车辆工程毕业设计（论文）-Santana2000制动器设计【全套图纸】 .doc

摘 要汽车发展至今所用制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上，但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故轻型车一般还是使用前盘后鼓式。因为本次设计为轿车的设计，故采用前盘后鼓式。本说明书主要设计了santana2000轿车制动器。首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定方案采用前盘后鼓式制动器。除此之外，还对前后制动器及主要部件的参数进行了选择和计算。同时也对santana2000后轮鼓式中的驻车制动器进行了参数的选择和计算。关键词：制动；鼓式制动器；盘式制动器；制动盘；制动鼓abstractcar development has been the brakes are almost friction type, can be divided into two categories: drum and disc. the main advantage of the disc brake is on the braking can quickly braking, cooling effect is better than that of drum brake, braking performance of constant qualitative good, drum brakes, the main advantage is the brake shoe piece of wear less, low cost, convenient in maintenance, because of drum brake system of absolute power far higher than disc brakes, so commonly used to rear wheel drive the truck on but because in order to improve its efficiency and must be put on the brake braking force system, make the increased cost is higher, so general or use qianpan units hougu type. because the design for the design of the car is adopted, qianpan hougu type. this manual mainly designed santana2000 cars brake. first this paper reviewed the automobile braking system development, structure, classification, and through to the drum brake disc brake and the structure of the advantages and disadvantages and analyzed. final qianpan scheme adopts the hougu type brake. in addition, the brakes and before and after the parameters of the main parts of the selection and calculation. at the same time santana2000 rear wheels of the car brake drum in the parameter selection and calculation. keywords: brake; drum brake; disc brakes; brake disc; brake drum 35第1章 绪 论1.1汽车制动器的研究的目的和意义全套图纸，加153893706汽车制动器是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停止的汽车停在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构，汽车制动器直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，停车可靠，汽车制动器的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好，制动器工作可靠的汽车才能充分发挥其性能。应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可利用其机械力源（如强力压缩弹簧）实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备的，因为普通的手力驻车制动器也可以起到应计制动的作用。1.2国内外研究现状目前，汽车所用都制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器：盘式制动器主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,便于安装像abs那样的高级电子设备。 在轿车、微型车、轻卡、suv及皮卡方面：在从经济与实用的角度出发，一般采用了混合的制动形式，即前车轮盘式制动，后车轮鼓式制动。因轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%80%，所以前轮制动力要比后轮大。生产厂家为了节省成本，就采用了前轮盘式制动，后轮鼓式制动的混合匹配方式。采用前盘后鼓式混合制动器，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动性能的要求比较高，这类前制动器主要以液压盘式制动器为主流，采用液压油作传输介质，以液压总泵为动力源，后制动器以液压式双泵双作用缸制动蹄匹配。目前大部分轿车(中档类如夏利、吉利、神龙富康捷达)、微型车（长安之星、昌河、丰田海狮、天津华利、江铃全顺）、高端轻卡（东风小霸王、江铃、瑞风、南京依维柯）、suv及皮卡（湖南长丰、江铃皮卡）等采用前盘后鼓式混合制动器。2004年我国共产此类车计110万辆以上。但随着高速公路等级的提高，乘车档次的上升，特别上国家安全法规的强制实施，前后轮都用盘式制动器是趋势。在大型客车方面：气压盘式制动器产品技术先进性明显，可靠性总体良好，具有创新性和技术标准的集成性。欧美国家自上世纪90年代初开始将盘式制动器用于大型公交车。至2000年，盘式制动器（前后制动均为盘式）已经成为欧美国家城市公交车的标准配置。我国从1997年开始在大客车和载重车上推广盘式制动器及 abs防抱死系统，因进口产品价格太高，主要用于高端产品。