毕业设计（论文）-汽车鼓式制动器的设计与分析.docx

毕业设计说明书汽车鼓式制动器的设计与分析机械与动力工程学院学生姓名： 学号： 车辆工程学 院： 专 业： 指导教师： 2017年6月汽车鼓式制动器的设计与分析摘要随着汽车速度的不断变快和人们对汽车安全性要求的提高，汽车制动系统显得越来越重要。而鼓式制动器作为目前在经济型轿车中使用的最多的一种摩擦制动器。在本次设计中，根据参考车型的数据对制动系统进行设计。首先对制动系统的组成、制动系统主要部件的方案论证，其次是制动力矩的计算、鼓式制动器结构参数的设计、制动器相关参数的校核，最后对制动主缸和制动轮缸的直径工作容积的计算、制动踏板力与踏板行程的计算等方面进行了设计分析。设计所附的图纸对设计的结构能有更直观了解。在翻阅说明书的过程中结合图纸，这样就可以更加有效的理解设计的思想和意图。关键词：鼓式制动器，结构形式，选择设计，校核计算中北大学2017届毕业设计说明书全套图纸加扣3012250582 第 3 页 共 61 页Design and Analysis of Automobile Drum BrakeAbstractThe car brake system is becoming more and more important as the speed of the car becomes faster and the safety requirements are improved. The drum brakes are currently used as one of the most used friction brakes in economy cars.In this design, the braking system is designed according to the data of the reference model. First, the composition of the braking system, the main components of the brake system program demonstration, followed by the calculation of braking torque, drum brake structure parameters, brake related parameters of the check, and finally the brake master cylinder and brake wheel Cylinder diameter calculation of the working volume, brake pedal force and pedal stroke calculation and other aspects of the design analysis.Design drawings attached to the design of the structure can have a more intuitive understanding. In the process of reading the instructions in the drawings, so that you can more effectively understand the design ideas and intentions.Keywords：Drum brake，Structure，Select Design，Checking calculation中北大学2017届毕业设计说明书目 录1 绪论11.1 课题的研究目的及意义11.2 目前的发展现状及趋势21.3 本课题的主要内容及目的21.4 本章小结32 鼓式制动器的工作原理与结构分析42.1 汽车制动系统的介绍42.2 鼓式制动器基本工作原理52.3 鼓式制动器的机构形式62.3.1 领从蹄式制动器72.3.2 双领蹄式制动器82.3.3 双向双领蹄式制动器92.3.4 单向自增力式制动器102.3.5 双向自增力式制动器102.4 各类型鼓式制动器特点的比较与选用112.5 本章小结123 制动器主要参数的确定133.1 制动力与制动力分配系数133.2 同步附着系数193.3 制动强度和附着系数利用率203.4 制动器最大制动力矩223.