汽车电磁制动器设计毕业论文.doc

汽车电磁制动器设计毕业论文1.1课题研究目的与意义1.1.1研究目的随着社会生产力的提高，科技的不断发展使人们对汽车驾驶的舒适性及便捷性的要求不断提高，所以汽车行业中出现了无人驾驶的概念。无人驾驶汽车是一种集自动控制、体系结构、人工智能、视觉计算等众多技术于一体的智能汽车。然而无人驾驶汽车最重要的一点就是安全性能一定要极高，防抱死制动系统是无人驾驶汽车的重要组成部分。电磁制动器用电缆代替管路，提高制动器的灵敏度、可靠性高、安装方便、尤其是制动系统安装简单可靠，并永远避免了泄露和气阻的现象发生，控制器设计方便更利于实现ABS，电磁制动器的研究为汽车自动化、智能化提供了必备条件。电磁制动器对于汽车安全性的提高起着至关重要的作用，如果一辆汽车不具备防抱死系统，那么在汽车进行紧急刹车时，轮胎会被锁死，导致车辆失控发生侧滑。然而日常行车时，驾驶员要经常反复性踩制动踏板来防止汽车轮胎锁死。该系统还可以时刻了解轮胎情况，在轮胎即将锁死时及时做出相应反应。有效的避免汽车在行驶时发生侧滑或翻车。电磁制动器是一种新型的制动器，与传统的气压式、液压式相比电磁式制动器有其突出的优点，正在被我们越来越多的关注。1.1.2 研究意义本课题的选择是让学生运用所学有关汽车制动器知识对汽车电磁制动器进行设计与研究。由于汽车电磁制动器目前还在研究当中，所以学生的能力得到充分锻炼，能够使学生更多更好的了解制动器设计方面的知识。通过对本课题的研究使学生可以完成理论课程与实践相结合。1.2课题研究现状及分析1.2.1电磁制动器的简介 汽车制动系统的功用是使行驶中的汽车根据行驶条件或驾驶员的意愿，减速、停车、保持某一定稳定速度或一停使的汽车保持不动。电磁制动系统比液压制动系统控制信号传递迅速、硬件简单及易于集成化。 制动器是机械系统中用于产生阻碍活动部件运动或者运动趋势的力或力矩的装置。其主要由制动架、制动件、操纵装置等组成。制动器的实质是将制动器中运动部件产生的动能转变成其他形式的能。由于旋转元件的形状不同，汽车制动器可分为鼓式制动器和盘式制动器。本次我们研究的是鼓式制动器，原因是一般轻型轿车是前轮制动力大于后轮，后轮主要使其辅助制动作用所以后轮会采用成本比较低的鼓式制动器，就是所谓的前盘后鼓式制动器。目前电磁制动器在汽车领域的应用还局限于重型汽车例如：房车、拖车、挂车。由于重型汽车的车速一般不会太高制动力不会太大，所以采用四轮鼓式制动器。鼓式制动器按受力不同分为领从蹄式制动器、双领蹄式和双向双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、増力式制动器。 在本课题中前轮采用单向增力式制动器，由于其制动效能很高，居各式制动器之首，而且结构比较简单。后轮则采用领从蹄式制动器，其效能稳定，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易于调整蹄片和制动鼓之间的间隙。 电磁制动器的并不是一个新兴事物，它早在其他领域已应用广泛例如：起重机绞盘制动、电梯制动等。电磁制动器的是现代工业中一种理想的自动化执行元件，主要起传递动力和控制运动等作用。电磁制动器的工作原理是 当有电流通过电磁制动器磁性线圈时，电磁力吸合刹车片，使用刹车片释放制动盘，这时传动轴带着制动盘正常运转或者启动。当切断电磁制动器的电流时，那么刹车片脱离制动盘，制动盘与刹车片及法兰盘之间生产摩擦力矩，使用传动轴快速停止。电磁制动器一般由磁轭 、衔铁、 线圈 、弹簧等部件组成。失电释放制动 可以调整衔铁和磁轭之间的气隙(气隙越小，作用力越大)和磁轭上面的紧盯来达到更大的力矩要求。电磁制动器是一种将轴或者回转体使其制动、停止或者保持的装置，而利用电磁力来动作的就称之为电磁制动器或者电磁刹车器。电磁制动器分为电磁粉末制动器、电磁涡流制动器和电磁摩擦式制动器。在本课题中选用的是电磁摩擦式制动器，其原理是激磁线圈通电产生磁场，通过磁轭吸合衔铁，衔铁通过联结件实现制动。 电磁制动器不仅考虑满足轿车常规制动性能要求的前提下，还需要考虑汽车的有限空间。因而需要对制动器増力机构进行有效的设计计算，使其能利用最小的空间占有率达到最有效的増力效果。电磁制动器的核心部件就是电磁铁，一般的电磁铁分为交流和直流两种供电方式。由于汽车上的供电方式是直流供电，而且直流电磁具有节能、长寿、生产工艺简单、低噪音等交流电磁所不具备的特点。1.2.2国外汽车电磁制动器研究现状 随着电子技术的发展，对于世界汽车技术领域来说最显著的成就就是防抱制动系统（ABS）的实用与推广。随着大规模集成电路和超大规模的集成电路的出现，以及电子信息处理技术的高速发展，ABS已经成为了性能可靠、成本日趋下降的具有广泛应用前景的成熟产品。一些国家与地区（例如：欧洲、日本、美国等）已经制定相关法规，令ABS系统成为汽车的标准配置。 现在国外已经将电磁制动器运用在拖车和房车上，制动技术国外仍处于实验研究阶段，郧古德里奇、ABS、霍尼韦尔等公司对汽车电制动技术均取得了自己的专利。1903年，斯特克勒（Setckel）首先申请了一种电磁制动装置的专利。1936年，鲁尔.塞瑞真（Raoul Sarazin）首次将电磁制动技术应用到汽车上。1.2.3 国内汽车电磁制动器研究现状 随着电子技术的不断成熟与提高，电磁制动系统将是机动车制动系统发展的新方向。我国江苏大学也曾研究过一种新型电磁制动器，是应用于挂车上的鼓式摩擦型电磁制动器，电磁制动器的是国内外挂车制动的发展方向。而在国内我们的这个技术才刚刚起步，处于初级阶段。1.3研究的基本内容、拟解决的主要问题 1、本文研究主要包括以下几个方面： 1). 制动器机械结构设计研究，包括机构整体构造，关键零件的设计。 2). 研究汽车鼓式制动器的组成、结构与设计。 2). 设计并制造汽车电磁制动器,包括制动方式的设计、材料的选择、制动辅材料的选择及电磁线圈的设计。 3).电磁铁组件的设计和理论的分析，根据所需的制动力矩确定出电磁铁的相关参数。例如：线圈的匝数、线圈的励磁电流、铁芯的尺寸。 4).制动性能分析与研究，对设计好的制动器研究其制动时间响应，制动能力，噪声，发热与散热等问题。 同时选择最切合题目要求的方案进行设计、分析、计算、校核，主要包括：计算电磁制动器电磁铁的主要参数并对其进行校核计算；对增力机构进行计算校核；最后应用计算机辅助制图绘制总成装配图、零件图，并撰写设计计算说明书。2、拟解决主要问题 过滤并收集汽车电磁制动器的相关资料； 确定制动器主要参数：(制动鼓内径、摩擦衬片宽度和包角、摩擦片起始角、制动 器中心到张开力作用线的距离、制动蹄支承点位置坐标)。 计算鼓式制动器的制动鼓、制动底板、制动轮缸等主要部件的参数。 绘制装配图； 绘制并完成零件图； 完成设计说明书。 1.4技术路线及研究方法收集汽车电磁制动器的相关资料鼓式制动器的设计及校核领从蹄式制动器的设计及校核单向增力式制动器的设计及校核.电磁制动器的电磁体部分的设计及校核绘制装配图绘制零件图完成设计说明书研究方法： 确定总体方案：以电磁铁为动力来源，通过机械增力机构将电磁力放大并推动摩擦衬块从而产生制动，然后分别设计机械增力机构和电磁体部分。 通过对理论的分析并利用Pro/e、ANSYS、CAD等机械建模、动力学分析、有限元分析软件辅助设计，既而完成本课题的初步设计。按照设计参数制作该制动器的原理样机。 第2章 制动器总体方案设计2.1 制动器结构型式的选择汽车车轮制动器主要用于行车制动系统，同时也有驻车制动之用。汽车制动器的形式主要有摩擦式、液力式、和电磁式等三种。汽车电磁式制动器虽然有作用滞后性能好、而且易于连接接头可靠等优点，但是由于成本太高，只运用在部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用于缓速器上。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器2。摩擦式制动器按照摩擦副的结构不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式制动器只用于中央制动器；鼓式制动器和盘式制动器应用最为广泛。鼓式制动器广泛应用于商用车，同时鼓式制动器结构比较简单、制造成本低廉。鼓式制动器分为外束型鼓式制动器和内张型鼓式制动器。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，制动蹄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凸缘上；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，故又称为带式制动器。