【中型载货车领从蹄式鼓式制动器的设计14000字（论文）】

一、引言车辆的的结构十分复杂，组成系统繁多，而制动是其最关键的系统，车辆以及驾乘人员是否安全，该系统起到了非常重要的作用。几年来，人们安全意识逐渐提高，购买汽车时，制动性能是消费者关注的焦点，因此，制动性能好坏直接关系着汽车的销量和市场。随着技术的发展，制动系统也在不断进步，较以前已经有了很大的提升。梳理使用在汽车上的制动系统，从结构上主要分为机械式、气动式、液压式、气液混合式等，从类型上主要有盘式、鼓式等。就目前制动器技术而言，无论哪一类型的制动器，其制动的原理基本相同，而结构以及设计完成后的调试，对于制动效果的影响还是十分巨大的。因此在进行制动器设计时，要得到较好的功能及适用性，需要综合考虑技术、车型、使用条件等等。就制动器本身而言，在设计时，需要综合考虑目标车辆的结构、功能等等，这样在设计时才能有目标，才能设计出满目要求的制动器。本次设计，将目标车型的参数设定为5.5吨自重，6吨的载重量，4.09米的轴距，95km/h的最高车速，轮胎规格为9.00—R20。二、制动器整体设计方案通过前问对制动器结构的梳理发现，目前制动器结构形式较多，机械、液压、气动以及气液混合结构等等，也可按类型分盘式、鼓式等等。（一）本次设计制动器结构形式的确定目前，对行驶的车辆进行制动，简单说就是刹车施力元件与刹车受力元件进行摩擦，产生足够的摩擦力迫使车辆减速直至静止。无论哪种制动器结构，哪中制动器类型，其制动的原理都是如此。就目前鼓式和盘式这两种类型的制动器，原理相同，区别在于两者的结构形式有差别，即刹车受力元件的不同。盘式和鼓式制动器是一个范围较大的统称，再从其结构特点以及驱动力的角度来看，又可分成多种类型，每一类型的制动器的制动效能以及制动时产生的里的状态都有所差别。图2-1所示，为不同类型制动器的分类情况。图2-1制动器分类示意图1、鼓式制动器分析从制动器的发展历史上看，鼓式研发时间较早，应用时间也很早，虽然现在已经逐渐被盘式制动器所取代，但是鼓式制动器在汽车制动器发展史上的先驱地位不可代替。虽然统称为鼓式制动器，根据其不同的状态，又可分为外束式和内张式两种结构。外束式结构是最早出现的鼓式制动器，制动鼓的外侧设计一条柔性刚带，需要制动时，通过拉力拉紧该钢带（为保证制动效果，该钢带刚度不大），从而使钢带与制动鼓产生摩擦力，完成车辆的制动。拉力对该型制动器的影响十分大，再加上其工作原理本身存在的缺陷，在汽车上已经被淘汰，目前还能在自行车等小型车辆上看到。内张式结构通过名称即可明白其工作原理，在制动鼓内部设置制动元件，当车辆需要制动时，通过液压等方式使制动元件涨开，与制动鼓之间产生摩擦力完成制动。这种制动原理大大改变了车辆的制动方式，使制动系统的结构简化，除因发热容易造成制动衰减外，具有较为良好的稳定性，是目前鼓式制动器的主要结构形式。通过以上分析，本次设计也选用内张式作为目标车型的制动器。图2-2所示为目前常见的鼓式制动器结构形式。图2-2常见的鼓式制动器结构形式（a）凸轮作用领从蹄式；（b）轮缸作用领从蹄式；（c）非双向平衡式双领蹄式；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式从上图不同形式的制动器名称分析，区别主要在于不同的固定蹄片的支点所处的位置和具体数量、制动时涨开元件的数量及形状、两个蹄片在制动时相互间的作用。不同结构类型的制动器制动效能的实现，需要根据制动器领蹄和从蹄的数量，在蹄片的支点和制动涨开之间产生不同位置的力实现，这也是制动器分类的主要依据之一。所谓制动效能，可以从单位压力（制动输入）或制动力矩（最终）来解释。在实际评价中，往往采用制动效能因素（无单位）方式进行。我们将制动效能因素理解为：制动鼓产生的摩擦力（）：输入力，用公式表达即为上式中，效能因素用K表示；表示制动力矩（输出力矩）除制动效能因素外，我们还应研究制动器的稳定性，这也关乎制动器好坏的重要环节。稳定性的确定，主要通过K（制动效能因数）与制动摩擦因数f（制动摩擦因数，会因温度和湿度的改变而改变）的敏感程度来确定。简单来说，就是摩擦系数不会过于影响制动效能，从而来保证制动具有较好的平衡性和稳定性。