重型自卸汽车制动系设计-制动器设计【优秀汽车制动器全套课程毕业设计含3张CAD图纸】
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重型自卸汽车制动系设计-制动器设计
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河南科技大学毕业设计（论文）开题报告 （学生填表） 院系： 车辆与动力工程学院 2013 年 4 月 15 日 课题名称 重型自卸汽车设计（制动系统设计 ） 学生姓名 兰超 专业班级 车辆 093 课题类型 工程设计 指导教师 曹艳玲 薛运起 职 称 副教授 高工 课题来源 结合生产 1. 设计（或研究）的依据与意义 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。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的 45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。制动系既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。由此可见，汽车 制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。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 。 nts2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 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 ABS 制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子 ABS 制动系统、数字式电控 ABS 制动系统，等等。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 ABS、 TCS、 ESP)后，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， EMB 将最终取代 1 传统的液压 (空气 )制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向 。 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。 nts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 DT4，保证了空转力矩小、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。 nts3. 课题设计（或研究）的内容 （ 1） 参考同类车型 及整车参数，完成重型自卸汽车的制动系统结构方案选型与设计计算。 （ 2） 绘制制动系的总装配图、部件图和部分零件图，总工作量不少于 3 张 0 号图纸，其中至少一张一号机绘或手绘图。 （ 3） 编写设计说明书，内容不少于 12000 字，并要求计算机打印；编写不少于400 字的中文摘要，并翻译成外文。 （ 4） 要有 1 万字符与专业有关的外文翻译资料。 4. 设计（或研究）方法 根据所给技术指标，参考同类车型，首先确定制动系结构形式：汽车制动系设计为气压双回路动力制动系统。制动器均采用凸轮领从蹄式制动器，制动蹄采用浮式支撑，兼充驻车制动器 ，并可用于应急制动。之后确定制动器的结构参数与摩擦系数，进行制动器设计计算。对主要零部件进行结构设计与强度计算。再确定驱动机构结构形式并对其进行设计计算。最后根据计算数据绘制草图。 5. 实施计划 5 周： 调研、收集、分析资料； 6 周： 全组集体讨论，制定、确定总体方案； 79 周： 完成主要总图设计； 1012 周：完成零件图、部件图、设计说明书等； 13 周： 整理图纸及全部设计资料，上交所有设计资料； 14 周： 审核、互审评阅设计； 15 周： 答辩，评定成绩。 指导教师意见 指导教师签字： 年 月 日 研究所（教研室）意见 教研室主任签字： 年 月 日 nts I 重型自卸汽车设计（制动系设计） 摘 要 本次我们设计的课题是 64T 重型自卸汽车。我的任务是负责汽车的制动系的设计。该制动系统的主要用途是使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡的汽车速度保持平稳，以及使已停驶的汽车保持不动。 本次设计的制动系主要设计方案包含行车制动系统与驻车制动系统两套系统。结构形式方面选用凸轮驱动领从蹄式制动器。采用双回路气力驱动制动系统。前制动气室采用膜片式制动气室，后制动气室采用复合式制动气室。行车制动系统作用在前、后轮上。驻车制动系统为放气制动式，作用于中、后轮上，用手制动阀操纵。当 行车制动失效时，驻车制动可做紧急制动用。 本次制动系的设计在工作过程中安全可靠，在初速为 30km/h 时制动距离小于10m，驻车坡度大于 35%，制动轻便等都满足了设计要求；而且在任何速度下制动时，汽车都不丧失操纵性和方向稳定性。当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系都通过传感器传递信号对驾驶员给于音响或光信号等报警提示。从而提高行车安全性。 关键词 :制动系，制动蹄，气力驱动，凸轮 nts II DESIGN OF HEAVY-DUTY DUMP TRUCK (DENSIGN OF BRAKING SYSTEM) ABSTRACT The design of our 64T is the subject of heavy dump truck. My task is responsible for vehicle braking system design. The brake systems main purpose is to make teavelling in the car slow down or even stopping, the downhill speed of the car remained stable, and to stopthe car has to keep moving. The design of the braking system design options include road vehicl braking systems and brake system in the two systems. Structure in the form of optional cam drive leading trailing. Dual-circuit efforts to drive braking system. Brake chamber before a patch-brake chamber, after the brake chamber used composite brake chamber. Road brake sysrem of the former, on the rear. Braking system for traffic-gas-brake, in effect, the rear wheels, manipulated by hand Zhidong Fa. When the lane brake failure, the car brakes with emergency brake to do. The braking system design in the course of their work secure in the muzzle velocity of 30km/h when the braking distance of less than 10m, the slope is greater than 35% of car, brake light and so meet the design requirements and in any speed under the brake, do not lose control of the vehicle and direction of stability. When the brake drive any component failure and the destruction of its basic functions,through the vehicle braking system sensors send signals to the drivers to sound or light signals in the police and other tips. So as to enhance traffic safety. Keywords:Braking system, Brake shoes, Pneumatic-driven,Cam nts III 目 录 第一章 绪论 .