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1毕业设计(论文) 开题报告题目：铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器设计一 设计（论文）进展状况1 在程老师的帮助下通过查阅相关资料，了解课题背景及发展，完成了开题报告，通过了开题答辩。2 在开题答辩完成后，对总体方案的设计进行了进一步的论证，通过对各种方案的比较。及综合轿车性价比的考虑最终采用领从蹄式制动结构。3 鼓式制动器主要参数的选择，具体的选择结果及依据如下：3.1 制动鼓内径 D输入力 P 一定时，制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升同时考虑到负载及制动力矩。由选取的轮胎型号 185/60R15，得 =1525.4=381mm。r故 =0.7381=266mmD由 QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 ，表 4.1 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20，22.5轿车 180 200 240 260 制动鼓最大内径/mm 货车 220 240 260 300 320 4203.2制动鼓的厚度 n轿车 7-12mm，货车 13-18mm，因此本次设计取 6mm3.3摩擦衬片宽度b和包角 2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 ，即 (1)RbA式中， 是以弧度 (rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积 A=1204090/1803.14mm 2=75 2m单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积 S=2A=150 ，如表 4.2 所示，摩擦衬片宽2度 b 的选取合理。3.4 摩擦衬片起始角 0令 =90 =90 =45 02/2/93.5 制动器中心到张开力 P 作用线的距离 a 应使距离 a 尽可能大，a=0.8R=0.8X120=96mm 。 3.6 制动体制动蹄支撑点位置坐标 k 和 c尽可能加大 k，减小 c 暂定： c=0.82R=0.82 120=98mm k=25mm3.7 衬片摩擦系数 f保持摩擦系数 =0.350.40 已无大问题。取 =0.38f3.8 鼓式制动器具体参数如下，D=240mm n=6mm b=40mm A=150cm2 f=0.3 a=96cm c=98cm k=25cm904 制动器设计计算4.1 雨燕轿车的主要参数数值整车质量：空载： 1040kg；m满载： =1340kg；质心位置：质心距前轴距离： =1190mm； 1L质心距后轴距离：L =1200mm；2满载前轴载荷 51%；满载后轴载荷 49%；质心高度：空载时：hg =600mm；满载时：hg=580mm；轴距： L=2390mm；车轮工作半径： =300mm；er轮胎规格：185/60R15；最高车速 165km/h。4.2 车辆前后轮制动力的分析其力矩平衡方程为: 0eBfrFT（2）3即 或 BFZ)3( ZFBmax ）（ 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；图 1 制动器制动力 ，地面制动力 与踏板力 的关系fFBFp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 为：21,Z)(21ghLG)(11ghLGZ（5） 取一定值附着系数 =0.8；所以在空，满载时由式（3.5）可得前后制动反力 Z为以下数值故满载时： NZ8.915).05812(390.51 2472空载时： 6.).6(.41NZ3081902380 4图 3.2 制动时的汽车受力图4 .3 汽车总的地面制动力为 GqdtugFBB21（6）式中 q（ ） 制动强度，亦称比减速度或比制动力；gdtu由以上两式可求得前，后车轮附着力为：qhgLGhgFLB221qhgLFB21（7）由已知条件及式（7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：满载时 ： NF64.7328.0)5190(238.41 59.空载时： 3.678.0)6190(238.41NF2.45.0 前，后车轮同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是：GBff 2121hgLFff 12/ ）（ 95式中 前轴车轮的制动器制动力， ；1fF 11ZFBf 后轴车轮的制动器制动力， ；2 2 前轴车轮的地面制动力；1B 后轴车轮的地面制动力；2 地面对前，后轴车轮的法向反力；1,ZG 汽车重力； 汽车质心离前，后轴距离； 21,L 汽车质心高度。hg由式（9）可知前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力 ， 是 的函数。1fF2f由式（9）中消去 得 （10）2 122141gf f fgghLGGFF 式中 L 汽车的轴距。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1f 2f配系数 ：（11）121fffF联立（10）和（11）可得 Lhg带入数据得满载时： 73.023958.102 Lhg空载时 2.6.2g6图 3.3 轿车的 I 曲线与 线由式（11）可得表达式 （12）12fF同步附着系数的计算公式是：（13）20gLh由已知条件以及式（13）可得满载时： 7.0581269.0230 hgL空载时 8.2390.20L4.5 制动器最大制动力矩双轴汽车前，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：（14） hgLZFf 1221式中 汽车质心离前，后轴距离；21,L 同步附着系数； 汽车质心高度；hgeef rhgLGrZT21max（15）max1ax2ffT（16）由式（15），式（16）可得 =2197.39ef rhgLG2ax1 mN3.987mfT单个车轮所产生的最大制动力据是 = =493.615ax2faf/后轮的最大制动力 F= N36.2598.0)510(3.42 F单个后轮最大的制动力 =1629.28N。