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数233.5.1 制动鼓内径D233.5.2 摩擦衬片宽度b和包角243.5.3 摩擦衬片起始角263.5.4 制动器中心到张开力P作用线的距离a263.5.5 制动蹄支承点位置坐标k和c26第页 共页 3.5.6 衬片摩擦系数263.6 本章小结264 制动轮缸直径与工作容积274.1 所需制动力计算274.2 确定制动轮缸直径274.3 本章小结295 制动器的设计计算305.1 领从蹄制动器的制动因数305.2 制动蹄片上的制动力矩325.3 摩擦衬片的磨损特性计算375.4 制动器的热容量和温升的核算395.5 行车制动效能计算405.6 驻车制动的计算415.7 本章小结436 制动器主要零件的结构设计446.1 主要零件的选择44 6.1.1 制动鼓446.1.2 制动蹄456.1.3 制动底板456.1.4 制动蹄支承456.1.5 制动轮缸466.1.6 摩擦材料466.1.7 制动摩擦衬片466.1.8 制动器间隙476.2 本章小结487 总结49附 录50参 考 文 献51第页 共页致 谢531 绪论1.1 课题的研究目的及意义众所周知汽车为人类带来了方便快捷的生活，而且汽车在不断的向更快，更舒适和更大的运载能力方向发展。根据人们不同的需求，汽车百年从很早以前的单一化不断的向多种类多用途发展，但总的目标基本还是更快更安全更环保。随着汽车动力性不断的提升，汽车安全性显得越发的重要，而且汽车安全一直是设计者与使用者非常关心的问题。汽车安全是个系统问题，包括主动安全与被动安全等。而制动系统就是确保汽车安全行驶过程中最为重要的一套系统也是最基本的。而且很多汽车主动安全是建立在汽车制动系基础之上的，没有制动何谈安全。现在城市道路路况复杂，流量也越来越大，所以人们日常驾车行驶过程中用到制动系统的次数越来越多。尤其是堵车时走走停停时有发生。这就要求我们的制动系统必须拥有更高的性能和更长的使用寿命。我们不妨设想一下，在关键时候如果制动系统突然失效或出问题，那么可能会造成无法弥补的损失。那是汽车这个人类进步的工具可能就是夺走人们生命的杀人机器。现今汽车大多数都装配了两套制动装置。一个是汽车行驶中使汽车减速的行车制动装置1。另一个主要用于驻车使汽车停在固定的地方不产生自动滑动的驻车制动。行车制动和驻车制动这两种装置，必须具有独立的制动驱动机构，并且现在来说这也是标配。行车制动分液压和气压两种型式。液压式传递踏板力时依靠制动主缸、制动轮缸以及油路。用气压型式时需要压缩机、气路管路、储气筒、控制阀和制动气室等。由于交通事故大多都发生在汽车行驶过程中，所以行车制动装置就显得格外的重要。汽车诞生发展至今，随着汽车的百年发展，汽车的行车制动系统也不断的升级完善。形成各种各样的适应于不同环境的制动装置。现在大多数汽车使用行车制动器主要分为盘式制动器和鼓式制动器两大类。但在实际路况的使用过程中，这类摩擦制动器存在的问题还是比较多的。比如：受到路面条件和天气情况的影响较大，摩擦受热后制动效能下降比较快，在汽车涉水后存在严重的水衰退问题等等，并且鼓式制动器存在的问题相比盘式来说更加的严重和复杂。但是鼓式制动因其结构特性使得其无法为盘式所取代。单从制动力度方面看鼓式制动刹车力度远大于盘式，所以鼓式制动这一历史悠久的制动形式任由其研究价值。而且考虑到鼓式制动器在绝大多数经济型轿车后轮中仍被广泛使用，因此改进它机构中存在的问题，使其能够稳定、高效运行的研究对整个汽车行业的发展来说意义重大。1.2 目前的发展现状及趋势自从汽车作为一个工业产品登上历史舞台，汽车的制动系统的研发改进就不曾停歇。近些年来，车辆保有量激增，汽车最高车速不断刷新。所以对制动系统的研究发展更是进入了一个高潮期。制动器作为制动系统中的核心部件，针对它的研究与改进越来越多。现阶段制动器类型仍然以摩擦式制动器为主。摩擦式制动器的应用十分广泛，在各种车型与其他很多领域都能看到它们的身影。按摩擦副旋转元件的形式可分为鼓式和盘式2。在盘式中，滑动钳盘是目前应用最广泛的一种。盘式制动器的热稳定性和水稳定性以及抗衰减性比鼓式制动器好很多。出于可靠性和安全性考虑盘式制动被广泛应用。但盘式制动器的缺点也比较明显，它的效能低，对尘污和锈蚀的防护力较差，并且需要加装比较繁复的手驱动机构才能驻车制动，考虑到这些问题许多车的制动系统采用前盘后鼓的形式。而对于安装有再生制动能力电机的电动汽车和混合动力车，它能够回收部分制动能量3。作为一种新型的制动器，必然会对传统的制动器产生深刻的影响。电制动系统制动器并不是一个独立的新型制动器，它是在传统制动器技术的基础上演变而来的，最好的例证是它也分为盘式和鼓式两类。但鼓式电制动却在很大程度上克服了传统鼓式衰退性快等缺点。再加之其结构和制造工艺等相对盘式更简单，所以仍有极大的发展空间。随着信息电子技术的发展并在各个传统领域得到了充分的结合，让一些传统的东西也焕发生机。汽车也由传统意义上的纯机械装置向着模块化，集成化，电子化，车供能源的高压化的方向发展4。