机械凸轮鼓式制动器设计方案

1 机械凸轮鼓式制动器设计方案 第 1 章 绪 论 课题的目的和意义 车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车的制动性能是由汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整车性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动过程是很复杂的，它与汽车总布置和制动系各参数选择有关。汽车制动系统主要由供能装置、传能装置、控制装置和制动器组成，制动器的实际性能是整个制动系中最复杂和最不稳定的因素，因此制动器的设计在整车设计中显得非常重。 车制动系在国内外的研究状况及发展趋势 随着汽车安全性的日益提高，汽车制动系统也历经了数次变迁和改进。从最初的皮革摩擦制动，到后来的鼓式、盘式制动器，再到机械式 接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子 字式电控 等。近 10年来，西方发达国家又兴起了对汽车线控系统的研究，线控制动系统应运而生，并开展了对电控机械制动系统的研究。简单来说，电控机械制动系统 就是把原来液压或者压缩空气驱动的部分改为电动机驱动，借以提高响应速度，增加制动效能 , 同时大大简化了结构，降低了装配和维护的难度。 由于人们对制动性能要求的不断提高，传统的液压或者空气制动系统在加入大量电子控制系统 (如 ，结构和管路布置越来越复杂，加大了液压 (空气 )回路泄漏的隐患，同时装配和维修的难度也随之提高；因此，结构相对简单、功能集成可靠的电控机械制动系统越来越受到青睐。可以预见， 传统的液压 2 (空气 )制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。 式制动器技术 研究进展和现状 长期以来，为了充分发挥蹄鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研究工作和技术改进一直在进行中，尤其是对蹄鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。这些研究工作的重点在于制动器结构和实际使用因素等对制动器的效能及其稳定性等的影响，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比较可行、有效的改进措施，制动器的性能也有了一定程度的提高。 1997年，提出了一种“电控自增力鼓式制动器”设计方案，该制动器是通过机械的方法来实现鼓式制动器的自增力，制动效能因数的变化范围为 2 6。应用一套电 控机械装置调整领蹄的支承点来提高制动器的制动效能数，以补偿由于摩擦材料的热衰退而引起的摩擦系数降低。该制动器达到相同的制动力矩所要求的输入力是盘式制动器 1/7。该系统的控制装置允许每个制动器单独工作，从而提高了行车的安全性，另外对驾驶和操纵舒适性也有所提高，但仍然存在一些问题，诸如系统复杂、高能耗、高成本、维护困难等。 1999年提出一种四蹄八片（块）式制动器，通过对结构参数合理匹配设计，制动效能因数有一定地提高，同时制动效能 _因数对摩擦系数的敏感性也可以有适当地改善，这就在一定程度上改善了制动效能的稳定性 。 2000 年，提出一种具有多自由度联动蹄的新型蹄鼓式制动器，该型式的制动器使得制动效能因数及其稳定性得到显著提高；摩擦副间压力分布趋于均匀，可保证摩擦副间接触状态的稳定，并延长摩擦片使用寿命；性能参数可设计性强，可根据对制动效能的需要，较灵活地进行制动器设计。 另外，近年来则出现了一些全新的制动器结构形式，如磁粉制动器、湿式多盘制动器、电力液压制动臂型盘式制动器、湿式盘式弹簧制动器等。对于关键磁性介质 磁粉，选用了抗氧化性强、耐磨、耐高温、流动性好的军工磁粉；磁毂组件选用了超级电工纯铁 证了空 转力矩小、重复控制精度高的性能要求；在热容量和散热等方面，采用了双侧带散热风扇，设计了散热风道等，使得该技术有着极好的应用前景。尽管对蹄鼓式制动器的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统蹄鼓式制动器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可为后续设计提供理论参考。 3 究重点 根据设计车型的特点，进行参数选择；确定制动器的结构方案；完成制动器的总体和主要零部件的设计。 第 2 章 汽车总体参数的选择及计算 车形式的确定 汽车的分类按照 2001将汽车分为乘用车和商用车。不 同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式、以及布置形式上有区别。 数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎负荷能力以及汽车的结构等。 包括乘用车以及汽车总质量小于 19梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在 19t26质量更大的汽车宜采用四轴或四轴以上的形式。 由于本设计的汽车是重型，其总质量大于 19t，所以采用三轴布置方 案。 动形式 由于本设计的汽车总质量大于 19t，所以采用 6 4的驱动形式。 置形式 货车可以按照驾驶室与发动机相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可按发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。 平头式货车的发动机位于驾驶室内，其主要优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能好；不需要发动机罩和翼子板，汽车整备质量减小，驾驶员视野得到明显改善，采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比比较高。平头式货车 得到广泛的应用。 4 所以本设计采用平头式的布置形式，并且采用发动机前置后桥驱动。 车质量参数的确定 汽车的质量参数包括整车整备质量 0m 、载客量、装载质量、质量系数 0m 、汽车总质量 、轴荷分配等。 本设计中给出装载质量 12t。 量系数 质量系数 0m 是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即0m /m。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，0m值越大，说明该汽车的设计水平和工艺水平越先进。 