2、盘式制动器分析钳盘式以及全盘式是目前盘式制动器的两种主要类型，其区别在于摩擦机构中不同的定位元件。（1）简析钳盘式制动器结构该型制动器结构又可分为定钳盘式和浮钳盘式两种，这种分类的依据是制动钳的结构。1）定钳盘式从该型制动器的名称可以看出，制动钳是不随车轮旋转的，在制动钳的两个钳口中间，车轮带动制动盘旋转。当需要制动时，在液压油的作用下，制动钳的两个钳口会贴近制动盘，两者产生了摩擦力，使制动盘旋转速度变慢进而迫使车轮减速。该型制动器结构较为简单，制动原理为制动钳与制动盘之间的摩擦力，使车辆完成制动，主要部件仅有制动缸、制动钳、制动盘等结构，无论是生产还是装配都较容易，而且该型制动器与鼓式制动器有一定的相似性，应用范围十分广泛。但改性制动器的缺点是制动油缸比较多，容易出现泄露等问题。另外，该型制动器对于制动系统中多回路也很容易适用。2）浮钳盘式从该制动器的名称可以看出，制动钳是浮动的，也就是说该型制动器的制动钳可以与制动盘做相对滑动。当驾驶员发出制动动作时，在液压的作用下，浮动的制动钳贴近制动盘，两侧的制动块对制动盘形成紧压力，同时产生的摩擦力完成制动功能。该型制动器只需要一个制动油缸即可，大大改善了定钳式制动器的缺点。从而使制动器的具有紧凑的结构，也能与车辆的轮毂接近，液压油道相对减小，空气进入油道的可能性进一步降低，减少了安全隐患。该型制动器的经济性也十分良好。另外，驻车制动功能该型制动器上得以实现。3、全盘式制动器分析科研人员在摩擦式离合器的启发下，发明了全盘式制动器。该型制动器采用圆盘式的固定器及摩擦器。当需要进行制动时，两盘在液压的作用下紧紧贴合，产生的摩擦力使车辆进行制动。但是该型制动器最大的问题是散热，因此也造成了该型制动器的应用范围十分狭窄。通过上文对鼓式和盘式制动器的梳理，两种类型的制动器各有优缺点，我们在这里进行归纳总结：就制动性能而言，盘式制动器要优于鼓式制动器。其制动过程中的K-p曲线（效能与摩擦系数）没有剧烈的变化，可以不必过分关注摩擦系数，从而使其对工作温度及复杂的工作状况的要求有所降低，具有比较稳定的制动效能，制动效果良好。从汽车制动时的减速度与制动管路产生的压力角度分析，线性关系是盘式制动器的优点，而非线性关系则在鼓式制动器上发生。就两种类型制动器输出制动力的平衡性角度来说，盘式优于鼓式。就制动散热来看，鼓式制动器的劣势较大，而盘式制动器是开放型结构，更利于散热。后来科研人员由研发了带通风口的盘式制动器，进一步解决了制动器的散热问题。车速与制动踏板成正比，而盘式制动器受两者关系影响小。3、本次设计目标车型及参数本次设计的目标车型是中型载货汽车，经过慎重选择，确定该型车辆的参数为：5.5吨自重，6吨的载重量，4.09米的轴距，95km/h的最高车速，轮胎规格为9.00—R20。表2-1货车设计参数项目参数驱动形式前置前驱轴距（mm）4090轮距前/后（mm）1900/1800整备质量(Kg)5510最高车速(Km/h)95额定功率（KW）125最大扭矩（N•m)549轮胎型号90R20档数6参考以上参数的，经过对市面上中卡的梳理，确定中型载货车为本次设计的目标车型。其参考车型如下：图2-3目标车型确定了目标车型，结合该车未来的的使用情况以及鼓式和盘式制动器的优缺点，本次设计选择鼓式制动器作为设计目标，采用领从蹄结构全鼓式器。（二）确定制动器的驱动机构制动的实现，需要在外力的作用下才能实现，无论是较为简单的自行车还是十分复杂的汽车，想要实现制动，都需要外力作用于制动系统来实现，如人力、动力、伺服等。人力一般用于较为简单的自行车等机构，而最为普遍的则是动力制动，伺服制动的出现则是控制系统发展的产物，是目前应用范围最广的制动方式。而机械式、液压式、气动式以及气液混合式则是根据制动力的传递方式进行划分的。本次设计选用液压式伺服制动方式。1、简析伺服制动所谓伺服制动，是在最开始的人力液压制动基础上设计了以一套助力系统，实现人力与助力相结合的制动模式，该模式虽不需要太大的人力，但却使制动力得到了极大的提升。该系统在工作时，当驾驶员踏下制动踏板时，伺服系统判断制动踏板力量的大小，输出合适的制动力，从而控制制动力的大小以及制动线性的问题。