所以制动系统当然也不能例外。在博世、西门子、特维斯这些巨头汽车零部件厂商的积极推广和带领下，电制动系统必将是未来的主流，制动系统性能也将发生跨越式的发展。目前鼓式制动制动时产生制动尖叫问题也是很多人研究方向56。制动尖叫类似于扩音现象，在自激振动的情况下，一旦振动产生，就会扩大并变大。振幅越大，就需要更强的减弱能力以使振动停止。在振动过程中，制动摩擦片与制动鼓紧密接触，所以很难减弱振动。制动效果越好制动尖叫越容易出现。有人通过改进制动衬片来达到防止制动尖叫78。1.3 本课题的主要内容及目的本设计首先要明确设计的意义，然后根据给定车型新蒙迪欧的参数资料，收集国内外同类车型的相关技术资料，调查市场对车用制动器的需求的反馈，分析汽车制动器设计的趋向和定位。最后针对所给定车型确定鼓式制动器的设计方案。运用大学所学到的车辆工程专业的理论知识，对参考车型新蒙迪欧的后轮鼓式制动器进行结构的选择。然后进行汽车鼓式制动器的工程设计，包括结构、材料、主要工艺设计，以及有关参数的计算过程。其内容主要涵盖以下方面：汽车制动必需力的大小及其前后的分配比例；摩擦片的构造参数并计算使用寿命；根据摩擦片寿命及轮胎尺寸所要求的空间大小来决定制动器的形式、结构和参数；制动器的零件设计并衡量其部件用料、强度大小、使用寿命和装配工艺是否合符要求。为了满足越来越严格的环保标准，因此在满足车辆制动效能及安全要求的基础上尽量选择达到国家环保要求的材料。通过这次毕业设计将大学四年所学的专业知识进行整理和回顾。而且可以将所学知识应用到实际问题中去。不仅是对我专业知识的一次检验更是为我将来走上岗位解决这类问题打下基础。所以这次毕业设计的目的在于：1.将所学的知识进行整合和深化。2.巩固自己的CAD绘图技巧。3.进一步提高自己的阅读文献和分析资料的能力。4.培养作为一个工程师所需的严谨的精神。5.学会汽车中一些零部件的设计、计算和校核方法，为从事这方面工作做好准备1.4 本章小结本章简要分析了目前本设计研究课题的目的及意义还有发展现状等。2 鼓式制动器的工作原理与结构分析2.1 汽车制动系统的介绍为了乘员的安全考虑，汽车必须拥有以适当的减速度将汽车速度降下直至停车的能力。其次还要在下坡时保持稳定车速，能放心地停在原地甚至坡道上9。而这些恰恰都是由汽车的制动系统提供的保障。汽车的稳定驾驶与驻车和制动系统密不可分，面对不同路况与突发状况行驶系与制动系的配合至关重要。只有制动系统在任何路况下都能保持良好的工况，车辆的动力性才能够完全得到充分的体现10。也就是说，如果制动系统跟不上动力性的提升脚步，那么汽车在最高功率时车速难以控制。之前为汽车动力性能所做的提升也就等于无用功。一般制动系统包含制动器和制动操纵系统。制动行为的发生装置即制动器。而制动操纵系统是除制动器外其它一系列装置的总和。控制操纵系统的作用就是按照驾驶者的想法通过机械机构将驾驶员施加的踏板力传递到制动器与各部件。制动器得到控制系统传递过来的力的作用开始产生制动力。各个部件包括功能设备，控制设备，传动设备和制动力调节设备，报警设备，压力保护设备等11。大概构成见图2.1。图2.1 汽车制动系统的基本部件1-液压助力制动器 ；2-主缸和防抱死装置 ；3-前盘式制动器 ； 4-制动踏板5-驻车制动杆 ；6-防抱死计算机；7-后盘式制动器 2.2 鼓式制动器基本工作原理鼓式制动器几乎伴随着汽车这一伟大工业产物与人类智慧的结晶同时进入人们的视线。所以我们甚至可以在一百年前的汽车上找到鼓式制动器。随着汽车工业的发展，越来越多的制动器被研制出来并应用到汽车上，但是它也没有被历史长河所淘汰。因为它的可靠性以及强制动力即使应用在现代的汽车上仍十分出色，所以在许多车型上仍可以见到鼓式刹车的身影。可参考图2.2与2.3了解鼓式制动器构造。鼓式刹车的原理是运用制动蹄与制动鼓之间摩擦来使汽车减速停止。通过液压油路的液压力将制动泵活塞顶出。活塞带动摩擦片与运动的制动鼓面接触，产生摩擦力。将能量由摩擦效应转化为热量散发。鼓式制动的制动鼓内面就是制动器产生制动力矩的位置。所以它占用的空间在产生相同制动的前提下要比盘式制动器小很多。在一些载重型的货车上，轮圈的空间十分的有限，因而鼓刹体积较小但能产生较大制动力的特点非常适合这类车，所以一般货车等载货量大惯性大的运载车辆大多选择鼓式制动12。 图2.2 鼓式构造整体图 图2.3 鼓式构造分解图驾驶员踩下制动踏板时，刹车踏板便会推进活塞运动，接而压缩油路中的刹车油，通过液压油路传递压力到各个分泵的活塞。分泵活塞的运动推动制动蹄对制动鼓施加压力产生摩擦力矩。由于力矩的作用制动鼓的转速降低从而达到了刹车的效果。当中零部件的具体运动情况如下所述：如图2.4所示，汽车制动也就是驾驶员踩下制动踏板1的瞬间。