2004年7月1日交通部强制在7-12米高型客车上 “必须”配备后，国产盘式制动器得以大行其道。北京公交电车公司、上海公交、武汉公交、长沙公交、深圳公交、广州公交等公司，都在使用为大客车匹配的气压盘式制动器。生产厂家主要有：宇通公司2004年产20000多辆客车，其中使用盘式制动器的客车已占一半多；宇通公司自制底盘部份是由二汽在eq153前后桥基础升级更改的，每年有10000多套。二汽东风车桥用eq153前后桥改型匹配气压盘式制动器的前后桥总成约占6000套以上，是宇通公司最大的气压盘式制动器桥供应商。宇通公司每年需在一汽采客车底盘3000多台，一汽客底2004年供了2000多台，其中带盘式制动器占一半以上。如一汽客底采用4e前转向系统配置气压盘式制动器前桥、11吨420后桥装在6100（10米）豪华客车上； 7吨盘式前桥与13吨435后桥配装在6120（12米）豪华客车上等，都是宇通公司市场前景较好，利润附加值很高的车型。江苏金龙客车的7-9米高型客车客车采用湖桥供带盘式制动器的车桥2004年在5500台左右。厦门金龙客车10-12米高型客车以上客车、丹东黄海客车10-12米高型客车、安徽凯斯鲍尔等等国内知名的大型厂家均已在批量生产带盘式制动器的高档客车。重型汽车方面：作为重型汽车行业应用型新技术，气压盘式制动器的已经属成熟产品，目前具有广泛应用的前景。2004年3月红岩公司率先在国内重卡行业中完成了对气压盘式制动器总成的开发。2005年元月份中国重汽卡车事业部在提升和改进卡车底盘的过程中，在桥箱事业部配合下压盘式制动器在重汽斯太尔卡车前桥上的成功“嫁接”，解决了令整车厂及用户困扰已久的传统鼓式制动器制动啸叫、频繁制动时制动蹄片易磨损、雨天制动效能降低等一系列问题。气压盘式制动器首次在斯太尔卡车前桥上的应用，也为今后开发重汽高速卡车提供了经验和技术储备。与此同时陕西重汽、北汽福田、一汽解放、东风公司、江淮汽车等国内大型汽车厂均完成了盘式制动器在重型汽车方面的前期型试试验及技术贮备工作，盘式制动器在某些方面可以说成为未来重卡制动系统匹配发展的新趋势15。综合以上各项，参照所给参数以现代汽车上实际采用的型式，确定设计的浮动钳盘式制动器在市场是有很大的开发前景的。鼓式制动器：鼓式制动器的主要优点是刹车蹄片磨损较少,成本较低,便于维修、由于鼓式制动器的绝对制动力远远高于盘式制动器,所以普遍用于后轮驱动的卡车上. 鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。对于制动效能而言，最低是盘式制动器；但制动效能稳定性却是盘式制动器最高。也正是因为这个原因，盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，而 santana2000作为乘用轿车他的安全性、舒适性、稳定性都要有所考虑而又因为它要批量生产所以要有较好的经济性，所以santana2000采用前盘后鼓式制动器 1。现代汽车由于车速的提高，对应急制动的可靠性要求更严格，因此在中、高级轿车和部分轻型商用车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。随着电子技术的飞速发展，汽车防抱死制动系统在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。它是基于汽车轮胎与路面兼得附着特性而开发的高技术制动系统。它能有效的防止汽车在应急制动时由于车轮抱死使汽车失去方向稳定性而出现侧滑或失去转向能力的危险，并缩短制动距离，从而提高了汽车高速行驶的安全性。1.3 对汽车制动器的研究主要内容和设计要求本设计研究的主要内容：设计完成汽车制动系统，包括制动系统的类型选择、总体布置形式，制动系统各零部件的结构设计和性能分析。设计要求：（1）各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家要求、法规制定的有关要求外，也要考虑到我的制动系统应符合现在国内汽车市场的低成本和高性能的要求。（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速器和制动距离两项指标来评定的。制动距离直接影响着汽车的行驶安全性 2。（3）工作可靠。（4）制动效能热稳定性好。汽车的高速制动、短时间的频繁重复制动，尤其使下长坡时的连续制动，均会引起制动器的温升过快，温度过高。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。（5）制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用而使摩擦副的摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动515次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另外也应防止泥沙等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。 （6）制动时的汽车操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。通过abs来调节前后轮的制动油压来实现。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一车轴上的左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15%时，会在制动时发生汽车跑偏 2。（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作仪方便性好，操纵轻便、舒适，减少疲劳。（8）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。（9）制动时不应产生振动和噪声。（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）制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中应有必要的安全装置，在行驶中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。（12）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现象。（13）作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间。1.4 设计目标 santana2000作为乘用车，最重要的就是其制动时的安全性，其次就是其舒适性、稳定性。本制动器的设计的目的就是达到上述目标。让制动距尽量短的情况下不感觉到颠簸，尽量做到稳定。第2章 制动器总体方案的确定2.1 制动器的分类以及其作用制动系统按功用分为行车制动系统、驻车制动系统、应急制动系统和辅助制动系统。汽车制动系至少应有前两套制动系统，而重型汽车或者经常在山区行驶的汽车要增设应急制动系统及辅助制动系统。