真空伺服、气压伺服以及液压伺服是根据制动源的不同而做出的分类。其来源主要是发动机作用下的真空负压、气压以及液压等。2、确定制动系统的液压分路制动系统是否稳定关乎车辆运行的安全，而稳定性又与驱动机构有紧密的联系。因此，科研人员研发了驱动机构使用上的各自独立的双回路系统。从这种系统的名字可以看出，汽车的制动系统需要设计至少两个绝对独立的回路系统，一旦出现某一回路出现问题时，还能有另一个回路系统保证制动功能的实现。图2-4所示为不同类型的分路系统，下文将进行详细的分析。图2-4液压分路系统1）II型系统由图可以发现，该型回路系统结构非常简单，前轮与后轮是两个独立的回路系统，管道设计不复杂，十分容易，使其经济型十分良好。该型结构特别适用于鼓式制动器中的单轮缸，我们在许多车辆上都能看到该型系统的使用，特别是货车。但该型系统的缺点也十分明显，当前轮制动抱死而后轮无法制动，那么车辆将不能实现转向，这种情况的后果就是车辆侧翻或者翻滚。当前轮无法制动而后轮正常制动，那制动功能将大大降低，极易出现追尾的情况，驾驶员在此种情况下会加大制动力度，造成车辆出现甩尾的情况。2）X型系统该系统是独立的、呈X型的交叉制动管路系统。由图可见，该系统一侧的前轮与相对一侧的后轮构成一个回路，剩余的前后两轮构成另一个回路。该型系统的结构也并不复杂，也能保证在一个回路系统无效的情况下，另一个系统能独立正常工作，而且两个回路系统的制动力、附着力平均分配，车辆的制动适用性较好，具有较高的安全性，该型结构也存在结构性的缺点-不对称的制动力。一旦只有一路制动系统起作用，那车辆制动时会发生偏移、旋转等情况，造成车辆制动稳定性差。科研人员通过主销偏移距离的改变妥善的解决了这一缺点。鉴于此，本次设计就选用了此种回路系统。3）其他系统KI型系统的回路模式较为复杂，前轮的制动轮缸的一半形成一个回路系统，而另一半则与后轮的制动轮缸组成一个回路系统，形成了1:3的回路形式。LL型系统的特点是回路由同侧前后轮组成，另一侧组成另一个回路系统，从而形成两个独立的回路系统。除了以上几种回路系统之外，还有HH型、HI型等，这需要根据不同车型进行合理的选择，在综合分析各种回路系统优缺点的前提下，以求达到最合适的匹配性，满足车辆设计的要求。而对于本次设计的目标车型来说，其载重量并不大，为了在最理想的车辆制动情况下，实现最大的经济性，X型系统成为了最佳的选择，简单的系统结构，成为了大多数类似车型的最佳选择，应用十分广泛。（三）液压方式制动的主缸设计行车安全至关重要。随着人们安全意识的不断提升，根据我国现行法律规定，汽车必须使用双回路系统进行制动，这也对制动缸提出了新的要求，需要用双缸结构代替原先的单缸结构。目前普遍的双缸结构为串列式。图2-5所示即为该种类型的制动缸结构图。图2-5串联双缸式制动主缸该型制动缸由两个单腔组成，串联式布局。采用液压制动，制动缸与各车轮制动活塞之间用油管相连。当没有制动动作时，制动缸中的活塞在主缸的中心位置；当需要制动时，驾驶员发出制动信号，储油罐中的制动液进入到制动缸中，使推杆发生位移，以补充通过管路进入制动活塞中的制动液，储油罐和制动缸之间设计有旁通孔以及补偿孔等，此时，设计在补偿孔位置附近的皮碗自动覆盖补偿孔，整个制动缸处于密封状态，使制动缸内的压力开始增强，驾驶员踩下踏板的压力决定着制动缸压力的大小，最终完成制动。当驾驶员不再踩踏制动踏板，弹簧促使位于主缸和轮缸中的活塞回到原来的位置，制动完成后，车轮缸中制动液则顺着管路返回到制动主缸，最终回到储油罐中。这种串联式双缸结构的制动缸，其优点在于能够保证车辆不会因一缸出现问而是整个车辆失去制动能力。由图可见，当两个制动腔中的一个因漏油等情况造成制动压力不够时，另外一个制动腔的压力则继续增加，最终达到一定的支撑值，此时，出现问题的制动腔中的弹簧促使活塞回位，将制动油孔堵住，防止制动液的进一步泄露。在这样的情况下，采用双缸双回路的制动买那个系统，当出现制动故障时，只要有一个主缸腔能够工作，车辆虽然会失去一部分的制动力，驾驶员可能会刚到需要深踩踏板才能实现制动，制动距离也有所增加，但不置于完全丧失，对于安全性还是有一定的保证作用。