- 1 - 1.1 本课题的目的和意义 .- 1 - 1.2 汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势 .- 1 - 1.3 鼓式制动器技术研究进展和现状 .- 2 - 1.4 研究重点 .- 3 - 第二章 汽车总体参数的选择及计算 .- 4 - 2.1 汽车形式的确定 .- 4 - 2.1.1 轴数 . - 4 - 2.1.2 驱动形式 . - 4 - 2.1.3 布置 形式 . - 4 - 2.2 汽车质量参数的确定 .- 5 - 2.2.1 质量系数 . - 5 - 2.2.2 汽车总质量 . - 5 - 2.2.3 载荷分配 . - 5 - 2.3 汽车主要数据的确定 .- 6 - 2.3.1 质心高度 . - 6 - 2.3.2 轴距 . - 6 - 第三章 制动器的结构型式及要求 .- 7 - 3.1 鼓式制动器的结构形式 .- 8 - 3.1.1 领从蹄式制动器 . - 10 - 3.1.2 单向双领蹄式制动器 . - 13 - 3.1.3 双向双领蹄式制动器 . - 14 - 3.1.4 双从蹄式制动器 . - 15 - 3.1.5 单向增力式制动器 . - 15 - 3.1.6 双向增力式制动器 . - 16 - 3.2 鼓式制动器方案的确定 .- 17 - 第四章 理想制动力及其分配 .- 17 - nts IV 4.1 制动力与制动力分配系数 . - 17 - 4.2 同步附着系数 . - 23 - 4.3 制动器最大制动力矩 . - 23 - 第五章 制动器的设计计算 . - 25 - 5.1 鼓式制动器的结构参数 . - 25 - 5.1.1 制动鼓内径 D . - 25 - 5.1.2 摩擦衬片宽度 b 和包角 . - 26 - 5.1.3 摩擦衬片起始角0. - 27 - 5.1.4 制动器中心到张开力 0F 作用线的距离 e . - 27 - 5.1.5 制动蹄支承点位置坐标 a 和 c . - 27 - 5.1.6 摩擦片摩擦系数 f . - 28 - 5.2 制动蹄片上的制动力矩 . - 28 - 5.3 行车制动效能计算 . - 30 - 5.4 驻车制动计算 . - 31 - 5.5 摩擦衬片的磨损特性计算 . - 33 - 第六章 制动 器的结构及主要零部件设计 . - 35 - 6.1 制动蹄 . - 35 - 6.2 制动鼓 . - 35 - 6.3 摩擦衬片 . - 36 - 6.4 摩擦材料 . - 37 - 6.5 蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 . - 38 - 6.6 制动支承装置 . - 40 - 6.7 张开机构 . - 40 - 6.8 制动蹄回位弹簧 . - 40 - 第七章 制动驱动机构的结构形式选择与设计计算 . - 41 - 7.1 制动驱动机构的结构形式选择 . - 41 - 7.2 气压驱动机构的设计计算 . - 42 - 第八章 结论 . - 45 - 参考文献 . - 46 - nts V 致谢 .- 47 - 外文资料 .- 48 - 外文资料译文 .- 54 - nts - 1 - 第一章 绪论 1.1 本课题的目的和意义 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。 1.2 汽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 ABS 制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子 ABS 制动系统、数字式电控 ABS 制动系统，等等。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 ABS、 TCS、 ESP)后，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， EMB 将最终取代 1传统的液 压 (空气 )制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。 nts - 2 - 1.3 鼓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 DT4，保证了空转力矩小、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。 nts - 3 - 1.4 研究重点 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。 nts - 4 - 第二章 汽车总体参数的选择及计算 2.1汽车形式的确定 汽车的分类按照 GB/T3730.1 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。 2.1.1 轴数 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 19t 的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥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 19t 以上的 公路运输车采用三轴形式，总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，所以采用三轴布置方案。 2.1.2 驱动形式 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。 2.1.3 布置形式 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。 所以本设计采用偏置式的布置形式，并且采用发动机前置后桥驱动。 nts - 5 - 2.2汽车质量参数的确定 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 am 、轴荷分配等。 本设计中给出装载质量em=41t。 2.2.1 质量系数 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 /em 0m。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 2-1）后，综合选定本设计中的质量系数值 表 2-1 不同类 型汽车的质量系数0m汽车类型 0m货车 轻型 0 80-1 10 中型 1 20-1 35 重型 1 30-1 70 由此可以确定质量系数 0m ， 0m =41000/23000=1.783。 2.2.2 汽车总质量 汽车总质量am是指装备齐全，并按照规定装满客，货时的整车质量。 