行车制动器用于使行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动器已停驶的汽车驻留在原地不动的一套装置。应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。应急制动系统也叫第二制动系统，是在用于行车制动系统发生意外故障而失效时，保证汽车仍能实现减速或停车的一套装置。应急系统也不是每车必备的，因为普通的手力驻车装置也可起到应急制动的作用。辅助制动系统通常安装在常行驶于山区的汽车上，利用发动机排气或者电涡流制动等的辅助制动装置，可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持车速，并减轻或解除行车制动器的负荷。 按制动系统的制动能源分类（1） 人力制动系统以驾驶员的肌体作为惟一制动能源的制动系统。（2） 动力制动系统完全靠由发动机的动力转化而成的气压或液压形式的势能进行制动的制动系统。（3） 伺服制动系统兼用人力和发动机进行制动的制动系统。 人力目前仍是国内中低档车最为适合的制动能源，它符合了降低成本同时又有可靠的性能保证。所以我选择人力为我的制动系统的能源。按照能量的传输方式，制动系统又可分为机械式、液压式、气压式和电磁式。在行车制动系统上我选用液压式，反应迅速，性能好。而在驻车制动系统上我选用机械式，性能稳定，故障少。通过以上的分析，本次设计主要围绕行车制动系统和驻车制动系统来设计，而应急系统为了节省成本就利用现有的驻车系统来代替。本次设计的汽车使用范围是在城市内行驶，而且只属于制动器的设计，所以不设计辅助制动系统。2.2 制动器的主要参数的确定及计算经过预先在网上对santana2000轿车的查询，对轿车的基本数据有了大概的了解然后由指导老师的给定和本人的一些意见最终定了以下数据；表2.1 制动系统整车参数整车质量空载满载1550kg2000kg质心位置ab1.35m1.25m 质心高度空载满载轴 距0.95m0.85m2.6m 其 他最高车速车轮工作半径轮 胎同步附着系数160km/h370mm195/60r14 85h=0.6而对汽车制动性能有重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动器最大制动力矩与制动器因数等。2.2.1 制动力与制动力分配系数 根据公式： （2.1）得：2.2.2 同步附着系数同步附着系数是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定的。它是制动器动力分配系数为b的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称b线，与汽车理想的前、后制动器动力分配曲线i线的交点。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，汽车前、后车轮才会同时抱死，当汽车在不同w植的路面上制动时，可能出现以下3种情况。（1）当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，单失去转向能力。（2）当时：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）当时：制动时前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力 2。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因此汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会发生调头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况十分严重，所以现在各类汽车的值都均有增大趋势。轿车0.6；货车0.5。 （2.2）故取 2.2.3 制动器最大制动力矩应合理地确定前、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。双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或前后车轮同时抱死的制动力之比。通常上式的比值为轿车1.3 到1.6，货车为0.5到0.75。因此可知前后制动器比值符合要求最大制动力矩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。 由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩。计算公式如下： （2.3）式中：该车所能遇到的最大附着系数；q制动强度；车轮有效半径；后轴最大制动力矩；g汽车满载质量；l汽车轴距； =故后轴 =后轮的制动力矩为 前轴 前轮的制动力矩为 2.2.4 制动器因数制动器因数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 （2.4） 式中：制动器的摩擦力矩； 制动盘或制动鼓的作用半径； 输入力，一般取加于两制动蹄的张开力的平均值输入力。对于钳盘式制动器，设两侧制动块对制动盘的压紧力均为p，即制动盘在其两侧的作用半径上所受的摩擦力为2,此处为盘与制动衬块饿摩擦系数，于钳盘式制动器的制动器因数为 （2.5）对于全盘式制动器，则为 式中：摩擦系数； 旋转制动盘数目。取得对于鼓式制动器，若作用两蹄的张开力分别为，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为r，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩ttf1和t tf2，则两蹄的效能因素即制动蹄因素分别为 整个鼓式制动器的制动器因数则为当时，则有 蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确的分析、计算才能确定。假设在张力p的作用下，制动蹄的摩擦衬片与鼓之间作用力的合力n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a为结构尺寸。 图2.1鼓式制动器受力简图对领题绕支点a的力矩平衡方程，即 （2.6）由上式得到领蹄的制动蹄因数为 （2.7）代入参数得：=0.79当制动鼓逆转时，上述制动蹄则又成为从蹄，这时摩擦力的方向相反，用上述分析方法，同样可得出从蹄绕支点a的力矩平衡方程，即 （2.8）由上式得从蹄的制动蹄因数为 （2.9）代入参数得：=0.48 2.3本章小结本章先选定了要设计的制动系统的类型。然后确定了本设计的汽车的技术参数，通过这些参数，计算出了要设计的制动系统的制动力、制动力分配系数、同步附着系数、制动器最大制动力矩、制动器因数等重要参数。这些参数是保证该制动系统正常工作的前提。第3章 鼓式制动器的结构型式及选择3.1鼓式制动器的分类鼓式制动器的结构型式有多种，其主要结构型式如图3-15所示，并分述如下。 图3.1制动器结构图 鼓式制动器的简图如图3.2所示。