（四）确定设计方案-鼓式制动器经过前文对各种制动器的制动效能、稳定性以及制动摩擦元件进行了分析，从制动效能的角度来说，双从蹄式最低，而增力式最高，从稳定性角度来说，双从蹄式最高，增力式反而最低，从制动摩擦元件角度来说，由制动器的稳定性直接决定。因此，制动摩擦元件的选择，需要既耐磨又具有较高摩擦系数的材料为佳。制动器到底能发挥多少效能，影响因素非常多，但是主要还在于其结构、本身的参数水平、摩擦等诸多因素。另外，制动其实就是摩擦片与制动鼓之间产生的摩擦力，那么两者之间接触好与不好，就会直接影响制动的性能。本次设计，选用的鼓式制动器是领从蹄式结构，主要考虑到车辆自身的特及其的工作情况，并结合各种制动器的优缺点以及是否能够与驻车系统相匹配等诸多因素确定，尽可能使选择的制动器能够发挥其优点，减少其缺点，保证行车的安全。除此之外，这种结构的制动器还可以通过后期的间隙调整（制动鼓、蹄之间），进一步增强制动能力。三、制动器整体设计（一）设计制动器参数本节将对制动器做结构设计，分别从制动鼓设计、摩擦片设计以及摩擦系数等角度出发，对本次设计制动器的相关参数予以计算。图3-1所示，为鼓式制动器的相关参数。图3-1鼓式制动器参数1、制动力与制动力分配系数汽车制动时，忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度>0的车轮，其力矩平衡方程为-=0式（3.1）式中：—制动器对车轮作用的制动力矩—地面作用于车轮上的制动力N；—车轮有效半径m。令式（3.2）并称之为制动器，它是轮胎周缘摩擦力矩所需的力，因此成为周缘制动力，其由制动器的结构参数决定。即=Z式（3.3）或==Z式（3.4）式中—轮胎与地面间的附着系数；Z—地面对车轮的法向反力。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,为：==式（3.5）式中：G—汽车所受重力，N；L—汽车轴距，mm；—汽车质心离前轴距离，mm；—汽车质心离后轴距离，mm；—汽车质心高度，mm；—附着系数。取一定值附着系数=0.8；所以在空，满载时由式（3.5）可得前后制动反力Z为以下数值故满载时：=13351.75N=5493.93N空载时：=9122.91N=2637.09N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为表3-1车轮附着力计算结果车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载9122.912537.09汽车满载13351.755493.93图3-2制动时汽车受力图汽车总的地面制动力为=+==Gq式（3.6）式中q（q=）—制动强度，亦称比减速度或比制动力；，—前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前，后车轮附着力为====式（3.7）由已知条件及式（2.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故满载时：=5929.89N=4395.15N空载时：=7298.32N=2109.67N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：表3-2车轮最大制动力计算结果车辆工况前轴车轮附着力，N后轴车轮附着力,N汽车空载7298.322109.67汽车满载5929.894395.15上式表明：汽车附着系数为任意确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常熟，而是制动强度q或总之动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前，后的周和分配，前，后车轮制动器制动力的分配，道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即（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。