进行装配后需要进行动平衡，对轿车来说，其需用不平衡度为15Ncm20N

38、cm，制动鼓工作表面的径向跳动量0.05mm，圆度和同轴公差0.03mm，图5-2a铸造式制动鼓 b组合式制动鼓制 动 鼓 相 对 于 轮 毂 的 对 中 是 圆 柱 表 面 的 配 合 来 定 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 。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15Ncm-20Ncm；对货车为30 Ncm-40 Ncm。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差0.03mm，径向跳动量0.05mm，静不平衡度1.5 Ncm。制动鼓在闭合的一侧外缘段可以开一个小孔，用来检测制动

39、器的间隙，本次设计采用铸造式制动鼓，材料是HT20-40。5.3. 摩擦衬片摩擦衬片的材料选取应该满足一定条件如下:1) 有一个的稳定的摩擦系数，在温度降低升高、压力降低和工作速度或者其他工作环境发生变化时，摩擦系数尽可能维持一定的稳定；2) 摩擦性能较好。摩擦衬片不仅对偶摩擦副的磨耗要越小越好，同时要经得起时间的考验，有较长的寿命.通常情况下要求衬块的磨损程度小于等于制动盘的1/10；3) 压缩率同膨胀率一样有要求，它们的数值要尽可能的小。压 缩 变 形 太 大 影 响 制 动 主 缸 的 排 量 和 踏 板 行 程 ， 降 低 制 动 灵 敏 度 。 膨 胀 率 过 大 ， 摩 擦 衬 块

40、 和 制 动 盘 要 产 生 拖 磨 ， 尤 其 是 对 鼓 式 制 动 器 衬 片 受 热 膨 胀 消 除 间 隙 后 ， 可 能 产 生 咬 死 现 象；4) 制动时不应产生噪声，对环境无污染；5) 应采用对人体无害的摩擦材料；6) 有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力；7) 应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300 C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190 C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。以 前 制 动 器 摩 擦 衬 片 使 用 的 是 由 增 强 材 料 （ 石 棉 及 其 他 纤 维 ） ， 粘 结 剂 ， 摩 擦 性

41、能 调 节 剂 组 成 的 石 棉 摩 阻 材 料 。 它 有 制 造 容 易 ， 成 本 低 ， 不 易 刮 伤 对 偶 等 优 点 。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。由 金 属 纤 维 、 粘 结 剂 和 摩 擦 性 能 调 节 剂 组 成 的 半 金 属 磨 阻 材 料 ， 具 有 较 高 的 耐 热 性 和 耐 磨 性 ， 今 年 来 得 到 广 泛 的 应 用 。粉末冶金无机质金属摩擦材料，虽然具有耐热性能高、摩擦性能稳定等优点，但由于它的制造工艺复杂、成本高、容易产生噪声和刮伤对偶等缺点，目前应用并不广泛

42、，仅用于总质量较大的商用车上。本次设计采用半金属摩阻材料。5.4. 间隙自动调整装置在制动鼓不进行制动时，在制动鼓和制动衬片之间要留有一定的间隙，这个间隙能够保证制动鼓自由转动。这个间隙对制动系的许多功能有很大的影响，因此这个距离应该尽量的小。一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2-0.5毫米。在制动器使用一段时间以后，由于摩擦的原因会使间隙增加，间隙增大会带来很多不利后果:制动器作用时间会增加；不同轮胎制动器磨损程度不一样，会导致制动作用时间不一致，从而导致制动不同步，时间不一致，操作性差；增加了制动能量的消耗，并且使制动踏板和手柄的制动行程增加。为了避免这些问题的发生，因此必须采用间隙自动

43、调整装置。鼓 式 制 动 器 已 逐 渐 采 用 间 隙 自 动 调 整 装 置 ， 又 称 间 隙 自 调 装 置 ， 其 间 隙 自 调 的 方 法 如 下 ：（1）采用凸轮张开装置采 用 凸 轮 张 开 装 置 时 ， 制 动 器 的 工 作 间 隙 调 整 可 通 过 转 动 凸 轮 相 对 于 臂 的 位 置 来 实 现 ， 而 臂 的 位 置 则 保 持 不 变 。凸轮位置的改变靠装在臂上的蜗轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂。（2）采用楔块张开装置该机构的制动器工作间隙是借助于调整套筒、棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘

44、爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当 套 筒 和 柱 塞 返 回 原 始 位 置 时 ， 棘 爪 和 套 筒 的 相 互 作 用 便 使 套 筒 转 动 某 一 角 落 ， 从 而 使 调 整 螺 钉 旋 出 相 应 的 距 离 。（3）采用轮涨张开装置可采用不同的方法及其相应机构调节制动鼓与摩擦衬片之间的间隙。借 助 与 装 制 动 地 板 上 的 调 整 凸 轮 和 偏 心 支 撑 销 ， 用 手 调 整 制 动 蹄 的 原 始 安 装 位 置 以 得 到 所 要 求 的 间 隙 。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支撑销

45、的偏心量应超过衬片的厚度。记住与自动调整装置使制动蹄定位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整。5.5. 制动底板制动底板能保证安装零件除制动鼓外的制动器各个零件之间相互的正确位置。制动底板应有足够的刚度以承受制动器工作时的制动反力矩。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。刚度不足时会导致制动力矩减小，衬片磨损也会导致不均匀，踏板的行程加大。本次设计采用45号钢。5.6. 制动蹄的支承制动蹄的支承方式分为两种，一是固定式（图5-3），一是浮动式（图5-4）。固定式支承是把蹄的一端固定在支承销上，只能绕支承销摆动，限制其只有一个自由度。浮动式支承是