74.7 确定制动轮缸直径制动轮缸对制动蹄作用力 P 与轮缸直径 及制动轮缸中的液压力 P 有如下关系：wd（17） pdw2考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压 = 812MPa ，取 P= 10MPa。P P由 ，及张开力的计算公式： 与制动器因数定义需能 FdPw24式可表示为： （18）需FrpBe/dw2需m2061.438693轮缸直径应在 GB752487 标准规定的尺寸系列中选取，缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 取得 =22mm。wd5 初步完成了鼓式制动的装配图。二 存在问题1 对制动器的装配图修改未完成。2 对鼓式制动主要零部件的校核没有完成有待继续完成。3 制动器的主要零件图绘制未完成。三 解决方法1 查阅相关资料对制动器进行进一步的合理设计完成装配图。2 查阅有关力学计算及强度校核的资料准确分析制动器的受力。3 由装配图拆画出零件图。四 后期安排第 9 周 对鼓式制动剩余部分进行结构设计计算，力学校核。第 10 周 完成鼓式制动装配图的修改。第 11-12 周 完成鼓式制动器的主要零部件图。第 13 周 撰写毕业论文整理所有图纸。第 14 周 整理此次设计的所有资料准备毕业答辩。8指导教师签字年 月 日0毕业设计 (论文)开题报告题目：铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器设计1一、毕业设计（论文）综述1.课题研究的目的及意义制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统，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。对汽车起到制动作用的是作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力都能对汽车起到制动作用，但这些外力的大小都是随机的、不可控制的。因此，汽车上必须装设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，使外界（主要是路面）对汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力，相应的一系列专门的装置即称为制动装置。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。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，可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。2.汽车制动器的国内外现状及发展趋势对制动器的早期研究侧重于试验研究其摩擦特性，随着用户对其制动性能和使用寿命要求的不断提高，有关其基础理论与应用方面的研究也在深入进行。目前，汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器被普遍使用 1。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，故低端车一般还是使用前盘后鼓式。而鼓式制动器的类型有很多主要有 2：（1）领从蹄式：当制动鼓正向或反向旋转时，总有一个领蹄和一个从蹄。（2）双领蹄式：当制动鼓正向旋转时两蹄均为领蹄，而当制动鼓反向旋转时两蹄均为从蹄。（3）双向双领蹄式：当制动鼓正向或反向旋转时两蹄均为领蹄。 （4）双从蹄式：当制动鼓正向旋转时两蹄均为从蹄，而当制动鼓反向旋转时两蹄均为领蹄。（5）单向自增力式：又称单向伺服式，仅在制动鼓的某一旋转方向上，才能借助摩擦力的作用使施加力的效能增高。（6）双向自增力式：又称双向伺服式，在制动鼓的正、反两个旋转方向上均能借助摩擦力的作用使施加力的效能增高。2汽车制动过程实际上是一个能量转换过程，它把汽车行驶时产生的动能转换为热能。高速行驶的汽车如果频繁使用制动器，制动器因摩擦会产生大量的热量，使制动器温度急剧升高，如果不能及时的为制动器散热，它的效率就会大大降低，影响制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象 3。在中高级轿车上前后轮都已经采用了盘式制动器。不过，时下还有不少经济型轿车采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器（即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器） ，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为轿车在紧急制动时，重心前移，对前轮制动的要求比较高，一般来说前轮用盘式制动器就够了。当然，前后轮都使用盘式制动器是一种趋势 4。在货车上，盘式制动器也有被采用的，但离完全取代鼓式制动器还有相当长的一段距离。现代汽车制动器的发展起源于原始的机械控制装置，最原始的制动控制只是驾驶员操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力，那时的汽车重量比较小，速度比较低，机械制动已经能够满足汽车制动的需要，但随着汽车自身重量的增加，助力装置对机械制动器来说越来越显得非常重要,从而开始出现了真空助力装置。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 5。2、本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施1.主要内容1.1 鼓式制动器方案分析 6,7（1）领从蹄式：当制动鼓正向或反向旋转时，总有一个领蹄和一个从蹄。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。（2）双领蹄式：当制动鼓正向旋转时两蹄均为领蹄，而当制动鼓反向旋转时两蹄均为从蹄。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，前轴的动轴负荷与附着力大于后轴，而倒车时则相反。