由以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。此时，后车轮同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是+=+=G==式（3.8）式中—前轴车轮的制动器制动力，==；—后轴车轮的制动器制动力，==；—前轴车轮的地面制动力；—后轴车轮的地面制动力；，—地面对前，后轴车轮的法向反力；G—汽车重力；，—汽车质心离前，后轴距离；—汽车质心高度。由式（3.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是的函数。由式（3.8）中消去，得式（3.9）式中L—汽车的轴距。汽车制动器制动力分配系数==式（3.10）联立式（3.8）和式（3.10）可得=带入数据得满载时：===0.68空载时：===0.78图3-3某载货汽车的I曲线与线2、同步附着系数由式（3.10）可得表达式=式（3.11）同步附着系数的计算公式是：式（3.12）由已知条件以及式（3.12）可得满载时：=0.79空载时：==0.80空满载的同步附着系数和应在下列范围内：0.55-0.80由式式（3.13）可得前轴车轮的利用附着系数为式（3.14）同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：式（3.15）由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：图3-4制动强度与利用附着系数关系曲线——空载图3-5制动强度与利用附着系数关系曲线——满载由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。3、制动器最大制动力矩应合理的确定前，后制动器的制动力矩，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。由式（3.8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为==式（3.16）式中,—汽车质心离前，后轴距离；—同步附着系数；—汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为1.3~1.6；货车约为0.5~0.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即=式（3.17）=式（3.18）式中：—前轴制动器的制动力，；—后轴制动器的制动力，；—作用于前轴车轮上的地面法向反力；—作用于前轴车轮上的地面法向反力；—车轮有效半径。选取的轮胎型190/70R16。由GB2978可得有效半径=360mm取=0.8==式（3.19）=式（3.20）由式（3.19），式（3.20）可得===3923.78===1846.48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，制动过程可能出现的情况有三种，即：（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。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。4、设计计算制动鼓直径根据制动鼓的工作原理中，我们不难发现，该型制动器制动力的大小、散热的优良以及热衰减的情况与制动器本身的规格成正比。我们可以设想将制动器制作的无限大，那么将得到完美的制动器。但是对于汽车而言，无限大的制动鼓不符合实际情况，需要设计时考虑车连轮毂的大小，同时还应使两者之间具有20到30毫米之间的间隙，以保证及时散热，不至于影响到轮毂、轮胎等部件。由于鼓式制动器最大的问题就是热量能否及时消退，从而不至于出现制动效果衰退的情况，需要制动鼓的壁有一定的厚度。因此，我们需要设计适合目标车型的、大小合适的制动鼓，一方面具有良好的经济性，另一方面使制动鼓有良好的刚度，最终确保制动鼓性能的发挥。