商用 货车的总质量 am 由整备质量 0m 、装载质量 em 和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 10 65aem m m n Kg 式中，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=1，0m=23t， em=41t可得到总质量 ma=64.065t。 2.2.3 载荷分配 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。 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nts - 6 - 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 2-2 各类汽车的轴荷分配 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。 2.3汽车主要数据的确定 2.3.1 质心高度 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gh=1044mm，满载时的质心高度取为gh=1464mm。 2.3.2 轴距 轴距 L 对整备 质量、汽车总长、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=4580mm。 nts - 7 - 第三章 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 3-1 所示。 图 3-1 鼓式制动器工作原理 1、 2 制动蹄 3、 5 支承销 4 制动鼓 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，（ R为制动鼓工作半径），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。 (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。 nts - 8 - (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。 3.1鼓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 3-2），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。 nts - 9 - 图 3-2制动器的结构形式 鼓式制动器的各种结构形式如图 3-3a-f所示。 图 3-3 鼓式制动器示意图 （ 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。 nts - 10 - 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。 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 R 上所得到的摩擦力（ /MR ）与输入力 0F 之比，即 0MK FR 式中， K 为制动器效能因素； R 为制动器输出的制动力矩。 制动效能的稳定性是指其效能因素 K 对摩擦因素 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。 3.1.1 领从蹄式制动器 如图 3-3(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 3-3(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 PPP 21 的领从蹄式制动器结构，如图 3-3(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 3-3(a)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 P1、 P2 则不等，且必然有 P10 的车轮，其力矩平衡方程为 : 0eBf rFT （ 4-1） nts - 18 - 式中： fT 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； BF 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； er 车轮有效半径， m。 令 fF= fT/er(4-2) 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。fF与地面制动力BF的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小亦相等，且fF仅由制动器结构参数所决定。即fF取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大fT，fF和 BF 均随之增大。但地面制动力 BF 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 BF ZF （ 4-3） 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fF和地面制动力 BF 达到附着力F值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩fT即表现为静摩擦力矩，而eff rTF /即成为与 BF 相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 BF 达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力fF由于踏板力 PF 的 增大使摩擦力矩fT增大而继续上升如图 3.1。 nts - 19 - 图 4-1 制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 Z1， Z2 为： )(21 dtdughLLGZ g （ 4-4） )(12 dtdughLLGZ g （ 4-5） 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 4-2 汽车制动时 整车受力分析图 2L 汽车质心离后轴距离； gh 汽车质心高度； g 重力加速度； dtdu 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 =0.6）的路面上制动，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 GqdtdugGFFF BBB 21(4-6) 式中 q（gdtduq） 制动强度，亦称比减速度或比制动力； nts - 20 - 1BF，2BF 前后轴车轮的地面制动力。 此时 BF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 dtdum，即有 BF=F= G =dtdum（ 4-7） 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 ghLLGZ （ 4-8） )( 12 ghLLGZ （ 4-9） 在本设计中，重型货车在满载时的基本数据如下： 轴距 L=4580mm,质心距前轴距离 L1 =4580 78%=3528mm， L2 =L- L1 =1052mm，汽车所受的重力 G=mag=64065 9.8=627837N，同步附着系数 =0.6，汽车满载时的质心高度 hg=1464mm。 重型货车在空载时的基本数据如下： 质心距前轴的距离 1L =4580 63%=2870mm， 2L =L- 1L =1710mm，
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