推杆2压动主缸活塞3，由于受到压迫，主缸中的油液便经油管5淌进制动轮缸6从而促使活塞7顶动两制动蹄10，制动蹄就会绕支撑销旋转，达到张开的效果。这样摩擦片9便被紧压在了制动鼓的内表面上。由于压力的缘故制动蹄产生了一个与轮胎旋转方向相反摩擦力矩。轮胎与道路间有附着作用。所以车轮对道路作用一个向前的周缘力，同时道路也对车轮产生一个向后的地面制动力。当制动力通过车桥和悬架传递给了车架和车身时，汽车产生了一定的减速度，使得汽车减速甚至停车。汽车的减速度随着路面制动力的增大而增大，制动距离变短。所以容易看出，地面制动力除了和摩擦力矩有关外，还受到轮胎与地面间的附着情况影响。当制动完成后，随着驾驶员停止施加踏板力，液压油路失去压力，制动蹄在回位弹簧13的作用下将回复到先前的位置，同时带动活塞也回复到原来工位上。 图2.4 基本结构图2.3 鼓式制动器的机构形式鼓式制动器存在外束型和内张型两种，但外束型如今十分罕见了。所以这里我们不做分析。可以依据促动装置类型将制动器分为：凸轮式制动器、轮缸式制动器和楔式制动器13。由于凸轮式制动器大多用于气动传动中，大客车，货车等经常使用，不符合本课题的要求，所以轮缸式制动器就成为我们的首选。在不同的鼓式制动器中，处在平衡状况时，制动蹄对制动鼓施加的径向力的情况是不同的。制动蹄按其张开时的转动方向与制动鼓的旋转方向是否一致而分为领蹄和从蹄俩种类型。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，俩者不一致的则称从蹄14。不同形式的鼓式制动器的主要区别有：(1)蹄片鼓动支点的数量和位置不同；(2)张开装置的数量不同；(3)制动时两片蹄片之间有无相互作用。依据这一点可将鼓式制动器分为领从蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、双领蹄式制动器、双从蹄式制动器、单向自增力式制动器、双向自增力式制动器。下面分别对它们进行详细介绍。2.3.1 领从蹄式制动器领从蹄式制动器的构造见图2.5。鼓式制动器的制动鼓通过固连安装在轮毂上与车轮一起做圆周运动。制动底板是制动器的载体，上面装着一些零件。其上部装载的是制动轮缸，制动蹄的端部与轮缸活塞凹槽配合达到固连效果。而下部则通过圆孔套在偏心支承轴上面。制动底板上有螺栓孔，通过螺栓与后桥壳的凸缘铰接在一起。如图2.5所示。我们假设汽车前进时制动鼓的旋转方向与箭头所示方向相同。可见制动蹄1的支承点3在在箭头的方向上，因此在制动时制动轮缸6的活塞会将制动蹄的后端推开，这样制动蹄的旋向便与制动鼓的旋向是一致的，具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与领蹄对称的另一侧的制动蹄，它的支承点在箭头方向的后端，活塞施加的力作用在前端，所以其旋向与制动鼓的旋向相反，这种属性的制动蹄称为从蹄。当车辆挂上倒车档时，制动鼓变为反方向的转动，这时制动蹄1与制动蹄2的张开方向与先前相反即：蹄1为从蹄，2为领蹄。所以在制动鼓的正反转动中始终会存在一个从蹄和领蹄，这种类型的制动器就被称作领从蹄式制动器。Fs2FN1 FT1 Fs1FT2FN2图2.5 领从蹄式制动器示意图1-领蹄；2-从蹄；3、4-支点；5-制动鼓；6-制动轮缸；领从蹄式制动器受力情况如图2.5所示。在制动过程中两边的制动蹄所收到的轮缸对它的张力的大小是同等的，都是，两制动蹄在力的推动下绕着支承点向外偏转从而压在制动鼓上，同时由牛顿定律可知，制动鼓也会对两制动蹄施加法向反力、和相应的切向反力、。由力矩方向的判定原则可知，、对前制动蹄作用的力矩方向是相同的，所以在的作用下，将导致前制动蹄对制动鼓的压紧力增大，即变得更大。“助势”作用便是这样产生的，前面的制动蹄起到增大压紧的作用被称作助势蹄，相反的，的作用则趋向于使制动蹄与制动鼓分离，让变小，这种制动蹄制起到“减势”作用，被称作减势蹄。由于在制动过程中两制动蹄对制动鼓的作用是相反的，因此就导致了助势蹄的制动力矩大概是减势蹄的2至2.5倍。2.3.2 双领蹄式制动器为了进一步增强制动效果，可以将鼓中的两个制动蹄各用一个单向活塞的制动轮缸控制并且这两个制动轮缸是关于制动底板的中心对称布置的。这样的制动器便称作双领蹄式制动器。这种制动蹄中，前后制动蹄、轮缸和调整凸轮等零件都是关于制动底板中心对称的。为保证两轮缸的驱动油压相等，将两轮缸用一根油管相连。在前进制动时，俩个制动蹄便都成为了助势蹄，制动蹄片的磨损也近似于相等。但倒车时两蹄均为减势蹄，制动效能大幅下降15。图2.6 双领蹄式制动器结构示意图1-制动蹄；2-制动轮缸；3-制动鼓；4-回位弹簧2.3.3 双向双领蹄式制动器在汽车向前和后退的过程中，如果两蹄都起到助势作用，这种类型的制动器被称作双向双领蹄式制动器。