经过查阅资料，乘用车和商用车在设计制动鼓的直径D时，需要参考其与轮辋Dr的直径之比，具体为乘用车商用车根据《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》（QC/T309—1999）中关于制动鼓直径与轮辋的论述可知，两者之间具有125-150mm（轿车）、80-100mm（货车及客车）的尺寸差距。因此，我们在设计时，需要参考表3-3中不同车型轮毂的相关大小，最终确定制动鼓的大小。表3-3制动鼓与车轮大小的选择轮毂的尺寸/in12寸13寸14寸15寸16寸20寸内径极值/cm乘用车18202426载货车、客车222426303242前文中，我们已经确定了目标车型的相关参数，使用9.00-R20的轮胎，因此20in是其轮辋的直径，根据公式计算轮毂的直径为：将该数据与表3-1中20in轮辋最大直经42cm进行比较计算，得到两者之比为：经过计算，满足商用车的设计参数。5、摩擦衬片及包角的设计摩擦衬片的设计，需要综合考虑制动鼓的大小及使用寿命、摩擦衬片的使用寿命等等，无论该衬片过大还是过小，都会对制动鼓的寿命以、生产工艺、成本控制以及匹配带来不好的影响，合适的宽度的摩擦衬片会较好的适应制动鼓。（1）摩擦衬片面积的计算制动的实现是衬片与制动鼓产生摩擦力的结果，而摩擦力的大小，则由两者之间的摩擦面积来决定，该面积的计算，经查阅资料，有以下公式：mm（3.1）公式中，D表示制动鼓的内径，单位为mm；b摩擦衬片的宽度，其单位为mm；β1和β2则表示摩擦衬片的包角大小。查阅汽车工业设计标准，β的取值一般在90至120之间，这一范围的确定，能够使包角的磨损最小，升温幅度最低，同时具有最佳的制动效果。包角无论过大还是过小，都会对制动器的磨损、制动器的散热、制动是否平顺有影响，甚至还可能出现自锁的情况。经过以上分析及查阅资料，可以得到摩擦衬片宽度的设计，需要满足紧急制动时不超过2.5Mpa的压力值（摩擦片与制动鼓）。另外，摩擦衬片的宽度的确定应将理论数值与市场供应的摩擦片宽度的规格为参考，既保证售后又保证成本的控制。车辆的重量与摩擦衬片的面积成正比，从而与摩擦衬片的宽度也成正比，因此摩擦衬片宽度的设计，还需要参考汽车重量与摩擦衬片面积的关系表，即为表3-2所示。表3-4汽车重量与摩擦衬片面积关系表汽车类型汽车重量m/t摩擦衬片在一个制动器的摩擦面积/mm轿车0.9-1.51.5-2.5100-200200.300客车与货车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)设计制动器时，摩擦衬片面积的大小与制动鼓的半径、衬片的宽度和包角等因素有正比关系，因此有公式：（3.2）上式中，β（即包角）表示弧度，因此摩擦衬片宽的b在A、R、β三者确定后即可得到相关的数值。经查阅资料，确定95度的摩擦衬片的包角值，参考《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》（QC/T309.1999），确定摩擦衬片的宽度为100mm。将数值代入公式计算：cm该值经过对比符合设计标准。根据公式3.1，计算：cm（2）计算（衬片的起始角）由图3-1可知，是摩擦衬片的起始角，在计算起始角的大小时，我们参考示意图，有公式：（3）计算距离（制动鼓的中心与轮缸的作用力之间的距离）这个距离越大，那么制动的力矩就会越大，制动效果就会越好。因此距离设计的越大越好，但是前提是轮缸能够得以在制动器上进行安置。该距离的计算公式为为：，式中R为轮毂的直径，本次设计R=160，计算128mm（4）计算和（制动蹄的支点）制动蹄的支点和之间呈反比关系，想要得到较高的制动效能，需要有尽可能大的和尽可能小的。经查，与轮毂直径的关系为：=0.8R，式中R为轮毂的直径，本次设计R=160，计算：=0.8R=0.8×160=128mm，参考该值，将取值40mm。（5）计算摩擦系数摩擦系数越大，制动效果越高，两者成正比关系。但是摩擦系数越高，则会带来导热与热稳定性能的降低。即目前摩擦材料的研究而言，0.3-0.5为常见的摩擦系数，最高不会超过0.7。另外材料的摩擦系数高了，就会变得不耐磨。