不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同。制动时两块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、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样3.1.1领从蹄式制动器如图（a），（b）所示，若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），则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方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（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，故又称为增势蹄；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，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用。 图3.2领从蹄结构图 图3.3领从蹄结构图对于两蹄的张开力p1=p2=p的领从蹄式制动器结构，如图（b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。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相等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂轴承承受。制动时这种两蹄法向反力不能相互平衡的制动器又称为非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承产生附加的径向载荷，而且领蹄的摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。对于如图（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等。因此，作用与两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等；而作用于两蹄的张开力p1与p2则不相等；且必然有p1/p21或p1p2。由于两蹄的法向反力n1=n2在制动鼓正、反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种结构的特性的，实际上也是平衡式的。其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为0.60.8。由于凸轮需要用气压驱动，因此，这种结构仅用在总质量等于或大于10t的货车和客车上。 3.1.2 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。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（c）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，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。图3.4双领蹄结构图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，使制动效能大大下降。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。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。3.1.3双向双领蹄式制动器双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片。图3.4双向领蹄结构图无论是前进或者是倒退制动，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。当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄式制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相等。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。3.1.4 单向增力式制动器单向增力式制动器的两蹄片各有一个固定支点，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3.5单向增力式结构图汽车前进制动时，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。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，使调整蹄片间隙变得困难。车用其作为前轮制动器。3.1.5 双向增力式制动器双向增力式制动器的两蹄片端部有一个制动时不同时使用的公用支点，支点下方有一轮缸，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3.6双向增力式结构图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 5。3.2鼓式制动器的结构参数和摩擦系数1结构参数(1)制动鼓直径d或半径r当输入力p一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩就越大，且使制动器的散热性能越好。但直径d的尺寸受到轮辋直径的限制，而且d的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不应小于20mm30mm，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d的尺寸。另外，制动鼓直径 d与轮辋直径之比的一般范围为；表3.1 轮辋与制动鼓直径比车种轿车0.640.74货车0.700.83轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm150mm 。综上取得制动鼓内径d=235mm ，轮辋直径=356mm 。制动鼓外径256mm 3。（2）制动蹄摩擦衬片的包角b及宽度b如图3.7所示，包角b通常在b=范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角b=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b虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角b也不宜大于，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。选取b=。