结构见图2.7车辆前进时，两个制动轮缸两端的活塞在压力的作用下都会张开。制动蹄的上下两头一起被压住，这时双制动蹄将分别压住制动鼓内面。制动蹄与鼓面之间的摩擦力的作用使得两蹄都开始向制动鼓转动的方向转动。这将导致两轮缸活塞中各一对称端的活塞被压回，直至与轮缸端面完全靠合成为刚性接触，这时两蹄的工作状态便等同于双领蹄制动器中的两蹄的情况。倒车时也是如是16。图2.7 双向双领蹄制动器示意图2.3.4 单向自增力式制动器如图2.8单向增力式制动器的两蹄片下端经推杆相互连成一体。并且两蹄只有一个固定点。制动轮缸仅有一个活塞与第一制动蹄相连。汽车前向行驶刹车时，两蹄片都是领蹄。次领蹄没有轮缸活塞传递的力。由于领蹄片上的摩擦力通过推杆传递到次领蹄上，使得整体制动效能很高.居各式制动器之首17。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构相对简单。因两个蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。当车辆倒车刹车时，两蹄又皆是从蹄，使得制动效能很低。又因两蹄片上所受压强不同，造成蹄片磨损速度不同、寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故在双回驱动机构中不适用。另外由于两蹄片下部联动，使得调整蹄片间隙变得困难。一般用可调节顶杆体来调节，其顶杆长度是可以调动的。具体结构可参考下图。图2.8 单向自增力式制动器示意图1-第一制动蹄（领蹄）；2-制动蹄回位弹簧；3-夹板；4-支承销；5-制动鼓；6-第二制动蹄（次领蹄）；7-可调顶杆体8-拉紧弹簧；9-调整弹簧；10-顶杆套；11-制动轮缸；2.3.5 双向自增力式制动器在图2.9与图2.8的比较中可以发现，单向自增力式与双向自增力式的主要区别就在制动轮缸。容易看出，在双向自增力式中制动轮缸为双活塞制动轮缸，并且两制动蹄合用制动底板上端的支承销。因此，对这种制动器，它的制动效能在车辆前进或后退时都一样。但在前进或后退时，它的第一制动蹄则分别由前蹄和后蹄担当。在制动力方面，第二制动蹄不仅是增力领蹄，而且加上顶杆传给它的力要比制动轮缸给第一蹄的推力大很多。但是第二蹄与压紧销间的压力只取决于制动轮缸推力18。 图2.9 双向自增力式制动器示意图1-前制动蹄；2-顶杆；3-后制动蹄；4-制动轮缸；5-支承销2.4 各类型鼓式制动器特点的比较与选用1. 领从蹄式制动器在车辆向前或向后行驶过程中制动时性能不变，且其机械构成简单，成本较为低廉，在经稍许改造后便可安装驻车制动机构。其制动效能和稳定性在鼓式制动器中处于中等水平。因为这些特性使得其在货车与轿车后轮制动器应用广泛。2. 双领蹄式制动器的优点是在正向制动时拥有很高的制动效能，但其劣势也很明显，即在倒车制动时由于双从蹄的原因，制动效能降低很多。所以这种型式在中级轿车的前轮制动器较常见。并且由于拥有两个成中心对称的轮缸的缘故，很难安装驻车制动。3.双向双领蹄式制动器在汽车前进和倒车时能保持制动效能不变。因此在中、轻型载货汽车和部分轿车的后轮制动器中被广泛使用。在驻车制动中需要例外安装专门的中央制动器。4.单向自增力式制动器拥有极佳的正向制动效能，但倒车制动性确实所有鼓式制动器中最差的。所以仅在少数车辆上面作为前轮制动器。5.双向自增力式制动器作为驻车制动器时，其正反向制动效能都非常理想。双向増力式制动器多在高级轿车上使用。而且因其特性往往将其与驻车制动作为共用的制动器，但行车制动是由液压通过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拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正，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不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。综合对比以上各种制动器，增力式的效能最高，双领蹄第二，领从蹄式第三，还有一种双从蹄式效能最低，应极少使用，故未分析。而单从稳定性来看，排名与效能刚好相反，领从蹄式最佳，增力式最差。结合本次课题研究参考对象（长安福特新蒙迪欧）我们设计的是一款轿车后轮的鼓式制动器，从综合性能，技术成熟度和成本等因素方面考虑，我们选用领从蹄式制动器。因为领从蹄式制动器制动效能，效能稳定性等因素在所有类型的鼓式制动器中居于中等水平。符合家庭轿车对性能的要求，而且它结构简单，成本较低，维修方便，附装驻车制动机构时比较方便。