现外束型鼓式制动器主要用于中央制动器的设计1。作为一款轻型载货商用车，考虑到制造维修成本以及制动效能等方面因素，采用四轮鼓式制动器。鼓式制动器可按照其制动蹄的受力情况的不同分类(见图2.1)，鼓式制动器的制动效能与制动鼓的受力平衡情况以及车轮旋转方向对制动效能（振动频率）的影响均不同2。 （a） （b） （c） （d） （e） （f）（a）领从蹄式（凸轮张开）；（b）领从蹄式（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）双向增力式图2.1鼓式制动器简图制动蹄按照其制动鼓的旋转方向和张开时的转动方向是否一致，有领蹄与从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中属中等；前进和倒退行驶的制动效果是不变的；结构较简单，而且成本低；便于附装在驻车制动驱动机构上；易于调整蹄片之间的间隙。在乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器2上得到较广泛的应用。轻型商用车总质量较小，因而采用结构简单，低成本的领从蹄式鼓式制动器。本文前轮采用了増力式鼓式制动器，后轮则采用了领从蹄式鼓式制动器。2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择制动器根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而按力的传递方式不同又分机械式、液压式、气压式三类，如表2.1所示。表2.1 制动驱动机构的结构型式制动力源力的传递方式用途型式制动力源工作介质型式工作介质简单制动系（人力制动系）司机体力机械式杆系或钢丝绳仅限于驻车制动液压式制动液部分微型汽车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伺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制动系空气液压伺服制动系制动液简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠(故障少)，还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中2。液压式简单制动(通常简称为液压制动)用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短(0.10.3s)；工作压力高(可达1020MPa)，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动块的压紧机构)，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高(液压系统有自润滑作用)。液压制动的主要缺点是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0.3s0.9s)，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件继动阀(亦称加速阀)以及快放阀；管路工作压力低，一般为0.5MPa0.7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式(常压式)与开式(常流式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压)一般可达0.05MPa0.07MPa；空气伺服制动的伺服气压一般能达到0.6MPa0.7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于总质量在1.1t1.35t以上的轿车和装载质量在6t以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6t12t的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。CA1041总质量4.06t，本次设计采用真空助力式伺服制动系统。2.3 本章小结本章主要对轻型商用车制动系统的总体设计进行了比较和论证选择，通过对制动器的结构型式、制动驱动机构的结构型式，制动管路布置的结构型式三个方面对制动系统进行了整体上的选择。10第3章 制动器设计计算 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。3.1 轻型商用车的主要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表3.1所示表3.1 CA1041商用车整车参数已知参数车型东风小康V22轴距L（mm）2820整车整备质量（Kg）1250满载质量（Kg）1700满载时质心距前轴中心线的距离（mm）1420满载时质心距后轴中心线的距离（mm）1400空载时质心高度（mm）805满载时质心高度（mm）7893.2 制动系统的主要参数及其选择3.2.1 同步附着系数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，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下三种情况4。1、当时线在曲线下方，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、当时线位于曲线上方，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、当时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。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。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率（或称附着力利用率）来表示，可定义为 （3.1）式中：汽车总的地面制动力； 汽车所受重力； 汽车制动强度。当时，利用率最高。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。 对于制动强度在0.150.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图3.1）之间，则认为满足条件要求；对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足的要求4。参考与同类车型的值，取。图3.1 除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求3.2.2 制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知： （3.2）式中：汽车轴距，mm； 制动力分配系数； 满载时汽车质心距前轴中心的距离；满载时汽车质心距后轴中心的距离； 满载时汽车质心高度。求得： 进而求得 （3.3） （3.4） 式中：制动强度； 汽车总的地面制动力； 前轴车轮的地面制动力； 后轴车轮的地面制动力。 当时，故，；。 此时，符合GB126761999的要求。 当时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表3.2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.10.20.30.40.50.60.72473.45238.08344.611862.315878.622716.337000.80.0620.13150.20950.29780.39870.51490.55740.6210.65750.69830.77460.79730.85820.9290GB126761999符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表3.3 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.622716.30.51490.8582GB126761999符合国家标准3.2.3 制动器最大的制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。