（3）双向双领蹄式：当制动鼓正向或反向旋转时两蹄均为领蹄双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。（4）双从蹄式：当制动鼓正向旋转时两蹄均为从蹄而当制动鼓反向旋转时两蹄均为领蹄。 （5）单向自增力式：又称单向伺服式，仅在制动鼓的某一旋转方向上，才能借助摩擦力的作用使施加力的效能增高。由于制动时两制动蹄的法向反力不能相互平衡，3因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。（6）双向自增力式：又称双向伺服式，在制动鼓的正、反两个旋转方向上均能借助摩擦力的作用使施加力的效能增高。通过以上方案的分析和基于铃木雨燕轿车的性能参数选择出后轮鼓式制动器为领从蹄式。1.2 制动器设计计算根据铃木雨燕轿车的参数选择合适的参数数值，这其中包括对制动鼓内径 D 及制动鼓壁厚度的选取 ，摩擦片的宽度 b 和包角 ，摩擦片的起始角 0 ，制动器中心到张开力作用的距离 e 及摩擦片摩擦系数 f 等相关参数的合理选择 7。设计计算则主要是车辆前后轮制动力的受力分析，前后轮制动力分配系数 的确定，同步附着系数、附着系数利用率、最大制动力、最大制动力矩、张开力等的计算。1.3 主要零部件的结构设计对制动器的主要部件制动鼓、制动蹄、制动底板、制动蹄的支承、制动轮缸、摩擦片的结构进行设计，选择出最适合本课题要求的结构型式 8。同时对制动器的间隙调整机构进行合理设计 9。1.4 校核根据制动器的性能要求，主要校核制动器的热熔量和温升 10，制动器的校核，摩擦片所受力驻车制动的计算 ，汽车可能停住的极限上坡路倾斜角 ，车可能停住的极限下坡路倾斜角 11 。2.采用的研究方案、研究方法或措施 2.1 研究方案（1）了解汽车制动器的现状，熟悉其发展状况、详细构造和工作原理；（2）具体分析鼓式制动器中各类制动器的优缺点，在根据实际情况及铃木雨燕轿车的性能要求选出最优最适合的制动器。（3）根据铃木雨燕轿车的主要参数，对其后轮鼓式制动器进行结构设计与计算，实现其制动功能并满足动力性要求 12,13；（4）运用 AutoCAD 软件绘制制动器的总装配图以及主要部件的零部件；2.2 已知参数铃木雨燕轿车的基本参数如表 1 所示表 1 铃木雨燕轿车的基本参数最高车速 长/宽/高(mm)： 轴距 前轮距 后轮距 最小离间4三、本课题研究的重点及难点，前期已开展工作。1. 重点及难点（1）后轮鼓式制动器的工作原理以及强度校核。（2）合理分析制动器的受力。 （3）根据设计要求选择合理的设计参数。（4）运用二维软件绘制其装配图。2. 前期已开展工作在撰写开题报告之前已查阅了大量关于汽车制动器原理功能方面的书籍 14,15、期刊和手册，并详细了解了鼓式制动器设计的方法和主要步骤，通过进行了这些前期工作，使我对汽车鼓式制动器的功能、结构和工作原理都有了进一步的了解和认识，相信能比较成功地完成这次毕业设计。四、完成本课题的工作方案及进度计划第 1-2 周 消化课题题目，收集资料，明确设计的任务及要求； 第 3 周 撰写开题报告；第 4 周 熟悉 AutoCAD 软件和确定设计方案；第 5-8 周 设计计算制动器的主要零部件；第 9-10 周 对所设计的鼓式制动器进行校核；第 11-13 周 应用 AutoCAD 软件绘制鼓式制动器装配图及主要零件图；第 14 周 撰写毕业设计论文；第 15 周 进行毕业设计总结，整理资料，并作好答辩的准备；五、参考文献1 王望予.汽车设计M.吉林：机械工业出版社 ,20112 余志生.汽车理论.北京M ：机械工业出版社,20003 关文达.汽车构造M.吉林 :机械工业出版社,1999(mm)： (mm)： (mm)： 隙(mm)：165km/h 3695*1690*1510 2390 1470 1480 150最大功率(kW)：最大功率转速(rpm)：最大扭矩(Nm)：最大扭矩速(rpm)：整备质量(Kg)满载质量(Kg）67 6000 110 3500 1040 1340前轮胎规格 后轮胎规格 前轮辋规格后轮辋规 格前轮制动 后轮制动185/60R15 185/60R15 5.5JX15 5.5JX15 盘式 鼓式54 龚微寒.汽车现代设计制造M. 北京：人民交通出版社 ,19955 汽车鼓式制动器多目标优化设计: 米洁J6王国权.汽车设计 .课程设计指导书.M：机械工业出版社,20117 孟少农.汽车设计方法论 机械工业出版社,19928吴宗泽.机械零件设计手册M.机械工业出版社,20049吉林工业大学汽车教研室.汽车设计.北京：机械工业出版社 ,198110张洪欣.汽车设计M.北京：机械工业出版社 ,199911崔 靖.汽车构造M.陕西：陕西科学技术出版社 ,198412齐志鹏.汽车制动系统的结构原理及检修M.北京：人民邮电出版社，200214 A. Czinczel,A.Stegmanier. Braking Systems with ABS for Passenger Cars. Bosch Co Ltd.15 John Fenton. Handbook of Automotive Powertrains and Chassis Design. London and Bury st Edmunds, Uk: Professional Engineering Publishing Limited,1998.16 Rodolf Limpert. Brake Design and Safety (Second Edition). Warrendale,PAUSA:SAE,1998.6指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见）指导教师： 年 月 日 所在系审查意见：系主管领导： 年 月 日本科毕业设计( 论文)题目：铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器设计铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器设计摘 要近年来我国汽车市场迅速发展，特别是轿车汽车发展的方向。然而随着汽车速度的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动器则是汽车制动安全的重要部件之一。因此，如何开发出高性能的制动器，为安全行驶提供保障，是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。