所以选取支撑结构为浮式平衡支撑的领从蹄式制动器。2.5 本章小结 本章简要介绍了汽车制动系统，分析了鼓式制动器的工作原理。通过介绍各种鼓式制动器的特点与形式对各种鼓式制动器进行对比。并且根据本设计要求选取合适的后轮制动器。确定本设计为领从蹄式鼓式制动器。3 制动器主要参数的确定长安福特-新蒙迪欧的主要技术参数汽车轴距L=2850mm；汽车空载及满载时的总质量kg，kg；空载满载时的质心位置，包括质心高度mm，mm；空载满载时质心距前轴距离mm，mm；空载满载时质心距离mm，mm；车轮滚动半径mm；轮胎型号：235/50 R173.1 制动力与制动力分配系数汽车刹车时，若不管路面对车轮产生的滚动阻力矩与汽车回转质量的惯性力矩，那么对任一角度0的车轮，其力矩平和方程为 （3.1）式中：-制动力矩，也就是摩擦片上的摩擦力矩Nm； -道路对车辆产生的制动力，即地面与车轮胎面之间的摩擦力，也叫做地面制动力，方向是阻碍汽车行驶的方向，N； Re-车轮有效半径，m。令 Ff=Tf/re （3.2）并称为周缘力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，也叫做制动器制动力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等。且取决于制动器的结构形式，结构尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等。并与制动踏板力成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。然而地面制动力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 F=Z （3.3）或 max= F=Z （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。 当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时。车轮抱死并在道路上滑移。此后制动力矩为静摩擦力矩，而=/即成为与相平衡以阻碍车轮再转动的周缘力的极限值。当制动到=0以后，道路制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图3.1）19。图 3.1 制动器制动力，地面制动力与踏板力的关系根据汽车刹车时的整车受力简图分析，并且考虑到刹车时的轴荷转移。能够算出道路对前、后轴车轮的法向反力,为：= = （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。取附着系数=0.7；汽车空载和满载时由式（3.5）可算出前制动反力Z1和后制动力Z2为以下数值故 满载时：=12752.38N =6220.42N 空载时：=11388.00N =3909.79N由以上两式可求得表3.1 前、后轴车轮附着力车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载11388.003909.79汽车满载12752.386220.42汽车总的地面制动力为 =+=Gq （3.6）式中: q 制动强度， （q=） 比制动力或比减速度； ， 前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可计算出前，后车轮的附着力为= = （3.7） 由上式得知附着力与车辆结构，地面与车轮间的附着系数，车辆重力还与制动强度q（即驾驶员踏板力所引起的汽车减速度）的大小有关。在前后轮均抱死的情况下q=。这个时候前后轴车轮的制动器制动力、就是理想最大制动力，此时、和相等，所以有= = (3.8)满载： 空载： 当汽车附着系数固定在任意确定的路面上时，车轴的粘附性极为有限。制动力不是常数，而是制动强度q与制动力之间的函数。当汽车车轮制动制动功率足够时，根据汽车前后桥轴重分配、前后轮制动器制动功率分配、道路附着系数和坡度等，可能出现的情形有三种，即 （1）前轮先抱死拖滑后轮再抱死拖滑； （2）后轮先抱死拖滑前轮才抱死拖滑； （3）前，后轮同时抱死拖滑20。 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。 由式（3-6），（3-7）容易求得在任意附着系数的道路上，汽车车轮同时抱死也就是前，后轴车轮上的附着力一起被充分利用的条件是+=+=G = （3.9）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； ， 道路对前，后轴车轮的反力； G 汽车重力； ， 汽车质心离前，后轴距离； 汽车质心高度。 