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 成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为： （3.5） 式中：汽车质心离前、后轴的距离； 同步附着系数； 汽车质心高度。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 （3.6） 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； 作用于后轴车轮上的地面法向反力； 车轮的有效半径。对于选取较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动力矩为 （3.7） （3.8） 式中：该车所能遇到的最大附着系数； 制动强度； 车轮有效半径。Nm Nm单个车轮制动器应有的最大制动力矩为 、的一半，为2457.22 Nm 和1258.22Nm。3.3 制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入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 （3.9）式中：制动器效能因数制动器的摩擦力矩； 制动鼓或制动盘的作用半径； 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。 对于鼓式制动器，设作用于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，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： （3.10） （3.11）整个鼓式制动器的制动因数则为 （3.12）当时，则 （3.13）蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图3.2所示作用于衬片的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 及为结构尺寸，如图3.2所示。图3.2 鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即 （3.14）由上式得领蹄的制动蹄因数为 （3.15）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图3.2所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即 （3.16） （3.17）由式(3-15)可知：当趋近于占时，对于某一有限张开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35范围内，当张开力时，相差达3倍之多。图3.3给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数对摩擦系数 的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。1领蹄；2从蹄图3.3制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系由图3.3也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，因此其效能稳定性最好。3.4 制动器的结构参数与摩擦系数3.4.1 鼓式制动器的结构参数1、制动鼓直径 当输入力一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径的尺寸受到轮辋内径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，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直径的尺寸。由于CA1041采用14的轮辋所以取，制动鼓直径与轮辋直径之比的一般范围为：货车 。=35.56mmmm2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm。摩擦衬片的包角通常在范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角时磨损最小，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。综上所述选取领蹄，从蹄单个制动器摩擦面积： （3.18） 式中：单个制动器摩擦面积，mm2 制动鼓内径，mm； 制动蹄摩擦片宽度，mm； 分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。cm2表3.4 制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）由表3.4数据可知设计符合要求。3、摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3.4所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。领蹄包角从蹄包角图3.4鼓式制动器的主要几何参数4、张开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图3.4）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际情况取mm。5、制动蹄支销中心的坐标位置与如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取mm，以使尽可能地大，初步设计可暂取，根据设计的实际情况取mm。3.4.2 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。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=0.350.4已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可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。3.5 制动器的设计计算3.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。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。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：（1）制动鼓、蹄为绝对刚性；（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由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。如图3.5所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为 = （3.19）式中；制动蹄的作用半径。由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为图3.5 制动摩擦片径向变形分析简图从图3.5中的几何关系可看到=因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 (3.20)式中：摩擦片上单位压力。 即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90的径向上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式 （3.21） 式中：W磨损量； K磨损常数； 摩擦系数； 单位压力； 磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。