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5mpa的条件来选择衬片宽度b的。选取b=45mm 。（3）摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角通常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。根据=-（/2）=图3.7 制动蹄摩擦衬片参数（4）张开力的作用线至制动器中线的距离a 在满足制动轮缸或凸轮能布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高其制动效能。a=0.8r左右，求得a=99.6mm 。（5）制动蹄支削中心的坐标位置k与c制动蹄支销中心的坐标尺寸k应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可取c=0.8r左右，取c=99.6mm 。2摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅要希望其摩擦系数要高些，而且还要求其稳定性好。受温度和压力的影响小。不宜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0.30.5，少数可达到0.7。一般来说，摩擦系数愈高的材料，起耐磨性愈差。所以在制动器设计时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。选取f=0.3。3.3制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律由前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动蹄因数bf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。但用分析方法精确计算沿蹄片长度方向上的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性变形外，制动蹄、制动鼓以及支承也会有弹性变形，但与摩擦衬片的变形量相比，则相对很小。故在通常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可忽略不计。即通常作以下一些假定。（1） 制动鼓、制动蹄为绝对刚性体；（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。可根据图3.8来分析计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律和压力分布规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心转动dg角。摩擦衬片表面任意点沿制动蹄转动的切线方向饿变形即为线段，其径向变形分量是线段在半径延长线上的投影，即线段。由于dg角很小，可以认为=90则所求的摩擦衬片的径向变形为 （3.1）图3.8摩擦衬片的径向变形规律和压力分布考虑到，则由等腰三角形可知 （3.2）代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为 （3.3）通过上式可看出摩擦片的径向变形和压力都是关于张开角a的正弦函数。3.4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。增势蹄产生的制动力矩可表达如下： （3.4）式中：摩擦系数（前面以选择0.3）； 单元法向力的合力；摩擦力的作用半径。如图3.9求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡力方程式： （3.5）图3.9制动蹄对制动鼓的压紧力关系式中：支承反力在轴上的投影； 轴与力的作用线之间的夹角。对式（3.5）求解，得 （3.6）将式（3.6）代入（3.4），得增势蹄的制动力矩为 = （3.7）所以增势蹄的力矩是关于的直线函数。对于减势蹄同上。3.5摩擦衬块的磨损特性计算 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制动摩擦产生的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，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重。（1）比能量耗散率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 （3.8） （3.9）式中：汽车回转质量换算系数，紧急制动时，； ：汽车总质量； ，：汽车制动初速度与终速度；计算时轿车取； ：制动时间，；按下式计算 ：制动减速度， ，：前、后制动器衬片的摩擦面积； ,质量在的轿车摩擦衬片面积在。故取 ：制动力分配系数。则 轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0，故符合要求。=0.7轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于1.8，故符合要求。（2）比滑磨功磨损和热的性能指标可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量： （3.10）式中：汽车总质量 ：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，； : ：许用比滑磨功，轿车取1000j/1500j/。 （3.11）故符合要求。 式中：满载汽车总质量；制动器热容量和温升是否满足下列条件： （3.12）式中：各制动鼓（盘）的总质量； 与各制动鼓（盘）相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等）的总质量； 制动鼓（盘）材料的比热容，对铸铁c=482，对铝合金c=880； 与制动鼓（盘）相连的受热金属件的比热容； 制动鼓（盘）的温升（一次=30km/h到完全停车的强烈制动，温升不应超过15）； l满载汽车制动时由动能转变的热能，由于制动过程迅速，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、后制动力的分配比率给前、后制动器，即车制动时的初速度，可取=； b汽车制动器制动力分配系数。式中的=5kg, =20kg.将其他已知的参数代入式（4-8）得：前轮钳盘式制动器和后鼓式制动器的热容量和温升都满足。3.6制动蹄乘用车和总质量较小的商用车的制动蹄，广泛采用t形钢碾压或用钢板焊接制成；总质量较小的汽车的钢板制成的制动蹄腹板上往往开一条或两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，其目的是使衬片磨损较为均匀，并减小制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为，货车为 。