由式（3-9）可知，四轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是关于附着系数的函数。 从式（3-9）中消去附着系数，得 （3.10） 如果将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前，后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线。如图3.2所示。如果汽车前，后制动器的制动力，能按I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，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动与总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数。 = （3.11）联立式（2.8）和式（2.10）可得=带入数据得 满载时： = =0.679 空载时： =0.744由于粘着条件的限制，地面制动力与制动力的数值相同，故又称制动力分配系数。故又可通称为制动力分配系数。由于车辆的制动强度载荷分配并不是一直不变的所以需要装配感载比例阀之类的制动力调节装置，用以调节前制动器与后制动器制动力的比值，让它更贴近于理想的制动力分配曲线，也就是I曲线21。同时汽车应具有ABS防抱死制动系统，来增加汽车安全性。而EBD,ESP等主动安全装置，根据实际情况合理配置。图 3.2 制动力分配曲线3.2 同步附着系数 由式（3-11）可得表达式 = （3.12） 上式在图3.2中是通过坐标原点斜率为的直线。它是拥有制动器制动力分配系数的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数，则称线与I线交线处的附着系数为同步附着系数17。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是： （3.13）由已知条件以及式（3-13）可得满载时：=0.696空载时： 根据经验设计，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0.550.70；大型客车及中重型货车：0.450.65。故所得同步附着系数满足要求。我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及牵引车与挂车之间制动协调性要求也等采用了其内容见图3.3。根据参考车型长安福特-新蒙迪欧所求的值符合国标相关规定。图3.3 M1车辆3.3 制动强度和附着系数利用率 附着系数利用率= 当时，故，；。 此时，符合GB126761999的要求。 当时，可以生成的最大总制动力取决于前轮较先抱死的条件，即。此时求得： （3.14） （3.15） （3.16） 表3.1 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.10.20.30.40.50.61602.073290.085071.146953.178944.9911056.510.08440.17340.26730.36650.47150.58280.84440.86710.89090.91620.94290.9713GB126761999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，能够产生的最大的制动力，决定于后轮较先抱死的条件，即。此时求得： （3.17） （3.18） （3.19）表3.2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.70.813302.715858.00.7010.8361.0021.045GB126761999符合国家标准符合国家标准3.4 制动器最大制动力矩当车辆获得最大的制动力，则汽车的附着质量必然被完全利用，这时的制动力必与道路对车轮的法向力，是成正比关系的。同时为了使制动器的制动效能在一个稳定可靠的范围内波动，必须合理的分配前后轮的制动力矩。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前轮与后轮同时抱死的制动力之比为 = （3.20）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：轿车大致为；货车大致为。