鼓式制动也叫块式制动，现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动蹄位于制动鼓内侧，刹车时制动蹄向外张开，摩擦制动鼓的内侧，达到刹车的目的。制动器在汽车中有着极为重要的作用，如果失效将会造成灾严重的后果，现代汽车上仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄鼓式制动器。本设计就摩擦式鼓式制动器进行了相关的设计和计算。在设计过程中，以实际产品为基础，根据我国工厂目前进行制动器新产品开发的一般程序，并结合理论设计的要求，首先根据给定车型的整车参数和技术要求，确定制动器的结构形式及、制动器主要参数，然后计算制动器的制动力矩、制动蹄上的制动力矩、制动效能因数、制动减速度、耐磨损特性、制动温升等，最终对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。另外在设计的同时考虑了其结构简单、工作可靠、成本低等因素。并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计。最后，完成装配图和零件图的绘制。关键词：汽车；制动；鼓式制动器ISuzuki Swift Care Rear Drum Brake DesignAbstractDrum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes.In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping.Key words：Drum brake；Braking torque；Brake efficiency factor；Braking deceleration；Brake temperature risingII目 录1 绪论.11.1 制动器设计的概念.11.2 制动器的研究现状.11.3 本次设计达到的目的.21.4 本次设设计要求.32 鼓式制动器方案分析.42.1 鼓式制动器的形式结构.42.2 鼓式制动器按蹄的属性分类.52.2.1 领从蹄式制动器.52.2.2 双领从蹄式制动器.62.2.3 双向双领从蹄式制动器.72.3 制动驱动机构的结构形式的选择.102.4 简单制动系.102.5 动力制动系.102.5.1 气压制动系.112.5.2 气定液压式制动系.112.5.3 全液压制动系.113 制动器的设计.123.1 雨燕轿车的主要参数.123.2 车辆前后轮制动力的分析.123.2.1 地面对前后轴轮的法向反力的计算.133.2.2 汽车总地面制动力的计算.143.2.3 动力分配系数与同步附着系数的计算.153.3 制动器的最大制动力矩.193.3.1 制动器的受力分析.193.3.2 制动器最大制动力矩的计算.193.4 确定制动轮岗直径.214 制动器的结构设计与主要参数的选择.224.1 主要参数的选择.224.1.1 制动鼓的内径 D.224.1.2 摩擦衬片宽度 b 和包角 .22III4.1.3 摩擦衬片的起始角 .2404.1.4 制动器张开力 P 的作用线的距离 a.244.1.5 制动蹄支撑点位置的坐标.244.1.6 摩擦衬片的摩擦系数 .24f4.2 主要零部件的结构设计.254.2.1 制动鼓的结构设计.254.2.2 制动蹄的结构设计.254.2.3 制动底板的结构设计.254.2.4 制动蹄的支撑设计.264.2.5 制动轮岗的结构设计.264.2.6 制动间隙.265 制动器性能分析.275.1 制动器的热熔量核温升效核.275.2 摩擦衬片的磨损特性计算.285.3 行车制动性能计算.305.4 驻车制动性能校核.316 制动间隙的调整. .336.1 非自动调整装置的使用缺点.346.2 自动调整装置的使用优点.346.3 摩擦限位式间隙自动调整工作基本原理.346.4 选择自动间隙调整装置的必要性.357 结论.36参考文献.37致谢.38附录.39毕业设计（论文）知识产权声明.40毕业设计（论文）独创性声明.4101 绪论1.1 制动器设计的概述制动器是保证行车安全的极为重要，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。对汽车起到制动作用的是作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力这些都能对汽车起到制动作用，但这些外力的大小都是随机的、不可控制的。因此，汽车上必须装设一系列专门装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，使外界（主要是路面）对汽车某些部分（主 要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力，相应的一系列专门的装置即称为制动装置。由此可见，汽车制动装置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。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，可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。 现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。1.2 制动器研究现状长期以来，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。1978 年，Brian Ingram 等提出一种蹄平动的鼓式制动器形式；这种制动器的制动蹄因为受到滑槽的限制，只能平动不能转动，因此没有增势效应，也没有减势效应，与盘式制动器类似，理论上制动效能和摩擦系数的关系是线性的，制动稳定性较好，同时，可以有效地防止传统鼓式制动器普遍的摩擦片偏磨现象，但制动效能因数较低。01997 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 26。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 1。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。1.3 本次设计鼓式制动器应达到的目(1)最大的制动减速度最大减速应大于 0.6g。