摩擦衬片得厚度，轿车多为本设计取。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刚度较大，缺点是工艺复杂，且不易更换衬片。铆接的优点是噪声小。设计中选用粘接衬片。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。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁或球墨铸铁。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的保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。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。3.7制动底板制动底板是出制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各零件间的相互安装位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此他应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成型的制动底板均具有凹凸起伏的形状。重型汽车应采用可锻铸铁kth37012的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。3.8制动鼓制动鼓应当有足够的强度，刚度和热容量，与摩擦衬片材料相配合，又应当有较高的摩擦因数。制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。本设计是针对轿车，因此采用灰铸铁ht200制造的制动鼓（见图3.10）。制动鼓相对于轮毂的对中，是以直径为dc的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。其许用不平衡度对货车为。制动鼓壁厚的选取主要是刚度和强度方面考虑。本设计中制动鼓壁厚取。（a）铸造制动鼓；(b),(c)组合式制动鼓1- 冲压成型幅板；2- 铸造鼓筒；3- 灰铸铁内鼓筒；4- 铸铝合金制动鼓图 3.10制动鼓中型，重型载货汽车和中型，大型客车多采用灰铸铁ht200或合金铸铁制造的制动鼓(见图3-6（a）)；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成型的的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓（见图3-6（b）；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓（见图3-6（c）在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表现，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。制动鼓相对于轮毂的中如图3-6所示，是以直径为的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；对货车为。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由增至时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为；中，重型载货汽车为。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是ht20-40。3.9制动轮缸制动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，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁ht250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。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；双领蹄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。3.10驻车制动计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图3.11由该图得出汽车上坡停驻时的后轴附着力为 （3.13）同样求出汽车下颇停驻的后轴车轮的附着力为 （3.14）根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻的坡度极限倾角，即由 （3.15）求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 代入汽车参数，求得汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为代入汽车参数，求得 一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%20%。汽车后轴的单个后轮驻车制动器的制动力矩的最大上限为： （3.16）代入汽车参数求得 。 图3.11驻车受力简图3.11本章小结本章主要是对鼓式制动器进行了研究，研究了鼓式制动器的结构，然后通过查计算设计手册和计算获得了一系列参数，同时对驻车制动器进行了计算。通过这些参数可以确定制动鼓的直径，制动蹄、制动块的大小和需要的材料等等。同时也对驻车制动器进行了设计和计算。第4章 盘式制动器的设计与计算4.1 盘式制动器主要参数的确定 盘式制动器：盘式制动器主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好。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，降低摩擦衬快的单位压力和工作温度。但制动盘直径d受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径d选择为轮辋直径的70%79%；所以求得制动盘直径。2.制动盘厚度h制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。通常，实心制动盘厚度可取为；只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为，但多采用； 取。3.摩擦衬块内半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径与内半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时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。4.摩擦衬块厚度与摩擦面积