制动器所能生成的制动力矩，受车轮的计算力矩所约束，即 = （3.21） = （3.22） 式中： 汽车前轴制动器的制动力，； 汽车后轴制动器的制动力，； 作用于前轮上的地面法向反力； 作用于后轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。 根据参考车型的轮胎型为235/50 R17。由GB2978可得有效半径=333.4mm选取较大值的汽车常行驶在良好道路上，车速较高，后轮制动抱死会失去稳定而出现甩尾的危险性很大。当时，对应的最大制动强度，故所需的后轴与前轴的最大制动力矩为 = = = =式中：该车所能遇到的最大道路附着系数； 制动强度； 车轮有效半径。 后轮单个鼓式制动器的最大制动力矩应为的一半，为1015.253.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数3.5.1 制动鼓内径D输入力P一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D(图 2.6 )受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应留有一定的间隙，一般要求该间隙不小于20mm，否则不但制动鼓散热很差，并且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓还需要一定的壁厚，来吸收制动时的热量，以减小制动时的温升，还可以保持一定强度17。由选取的轮胎型号235/50 R17，得 Dr=1725.4=431.8mm制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下： 乘用车 D/Dr0.640.74 商用车 D/Dr0.700.83所以制动鼓直径D=276.4319.5mm由QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，取得制动鼓内径=300mm制动鼓直径与轮辋直径之比的范围：D/Dr=0.640.74；经过计算，初选数值约为0.695，属于0.640.74范围内。因此符合设计要求。图3.4 鼓式制动器的主要几何参数3.5.2 摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸的不同对衬片的使用寿命会产生相应的影响。如果衬片宽度尺寸取的窄一点，则磨损的速度就会快，摩擦衬片寿命短；若衬片的宽度尺寸取宽一点，则衬片的质量就会变大，不易加工，保证不了与制动鼓的接触率，并且增加了成本。根据统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表2.5。实验表明，摩擦衬片包角为：时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。角减小虽然便于散热，但单位压力过高导致衬片的加速磨损。实际上包角两头单位压力最小，因此过分加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且造成制动不平顺，制动器可能会自锁。因此，包角一般不大于120。衬片宽度b较大可以减少衬片的磨损，但过大将难以保证与制动鼓全面接触。初选衬片包角。 摩擦衬片宽度b取的较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大就难以实现与制动鼓全面接触。一般根据在紧急制动时以单位压力不超过2.5MPa为标准，参考国家标准选取摩擦衬片宽度b=45mm。表 3.3 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）通过查阅统计资料可知，制动器各蹄片摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即 (3.23)式中，是以弧度(rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积A=15045100/1803.14mm2=11775mm2=117.75cm2单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=235.5cm2，如表3.3所示，A在200300cm2范围内，故摩擦衬片宽度b的选取合理。3.5.3 摩擦衬片起始角 一般将衬片布置在制动蹄外缘的中央，即令=90-/2=。3.5.4 制动器中心到张开力P作用线的距离a 在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a(图 3.4)尽可能大，以提高制动效能。初取a=0.8R左