参考同类型的汽车的质量系数值（表 2，综合选定本设计中的质量系数值 表 2同类型汽车的质量系数0m汽车类型 0m货车 轻型 0 8010 中型 1 2035 重型 1 3070 由此可以确定整车整备质量 0m ， 0 / 1 t。 车总质量 汽车总质量按照规定装满客，货时的整车质量。 商用货车的总质量 整备质量 0m 、装载质量 驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 10 65m m n 中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。代入数据， n=2， 0 8m t，12 。 荷分配 汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总 质量的百分比来表示。 5 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性，为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小，因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的性能要求，使用条件等，合理地选择轴荷分配。 表 2类汽车的轴荷分配 车型 满载 空载 前轴 后轴 前轴 后轴 乘 用 车 发动机前置前轮驱动 发动机前置后轮驱动 发动机后置后轮驱动 47% 60% 45% 50% 40% 46% 40% 53% 50% 55% 54% 60% 56% 66% 51% 56% 38% 50% 34% 44% 44% 49% 50% 62% 商 用 货 车 42 后轮单胎 42 后轮双胎，长、短头式 42 后轮双胎，平头式 64 后轮双胎 32% 40% 25% 27% 30% 35% 19% 25% 60% 68% 73% 75% 65% 70% 75% 81% 50% 59% 44% 49% 48% 54% 31% 37% 41% 50% 51% 56% 46% 52% 63% 69% 本设计选择 64 后 轮双胎，平头式的数据进行计算。 车主要数据的确定 心高度 汽车的质心高度参考同类型重型货车可以选择空载时的质心高度为 420载时的质心高度取为530 距 轴距 车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距小时，上述指标均减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短，会带来一系列缺点，车厢长度不足或后悬过长，制动或上坡时 轴荷 6 转移过大，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏，车身纵向角震动过大，此外还会导致万向节传动的夹角过大等问题。 综合各方面数据选择重型货车的轴距 L=5200 第 3 章 制动器的结构型式及要求 汽车制动器除各种缓速装置外，几乎都是机械摩擦式的，即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，根据旋转元件的不同分为鼓式和盘式两大类，不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，鼓式刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，而且盘式制动器比鼓式制动器要贵些，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。 其工作原理如图 1、 2 制动蹄 3、 5 支承销 4 制动鼓 图 式制动器工作原理 带有摩擦片的制动蹄 1、 2通过支承销 5、 3铰装在制动底版上。制动时，轮缸活塞（转动凸轮轴）对制动蹄施加张开力 P，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓 4表面上。这是制动蹄 1、 2 分别受到制动鼓作用的法向反力 1Y 、 2Y ，和切向力 1X 、 2X ，而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的制动力矩 （ 1X + 2X ） R，（ 从而达到使汽车减速的目的。 制动系应满足如下要求： (1)能适应有关标准和法规的规定。 7 (2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。 (3)工作可靠。 (4)制动效能的热稳定性好。 (5)制动效能的水稳定性好。 (6)制动时的操纵稳定性好。 (7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求 。 (8)作用滞后的时 间要尽可能地短。 (9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。 (10)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。 (11)能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰。 (12)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 6。 式制动器的结构形式 鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图 3它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮 旋转方向对制动效能的影响均不同。 8 图 3动器的结构形式 鼓式制动器的各种结构形式如图 3示。 图 3式制动器示意图 （ a）领从蹄式（用凸轮张开）；（ b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（ 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 不同形式鼓式制动器的主要区别有：（ 1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（ 2）张开装置的形式与数量不同。（ 3）制动时两蹄片之间有无相互作用。 因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有 9 差别 ，并使制动效能不一样。 在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径 ）与输入力 0F 之比，即 0R 式中， 制动效能的稳 定性是指其效能因素 的敏感性。使用中 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 的变化敏感性小。 