(2)最大的制动距离在急刹车车速由 50km/h 减到 0km/h 刹车距离应小于18m。(3)制动温升在慢刹车时车速由 50km/h 减到 0km/h 温升不应大于 。 c06(4)制动时汽车操纵稳定性好。1.4 本次鼓式制动器的设计要求汽车制动器的设计是一项综合性、系统性的设计，它涉及到制动系统的整体设计和零件设计，设计要求中体现了既有对整体的要求，又有对各零件各自1性能的要求。对制动系整体性能，除了上面所说的以外，还有使用性能良好，故障少等要求。对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来的配合能力，协作能力良好，因此，在制动器设计前，应先提出制动系统综合设计方案。根据对制动器的要求，并配合制动器的结构形式的特点，参考近年来制动器设计趋势，综合设计题目要求等。22 鼓式制动器设计方案分析除了辅助制动装置是利用发动机排气或其他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，既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。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器。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，后者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突缘上（对车轮制动器）或变速器壳或与其相固定的支架上（对中央制动器）；其旋转摩擦元件固定在轮毂上，旋转的制动鼓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。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作某些汽车的中央制动器，现代汽车已经很少使用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器。2.1 鼓式制动器的形式结构图 2.1 鼓式制动器简图(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）双向増力式3鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图 2.1），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。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 2。2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类2.2.1 领从蹄式制动器如图所示，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)，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。领蹄所受的摩擦力使制动蹄压得更紧，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制动蹄离开制动鼓的趋势，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”作用使从蹄所受的法向反力减小。对于两蹄的张开力 的领从蹄式制动器结构，如图 2.1（b）所示，p21两蹄压紧制动鼓的法向反力应相等。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少。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器称为非平衡式制动器。液压或锲块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫简单非平衡式制动器。非平衡式制动器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。为使衬片寿命均匀。可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器 3。根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不同的结构方案，如图 2.3 所示：图 2.2 领从蹄式4图 2.3 领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整（c）双固定支点；偏心轴调整；（d）浮动蹄片；支点端2.2.2 双领蹄式制动器当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向为单向双领蹄式制动器。如图 2.1（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为对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同。图 2.4 单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，5前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前，后制动力分配（ ）并使前，后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于21ffF后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。2.2.3 双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如 2.1（d）所示。其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上或其他张开装置的支座上。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞或其他张开装置的两侧均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。