图3.6 作为磨损函数的压力分布值通过分析计算所得压力分布规律如图3.6所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系： （3.22）式中：磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。结果表示于图3.6。3.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算 如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得：（1）定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向； （2）参见3.4.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令； （3）在张开力P作用下，确定最大压力值。参见图3.7，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得 ph=RMsind-R(R-Mcos)sind （3.23）据此方程式可求出的值。图3.7 制动蹄摩擦力矩分析计算 （4）计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) （3.24） （5）由公式(3.9)导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领从蹄制动器的制动因数进行分析计算。 单个领蹄的制动蹄因数BFTl (3.25) 单个从蹄的制动蹄因数BFT2 (3.26)以上两式中： 以上各式中有关结构尺寸参数见图3.8。 整个制动器因数为 图3.8 支承销式制动蹄3.5.3 制动蹄片上的制动力矩1、鼓式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。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图3.8所示。 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： (3.27)而摩擦力产生的制动力矩为 在由至区段上积分上式，得 (3.28)当法向压力均匀分布时， (3.29)式（3.24）和式（3.25）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法则更为方便。图3.9 张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下： (3.30)式中:单元法向力的合力；摩擦力的作用半径(见图3.9)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： (3.31)式中：轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。解式(3.27)，得 (3.32)对于增势蹄可用下式表示为 (3.33)对于减势蹄可类似地表示为 (3.34)图3.10 制动力矩计算用图为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将(见图3.10)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（3.23）有： (3.35)因此对于领蹄： (3.36)=式中：。根据式(3.24)和式(3.26)，并考虑到 (3.37)则有(3.8)=0.183对于从蹄： =式中：则有： (3.38)=0.179 由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。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 （3.39）由式（3.33）和式（3.34）知=0.3=0.09对于液压驱动的制动器来说，所需的张开力为 Nm (3.40)计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： (3.41) (3.42)成立，不会自锁。由式(3.24)和式(3.29)可求出领蹄表面的最大压力为： (3.43)=1.26式中：，见图3.9；，见图3.10；摩擦衬片宽度；摩擦系数。因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。3.6 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 (3.46)式中：汽车回转质量换算系数；汽车总质量；，汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的货车取=18m/s；制动减速度，m/s2，计算时取=0.6；制动时间，s；Al，A2前、后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 (3.47) 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜，但当制动初速度低于式(3.40)下面所规定的值时，则允许略大于1.8W/mm2，盘式制动器比能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。W/mm2 W/mm2因此，符合磨损和热的性能指标要求。3.7 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 (3.48)式中：各制动鼓的总质量；与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/（kgK），对铝合金c=880 J/（kgK）；与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；制动鼓(盘)的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15)；L满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，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、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 (3.49)式中 满载汽车总质量；汽车制动时的初速度；汽车制动器制动力分配系数。盘式制动器：鼓式制动器由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。 3.8驻车制动计算图3.11为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (3.50)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (3.51) 图3.11 汽车在坡路上停驻时的受力简图根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由 (3.52)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 (3.53)汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 (3.54)一般对轻型货车要求不应小于16%20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值 (因)，并保证在下坡路上能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上限为Nm3.9 制动器主要零件的结构设计3.9.1 制动鼓制动鼓应具有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。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