因此综合以上分析，摩擦系数应该确定一个合适的范围。以摩擦材料工作温度不超过250度为准，摩擦系数的范围是0.35-0.4之间，本次设计将摩擦系数确定为0.4。（二）确定制动器的相关零件1、确定制动蹄不同车辆所使用的鼓式制动器，其制动蹄材料的选用，需要根据不同类型的车型进行选择。T型钢通过碾压或者冲压，然后再进行焊接作业生产的制动蹄一般用于乘用车和小型商用车，铸造刚材质或者铝合金材质的生产的制动蹄则多用于重载商用车上。轻量化是目前车辆研发的方向，因此在设计时，要尽可能的减轻制动蹄的重量，但前提是刚度得以保证，对此，科研人员通过径向槽的设计，既减轻了重量又保证了刚度，也能均匀分配压力（衬片和制动鼓产生），摩擦时容易出现的尖叫声也有所减轻。另外，将制动蹄设计成工字或者山字形，进一步提高了制动蹄的刚性，常见于大型车上。本次设计的目标车辆是中型货车，对制动蹄的要求不高，因此焊接生产的T型材料刚就能满足设计要求。确定了制动蹄为T型，再来分析T型制动蹄的具体结构，有腹板和翼缘两部分组成，在保证刚度的前提下确定其厚度。根据现有设计，3至5mm厚主要用于乘用车，5至8mm厚主要用于商用车。乘用车的摩擦衬片则在4.5至5mm之间，商用车则一般大于8mm。粘接和铆接是将制动蹄和摩擦衬片连接在一起的主要方式，两种连接方式各有优缺点，粘接效果较好，抗磨损力度大，但是更换麻烦，铆接的优点在于制动时较为安静，生产工艺不复杂。经过比较，本次设计的目标制动器的制动蹄采用铆接方式。2、确定制动鼓外形的不同，使制动鼓有了多种结构形式，设计时需要考虑刚度和热容量这两方面，两者越大越好，不能出现剧烈升温。另外，为了保证制动鼓和摩擦衬片的使用寿命，两者材料的选择要匹配好。铸造和焊接也是制动鼓的主要生产工艺。目前汽车制动鼓的生产，主要使用便于加工以及耐磨耐热的铸铁材料，采用铸造方式，然后再进行机械加工。有的载重车辆需要的制动力很大，那么可以通过增设加强筋的方式，一方面保证其强度，另一方面也有利于散热。图3-6所示即为制动鼓的结构图。图3-6制动鼓的结构图另外在考虑强度、刚度以及热容量的前提下，确定制动鼓的鼓壁厚度。经过科研人员的大量实验表明，制动鼓的壁厚在11mm以内就可以满足要求，而且11mm以上的壁厚与制动鼓表面的最高温度关系不大。因此将7.12mm确定为乘用车制动鼓的壁厚，14mm确定为商用车制动鼓的壁厚。为了便于随时查看制动器的工作情况，便于售后维修，可以在制动鼓的壁上开凿小孔，不会影响制动鼓的性能。3、确定摩擦衬片整个制动器，磨损最大的就是摩擦衬片，就是我们常说的刹车片，其运行方向与制动鼓相反，对加工材料的要求较高：（1）制动时，摩擦衬片产生的高温不会过于影响摩擦的因数，使其具有一定的稳定性；（2）为了保证摩擦衬片的使用寿命，要具有足够的耐磨性。另外要尽可能的与制动鼓进行匹配，保证两者都能够有较长的使用寿命。两者的磨损比一般在10:1。（3）为了保证有灵敏的制动响应，较小的制动行程，减少衬片和制动鼓之间不必要的摩擦，防止出现两者咬死的情况，需要摩擦衬片具有较小的压缩膨胀率。（4）驾乘感以及环保要求在进行制动时尽可能的安静，减少噪音的产生，所以还需要从这两个角度出发进行设计。（5）摩擦衬片与制动鼓进行摩擦时会产生碎屑及气体，这类产物不能影响人体健康，不会造成环境污染。在以上五点的设计要求下，由金属纤维、粘合剂、调节剂组成的半金属的磨阻材料是生产摩擦衬片的最佳选择，所生产的摩擦衬片，既具有耐热性也具有耐磨性，应用十分广泛。4、调整装置的设计制动鼓和制动蹄的间隙调教十分重要，既不能过大造成制动反应时间太长，也不能太小造成不制动时两者互相影响，因此需要对两者之间的间隙进行合理的调教。在实际中我们会发现，不同车型不同车企，甚至同一车企、同一车型的制动器制动效果是不同的，制动磨损、装配工艺等诸多因素会对这一结果造成影响，但最主要的影响还是制动鼓与制动蹄之间，其间隙的大小是否合适具有决定性的影响，因此科研人员研发了调整装置，将两者之间的间隙调整到最佳状态，其应用范围越来越广。从理论角度来讲，两者之间的间隙越小越好，这样就会有最短的制动响应时间，制动效果也会更好，但是材料的不同会出现不同热变形以及机械变形，所以制动间隙的确定也应科学的确定。