46、支承端呈现弧形，弧形与支承块相互依靠，同时需要复位弹簧来进行定位，它使制动蹄朝向制动鼓的方向张开，还可以沿着支撑块的平面有一定的平移，因此，它具有两个自由度，这种制动蹄的支承，具有结构简单的特性，在制动时，制动蹄和制动鼓可以自动定心，以保证两者全面贴合，这种结构多采用在小型车制动器上。图5-3固定式支承图5-4浮动式支承二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其 支 座 为 可 锻 铸 铁 ( K T H 3 7 0 1

47、2 ) 或 球 墨 铸 铁 ( Q T 4 0 0 1 8 ) 件 。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有 时 在 制 动 底 板 上 附 加 一 压 紧 装 置 ， 使 制 动 蹄 中 部 靠 向 制 动 底 板 ， 而 在 轮 缸 活 塞 顶 块 上 或 在 张 开 机 构 调 整 推 杆 端 部 开 槽 供 制 动 蹄 腹 板 张 开 端 插 入 ， 以 保 持 制 动 蹄 的 正 确 位 置 。5.7. 制动轮缸制功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，在车轮制动器中

48、布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人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端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；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。5.8. 张开机构使用平衡式凸轮张开机构设计中，机构的凸轮轴和凸轮是由45号钢锻造毛坯制造成一体，通过高频淬火加工后，并且由可锻铸铁或球墨铸铁支架上的凸轮轴，和支架在地板上的制动螺栓或铆钉，以便改善变速机构的效率，制动凸轮通过滚柱闸瓦打开驱动。滚

49、轮由45号刚制造并高频淬火。6. 制动器的设计计算6.1. 驻车制动如图6-1所示，汽车在上坡时所受的力的状况，由此可以算出停驻时的后桥附着力是：图6-1汽车在上坡停驻时的受力情况从中可以得到：汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力是：由汽车可能停驻的极限上坡路倾角，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，即由得到:其中，是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角。得：=25式中： ：车轮与轮面摩擦系数，取0.7； ：汽车质心至前轴间距离； ：轴距; ：汽车质心高度。最大停驻坡高度应不小于16%20%，故符合要求。同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为:得：=16最大停驻坡角度应不小于1

50、6%20%，故符合要求。6.2. 应急制动应计制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为FB2=F2=magL1L+hg此时所需的后桥制动力矩为B2re=magL1L+hgre其中，mag为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；L为轴距；L1为汽车质心到前轴的距离；hg为汽车质心的高度；F2为路面对后桥的法向反力；为附着系数；re为车轮有效半径。得B2re=2188.7Nm6.3. 摩擦衬片磨损特性的计算摩擦衬片（衬块）的磨损受各种环境因素的影响，例如摩擦力、制动盘、温度、滑磨速度、制动鼓的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材料质量等许多因素，因此理论上想要计算磨损特性是非常复杂困难的。但于试

51、验中表明，摩擦表面的温度和摩擦力是最影响磨损的关键因素。从能量的角度来看，汽车的制动过程就是将汽车本身具有的部分的动能和势能转换为热量进而将他们消散的过程。在紧急制动过程中，制动器很大程度上消耗了汽车的大部分动能。在这段时间，由于制动的时间极其短暂，以至于散发出来的热量没来得及扩散到大气中就已经被制动器本身所吸收，从而致使制动器本身的温度急剧升高。这就是我们通常所说的制动器本身的能量负荷。能量负荷的值越大的情况下，则衬片（衬块）本身的磨损程度越严重。在现实生活中，各种汽车的各个质量参数不一样，轿车总质量和制动衬片的摩擦面积相互之间不相同，因而在此必须规定一种相对的量用来作为评价能量负荷的指标。

52、目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为e1=ma(v12-v22)4tA1e2=mav12-v224tA2(1-)t=v1-v2j其中，ma为汽车总质量（t）；为汽车回转质量换算系数；v1、v2为制动初速度和终速度（ms）；j为制动减速度（ms2）；t为制动时间（s）；A1、A2为前、后制动器衬片的摩擦面积（mm2）；为制动力分配系数。在遇到紧急制动以至于停车的情况下，v2=0，并且可以认为=1，所以e1=mav124tA1e2=m

53、av124tA2(1-)鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8Wmm2为宜，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度v1：乘用车用100kmh(27.8ms);比能量耗散率过高不仅引起衬片的加速磨损，且会使制动鼓更早发生龟裂。计算得e1=5.7Wmm2，轿车盘式制动器比能量耗散率应不大于6.0Wmm2，因此，符合设计要求。得e2=0.7Wmm2，轿车鼓式制动器的比能量耗散率应小于1.8Wmm2，因此，符合设计要求。7. 制动器驱动机构的分析与计算7.1. 驱动机构的方案选择7.1.1. 简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力。而传递力的方式有机械式和液压

54、式两种。机械式的靠杆系或钢丝绳传力，这种方式结构简单，价格低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式的简单的制动系通常被简称为液压制动系，是用于行车中的制动装置。其优点是作用滞后的时间较短(大约0.1s0.3s)，工作压力比较大(可达10MPa12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小，同时造价低。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，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工

55、作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车已极少采用。7.1.2. 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与其行程间的反比例关系在动力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。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。1）、气压制动系气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大