从蹄式制动器 如图 3-2(a)、 (b)所示，图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向 (制动鼓正向旋转 )，蹄 1 为领蹄，蹄 2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄相互对调。制动鼓正、反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。由图 3-2(a)、 (b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称增势 蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。 对于两蹄的张开力 21 的领从蹄式制动器结构，如图 3-2(b)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值 由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。 对于如图 3a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而作用于两蹄的张开力 必然有 力矩平衡方程为 : 0 式（ 式中： 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； 地面作用于车轮上的制动力，之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反， N； 车轮有效半径， m。 令 fT/即制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。F 的方向相反，当车轮角速度 0时，大小亦相等，且寸、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。当加大踏板力以加大fT，F 均随之增大。但地面制动力 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 式（ 式中 轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对车轮的法向反力。 当制动器制动力F 达到附着力轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即成为与 平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0 以后，地面制动力 到附着力制动器制动力F 的 增大使摩擦力 矩 17 图 动器制动力与踏板力关系曲线 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 g 式（ )(12 g 式（ 式中 ： G 汽车所受重力； L 汽车轴距； 1L 汽车质心离前轴距离； 图 车制动时整车受力分析图 2L 汽车质心离后轴距离； 汽车质心高度； 18 g 重力加速度； 汽车制动减速度。 若在附着系数为 （我们选择在沥青路面上制动，则选取 =路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力为 21式 (式中 q（ 制动强度，亦称比减速度或比制动力； 1 2 前后轴车轮的地面制动力。 此时 等于汽车前、后轴车轮的总的附着力F，亦等于作用于质心的制动惯性力 有 F = G = 式（ 则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的表达式： )( 21 式（ )( 12 式（ 在本设计中，重型货车在满载时的基本数据如下： 5200L 轴 距 1 7 5 % 3 9 0 0 质 心 距 前 轴 的 距 离211300L L L 车所受的重力 32 0 . 1 3 9 . 8 1 0 1 9 7 2 7 4aG m g N，同步附着系数 =车满载时的质心高度 1 5 3 0 m 。 重型货车在满载时的基本数据如下： 1 6 3 % 3 4 8 4 质 心 距 前 轴 的 距 离11716L L L 故 满载时：1 2 0 1 3 0 9 . 8 ( 1 3 0 0 1 5 3 0 0 . 8 )5200Z = 2 0 1 3 0 9 . 8 ( 3 9 0 0 1 5 3 0 0 . 8 )5200Z =载时： 1 8 1 3 0 9 . 8 ( 1 7 1 6 1 4 2 0 0 . 8 )5200Z =19 2 8 1 3 0 9 . 8 ( 3 4 8 4 1 4 2 0 0 . 8 )5200Z =以上两式可求得前轴车轮附着力为 : )()( 221 式 (后轴车轮附着力为 : )()( 112 式（ 故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： 1 2 0 1 3 0 9 . 8 ( 1 3 0 0 1 5 3 0 0 . 8 ) 0 . 85200F = 2 0 1 3 0 9 . 8 ( 3 9 0 0 1 5 3 0 0 . 8 ) 0 . 85200F =载时前、后轴车轮附着力 1 8 1 3 0 9 . 8 ( 1 7 1 6 1 4 2 0 0 . 8 ) 0 . 85200F =2 8 1 3 0 9 . 8 ( 3 4 8 4 1 4 2 0 0 . 8 ) 0 . 85200F =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。 由式 (式 (（ 难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮 20 同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 2121 式 ()/()(/ 122121 式 (式中 1 前轴车轮的制动器制动力，111 f ； ； 2 后轴车轮的制动器制动力，222 f ； 1 前轴车轮的地面制动力； 2 后轴车轮的地面制动力； 1Z ， 2Z 地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； 1L ， 2L 汽车质心离前、后轴距离； 汽车质心高度。 由式 ( ( )2(421121222 式中 L 汽车的轴距。 