通常鼓式制动器一般有0.2-0.5mm的间隙，盘式制动器有0.1-0.3mm的间隙。参考其他已成熟的制动器以及车型，本次设计将间隙确定为0.4mm，通过阶跃式的调整装置来保证间隙的稳定。四、设计驱动机构（一）确定驱动机构制动系统由执行和驱动机构组成，本章主要设计制动器的驱动机构。所谓驱动机构，从名字上看就是产生驱动力的机构，通过驱动力使执行机构进行工作，完成制动。该机构主要由制动主缸、制动油管道等机构组成。从驱动力的来源可以将其分为简单制动、动力制动以及伺服制动等；从驱动力的传递方式可以将其分为机械式、液压式以及气液混合式等。表4-1所示为驱动机构的不同结构。表4-1不同结构的驱动机构力的来源传递方式用途型式制动力源介质型式介质简单制动方式（人力系）驾驶员机械式杆系或钢丝绳驻车制动（无其他）液压式制动液微型汽车（仅部分）的行车制动动力制动系气压动力制动系发动机动力空气气压式空气中，重型汽车的行车制动气压.液压式空气，制动液液压动力制动系制动液液压式制动液私服制动系真空伺服制动系司机体力与发动机动力空气液压式制动液轿车，微，轻，中型汽车的行车制动气压伺服制动系空气液压伺服制动系制动液结合目标车型情况，确定本次设计的制动器，其驱动结构采用真空伺服方式。（二）确定液压驱动机构1、设计制动轮缸的直径查阅资料，制动缸与制动块之间，制动缸的张开力（）与轮缸的直径（）以及制动管路中的压力（）之间存在以下关系：液压制动器制动的实现，是液压油产生的压力来实现制动活塞的运动，所以压力的大小对制动来说十分重要。鼓式制动器的压力值一般在10-12MPa之间，一般小于盘式制动器。轮毂的大小决定了制动器的尺寸，因此制动器的结构一般都比较紧凑，只能通过增大压力来增强制动力，也可以使轮缸的直径不用太大。但这样一来，由对制动系统的各个部件，特别是管路抗压能力、密封情况等提出了新的要求。本次设计，在参考了各种文献后，将压力值确定为7MPa。标准化轮岗直径的规格标准（HG2865—1997），范围在19-55mm之间，分别为：19mm、22mm、24mm、25m、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。结合目标车辆，确定本次设计直径为22mm的制动器轮缸。将数值代入以下公式计算张开力：N2、设计制动主缸的直径查阅资料，当计算第i个轮缸的容积时，计算公式为：其中表示直径（第i个缸），表示活塞数（第i个缸），表示活塞的行程（第i个缸），此值一般范围在2.0-2.5mm之间，本次设计将该值确定为2mm。将相关数值代入公式计算查阅资料，轮缸总容积的计算公式为：其中m表示轮缸的总数，将数值代入公式计算查阅资料，得到最终的容积（制动主缸）计算公式为：其中表示制动缸全部的容积，而表示制动软管中的容积。该式的计算，参考已有经验，将商用车的V0值确定为，计算：7.9ml查阅资料，活塞行程与活塞的直径之间有如下公式：主缸活塞行程和活塞直径为其中表示活塞的行程，表示活塞的直径。两者之间一般有的关系，本设计取值。标准化主缸直径的规格标准（QC/T311—1999），范围在19-45mm之间，分别为：19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。根据公式：将主缸的直径确定为。根据已有经验，采用液压方式的制动器，其轮缸与主缸之间直径的比应该为。计算：通过比较，本次设计的主缸及轮缸直径符合要求。3、计算制动的踏板力图4-1所示，为采用液压为动力源的驱动机构结构图。图4-1驱动机构结构图查阅资料，制动时踏板力的计算公式为：其中，表示活塞的直径（制动主缸中的活塞），表示管路的压力（制动管路），表示传动比（踏板），其计算公式为，取值范围是2-5，本次设计取值5。表示机械效率（踏板及制动主缸），取值范围是，本次设计取值。将相关数值代入公式计算：N根据汽车生产标准，乘用车与商用车的踏板力应该分别在500N和700N以下，本次设计的踏板力符合要求。4、计算制动踏板的工作行程查阅资料，制动踏板的工作行程计算公式为：其中，表示主缸的间隙（推杆与活塞），本次设计该值为1.5