图 2.5 双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整双向増力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为増力式制动器。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力 Q 要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向増力式制动器也是属于非平衡式制动器。图 2.6 给出了双向増力式制动器（浮动支承）的几种结构方案，图 2.7 给出了双向増力式制动器（固定支点）另外几种结构方案。双向増力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，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6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。图 2.6 双向増力式制动器（浮动支承）的结构方案（a）一般形式；（b）支承上调整；（c）轮缸上调整图 2.7 双向増力式制动器（固定支点）的结构方案（a）一般形式；（b）浮动调整；（c）中心调整上述制动器的特点是用制动器效能，效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。増力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，増力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构形式，结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时输出的制动力矩最小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动器效能因数或简称为制动器因数 BF（brake factor）来衡量，制动器因数 BF 可以用下式表达：(2.1) PfNBF/217式中 ： 制动器摩擦副间的摩擦力。21,fN： 制动器摩擦副间的法向力。对平衡式鼓式制动器： 21N制动器摩擦副的摩擦系数。f鼓式制动器的蹄端作用力，见图 2.8。p图 2.8 制动器因数 BF 与摩擦系数 f 的关系曲线1 増力式制动器；2 双领蹄式制动器；3 领从蹄式制动器；4 盘式制动器；5 双从蹄式制动器；基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器的制动因数 BF 与摩擦系数 f 之间的关系如图 2.8 所示。BF 值大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是变化的，因此摩擦系数变化时。BF 值变化小的，制动效能稳定性就好。制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动效能的影响也就愈大。所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要。结合本次课题研究的对象（铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器），得出以下结论：虽然领从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，选用领从蹄式制动器。82.3 制动驱动机构的结构形式选择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。而由力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区别。2.4 简单制动简单制动即人力制动，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力原。传递力的方式有、又有机械式和液压式两种：机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.1s0.3s)，工作压力大(可达 10MPa12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25 和更低时) ，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操作较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采用。2.5 动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系 3 种。2.5.1 气压制动系气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，汽车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为 8t 以上尤其是 15t 以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长9(0.3s0.9s)，因室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件继动阀(即加速阀) 以及快放阀。 2.5.2 气顶液式制动系气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为 9t11t的中型汽车上也有所采用。2.5.3 全液压动力制动系全液压动力制动系除了具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。结合本次课题研究的对象（铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器），得出以下结论：综合考虑制动系统的制动性能，和制动安全，几个方面的因素，采用双活塞的液压制动轮缸。103 制动器的设计计算3.1 雨燕轿车的主要参数数值整车质量：空载： 1040kg；m满载： =1340kg；质心位置：质心距前轴距离： =1190mm； 1L质心距后轴距离：L =1200mm；2满载前轴载荷 51%；满载后轴载荷 49%；质心高度：空载时：hg =600mm；满载时：hg=580mm；轴距： L=2390mm；车轮工作半径： =300mm；er轮胎规格：185/60R15；最高车速 165km/h。