将上式绘成以1为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 图 如果汽车前、后制动器的制动力1曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数 的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动1为汽车制动器制动力分配系数 ： 1112f F 式（ 图 载与满载时理想制动力分配曲线 21 则： =g2 式（ 代入数据得空载时： =载时： =于在附着条件限定的范围内，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。又 由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装 步附着系数 式 (表达为： 112 式 (上式在图 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、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 线与 点，可求出 =0,则称线与 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，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式 0 式 (满载时： 0 5 2 0 0 0 . 4 8 5 1 3 0 01530 =载时： 0 5 2 0 0 0 . 5 4 8 1 7 1 61420 =用附着系数就是在某一制动强度 发何生任车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。 动器最大制动力矩 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1Z,2式（ 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 22 122 21式（ 式中 1L,2L 汽车质心离前，后轴距离； 0 同步附着系数； 汽车质心高度。 通常，上式的比值：轿车约为 车约为 动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 1 2 2 式（ 式中：1 前轴制动器的制动力，11； 2 后轴制动器的制动力，22； 1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。 根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准 可得有效半径70 2 h 式（ 2 式（ 由式（ 式（ 得 1 2 h = 197274 1 3 0 0 0 . 8 1 5 3 0 0 . 8 5 7 05200 = 2 = 1 0 2 4 5 1 0 = 23 第 5 章 制动器的设计计算 式制动器的结构参数 动鼓内径 D 输入力 0F 一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但 D 的增大（图 5轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于 20 30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，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。 图 5式制动器主要几何参数 制动鼓直径与轮辋 直径之比 / 乘用车 /4 商用车 /3 制动鼓内径尺寸应参考专业标准 309 1999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 125货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小 80计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表 5 24 表 5动鼓最大内径 轮辋直径 /2 13 14 15 16 20 制动鼓最大内径 /车 180 200 240 260 - 货车、客车 220 240 260 300 320 420 初选轮辋直径 20 英寸，则轮辋直径0 08 而对应的制动鼓最大内径 D =420， /20/508=满足货车对制动鼓直径与轮辋直径比值的要求。 擦衬片宽度 b 和包角 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，并且增加了成本。 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 ,即 12( ) / 3 6 0A D b 式（ 5 式中： D 制动鼓内径（ b 制动蹄摩擦衬片宽度 ( 12, 分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。 摩擦衬片的包角 通常在 9 0 1 2 0 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角9 0 1 0 0 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 虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于 120，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。 摩擦衬片宽度 b 较大可以降低单位压力，减小磨损，但 常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过 条件来选择衬片宽度 计时应尽量按擦擦片的产品规格选择 外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如表5 而单个摩擦衬片的摩擦面积 ，衬片宽度 ，即 ： A 式（ 5 式中 , 是以弧度为单位，当 A， R， 确定后，由上式也可初选衬片宽 25 表 5动器衬片摩擦面积 汽车类型 汽车总质量 t 单个制动器总的衬片摩擦面积 A /轿车 10000车与货车 2050为 150250005000 600制动鼓各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压 力越小，从而磨损也越小。 本设计中，摩擦衬片包角 ，制动蹄摩擦衬片宽度 C/动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列可取 b=140 由式（ 5 1002 1 0 1 4 0 5 1 2 . 8 6180A R b 单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积 =2A=如表 6擦衬片宽度 由式（ 6得 12( ) / 3 6 0 4 2 0 1 4 0 ( 1 0 0 1 0 0 ) / 3 6 0 1 0 2 5 7 3A D b 擦衬片起始角 0 摩擦衬片起始角o如图 5常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。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。 0 9 0 ( / 2 ) 4 0 26 动器中心到张开力 0F 作用线的距离 e 在满足制动轮 缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取 左右 。 取 172e 动蹄支承点位置坐标 a 和 c 应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使 c 尽可能小（图5初步设计可取 =c=42 a=10=168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，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。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，后者对蹄式制动器非常重要。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 数可达 般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。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 f =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，取 f =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。 在本设计中选取 f = 定凸轮式（ S 型凸轮）气制动器的制动器因数计算 固定凸轮式气制动器在结构上属于绕支撑销式领从蹄制动器，因其凸轮只能绕固定轴转动，作用于领蹄和从蹄上的张开力 P 不等，使领蹄的效能有所下降，而从蹄的效能有所增长。这样，固定凸轮式气制动器的总的平均制动器 因数可按下式计算： 12224 B F B F 式（ 5 单个领蹄的制动蹄因数 ： 27 )(1 式（ 5 单个从蹄的制动蹄因数 ： )(2 式（ 5 上两式中 2 式 （ 5 2c o o 0 式（ 5 式中： 00a 角 对 应 的 圆 弧 ， 单 位 为 弧 度 。以上各式中的有关结构尺寸参数。 336h ， 210r ， ， 168a ， 0 100 ， 3 200 。 图 5承销式制动蹄 将数值代入式 (式 (算得： A 入式（ 5式（ 5算得： 128 2得到的结果代入式 ( 动力的计算 需的制动力计算 根 据汽车制动时的整车受力分析，由之前的分析得： 地面对前、后轴车轮的法向反力 )(21 g )( 12 g 汽车总的地面制动力为： 21前、后轴车轮附着力为： )()( 221 )()( 112 故所需的制动力 F 需 = )()( 112 式 (= 2 0 1 3 0 9 . 8 ( 3 9 0 0 0 . 8 1 5 3 0 ) 0 . 85200 =61216 N 动器所能产生的制动力计算 由制动器因数 表达式（即，1）， 式 (它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入 29 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 f 式 (式中 制动器的摩擦力矩； R 制动鼓的作用半径； P 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 )的平均值为输入力。 由调压器调节的储气罐压力，一般为 安全阀限定的最高压力则为 里我 们选择储气罐压力最小为 由张开力计算公式 (Q 制动气室的推杆推力； h Q 力对凸轮轴轴线的力臂； 2a 两蹄的张开力 选择 h 104， a 42 。 制动气室的推力计算公式 (活塞式制动气室的工作面积0A m 620 1 1 0 得到 Q 14070 N ； 代入式 (，得到 P 34840N ； 由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力 P R/34840210/575 30 = 由于本设计是三轴，这里的后轴乃是实际的中轴和后轴的等效轴。 所以后轴能产生的制动力 F=4*4 N =2 F=61216N 故所设计制动器结构参数合理。 动蹄片上的制动力矩 在实际计算中采用由张开力 图 开力计算用简图 图 动力矩计算用简图 增势蹄产生的制动力矩可表达如下： 111 式 (式中 1N 单元法向力的合力； 1 摩擦力 1作用半径 (见图 由力 1N 与张开力 1P 的关系，得出制动蹄上力的平衡方程式： 0)s c o sc o s 111101 x 式 (01111 x 式 (式中 1 1x 轴与力 1N 的作用线之间的夹角 支承反力在 31 得 )s c 11111 式 (对于增势蹄： 11111111 )s i n( co s/ f 式 (对于减势蹄： 22222222 )s i n( co s/ f 式 (为了确定 1 ， 2 及 1 ， 2 ，必须求出法向力 N 及其分量。如果将 图 作是它 投影在 1x 轴和 1y 轴上分量则有： 4/)2s i i n2(s i ns i n m a a x x 式 ( 4/)2c o s2(c o ss i nc o s m a a x y 式 (因此 )2)2r c t a n ( c o)a r c t a n( 式 (式中 。 式 (并考虑到 221 式 (则有 22 )2s i i 2c o c o s/)c o s( c o R 式 (如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的 和 同 ，显然两种蹄 的 和 值 也不同。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 式 (由之前的计算可得上式各参数如下： 22 = 22 42168 =h=a+c=172+168=340 25 125 则： 21 2s r c t a n= c o s ( 2 2 5 ) c o s ( 2 1 2 5 )a r c t a n 1102 3 . 1 4 s i n ( 2 1 2 5 ) s i n ( 2 2 5 )180 32 = 2 212 4 (