3.2 车辆前后轮制动力的分析汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度 的车轮，其力矩平衡方程为: 00eBfrFT（3.1）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fT轮旋转方向相反，Nm ；地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为BF地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，mm。令 er effrTF）（ 2.3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fFBF仅由制动器结构参数所决定。即 取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副f f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 ， 和 均随之增大。但地 制动力 受着附着条件的fTfB BF限制，其值不可能大于附着力 。F BZ)3.(11ZFBmax ）（ 4.312Z 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，车轮即被抱死并fFBF在地面上滑移。此后制动力矩 即表现为静摩擦力矩，而 即成为与f effrTF/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BF 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 f P摩擦力矩 增大而继续上升（见图 3.1）。fT图 3.1 制动器制动力 ，地面制动力 与踏板力 的关系fFBFp3.2.1 地面对前，后轴车轮的法向反力 的计算21,Z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 为：21,)(21ghLGZ（3.5）)(11g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；1 汽车质心离后轴距离，mm；2 汽车质心高度， mm；gh 附着系数。取一定值附着系数 =0.8；所以在空，满载时由式（3.5）可得前后制动反力 Z 为以下数值故满载时： N8.915).05812(390.51 13N2.407)8.5190(238.5Z空载时： N616041N.3).(9.2由以上两式可求得前、后轴车受到的法向反力即为表 3.1表 3.1 前、后轴车受到的法向反力图 3.2 制动时的汽车受力图3.2.2 汽车总的地面制动力计算汽车总的地面制动力为 （3.6）GqdtugFBB21式中 q（ ） 制动强度，亦称比减速度或比制动力；gdtu 前后轴车轮的地面制动力。21,BF由以上两式可求得前，后车轮附着力为：qhgLGhgFLB221GFB21（3.7）车辆工况 前轴法向反力 ，N1Z 后轴法向反力 ,N2Z汽车空载 7121.6 3070.4汽车满载 9155.8 4074.214由已知条件及式（3.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：满载时 ： N64.7328.0)5190(238.41 FN59空载时： N.)6(90.1N324680123842 F故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为表（3.2）表 3.2 前、后轴车轮附着力即地面最大制动力上式表明：汽车附着系数 为任意确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力 的函数。当汽车各车轮制BF动器的制动力足够时，根据前，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。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。3.2.3 动力分配系数与同步附着系数的计算由式（3.6),（3.7）不难求得在任何附着系数 的路面上，前，后车轮同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是：GFFBff 2121hgLff 1/ ）（ 8.3式中 前轴车轮的制动器制动力，1f ZFBf 后轴车轮的制动器制动力， ；2F 12 前轴车轮的地面制动力；1B 后轴车轮的地面制动力；2 地面对前，后轴车轮的法向反力；1,Z车辆工况前轴车轮附着力,N1F后轴车轮附着力,N2F汽车空载 5697.3 2456.32汽车满载 7324.64 3259.3615G 汽车重力； 汽车质心离前，后轴距离； 21,L 汽车质心高度。hg由式（3.8）可知前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力 ， 是1fF2f的函数。由式（3.8）中消去 得 （3.9）2 122141gf f fgghLGGFF 式中 L 汽车的轴距。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1f2f力分配曲线，简称 I 曲线，如图 3.3 所示。如果汽车前，后制动器的制动力 ，1fF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，2fF 能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车由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1fF2f车制动器制动力分配系数 ：（3.10）121fff联立（3.8）和（3.10）可得 Lhg2带入数据得满载时： 73.023958.102 Lhg空载时 2.6.2g由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
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