商用车鼓式制动器总成设计

1.课题研究的目的及意义汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的形式速度和路面情况复杂程度的提高，更加需要高性能、长寿命的制动系统。其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最方便的交通工具。汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置，而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、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。车辆在形式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。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。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。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，负荷前移，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。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。3.课题研究的内容制动器是制动系中最主要的一个部件，是制动系统中用以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力的部件。凡是利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都称为摩擦制动器，摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。目前广泛使用的是摩擦式制动器,盘式制动器的摩擦力产生于同汽车固定部位相连的部件与一个或几个制动盘两端面之间。其中摩擦材料仅能覆盖制动盘工作表面的一小部分的盘式制动器称为钳盘式制动器；摩擦材料覆盖制动盘全部工作表面盘式制动器称为全盘式制动器。现代汽车中以单盘单钳式的钳盘式制动器应用最为广泛，仅有个别大吨位矿用自卸车采用单盘三钳和双盘单钳的钳盘式制动器，以及全盘式制动器。钳盘式制动器中定钳盘式为制动钳固定在制动盘两侧，且在其两侧均设有加压机构。浮钳盘式制动器仅在制动盘一侧设有加压机构的制动钳，借其本身的浮动，而在制动盘的另一侧产生压紧力。又分为制动钳可相对于制动钳可相对于制动盘轴向滑动钳盘式制动器；与制动钳可在垂直于制动盘的平面内摆动的摆动钳盘式制动器。鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，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。正如上面我们看的一样，制动器器的类型很多，那么每种类型的制动器器都适用什么类型的车呢？是不是有种减速器是完美无缺的？本课题就是来解决这些问题的。其实每种类型都有它的优缺点，我们本课题要研究的内容就是要通过分析设计，找出不同类型的减速器的优缺点。了解了他们的优缺点后我们就能更好更充分的利用它们，为汽车优化设计提供方便。4.完成课题的实验条件、预计设计过程中可能遇到的问题以及解决的方法和措施由于对专业知识的不熟练，可能需要查阅众多的资料。根据设计车型的特点，合理计算该车型制动系统制动力及制动器最大制动力矩、鼓式制动器的结构形式及选择、鼓式制动器主要参数的计算与确定、摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算、制动力矩的计算与校核、在二维或三维设计平台 AUTO CAD 中完成鼓式制动器零件图以及装配图的绘制、设计合理性的分析和评价等。本次设计的目的是通过合理整和已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求，以及传统的机械制图的步骤和规则；掌握鼓式制动器总成的相关设计方法，以进一步扎实汽车设计基本知识；学会用 AUTO CAD,UG 等三维软件进行基本的二维或三维建模和制图，同时提高分析问题及解决问题的能力。提出将各种设计方法互相结合,针对不同的设计内容分别应用不同的方法,以促进其设计过程方法优化、设计结果精益求精。5.毕业设计实施计划第 1-4 周：查阅资料，分析课题研究的内容，外文翻译，写开题报告；第 5-6 周：比较分析各种不同类型主减速器的优缺第 7-8 周：分析确定几种不同类型的主减速器，并绘制出草图第 9-10 周：具体数据计算第 11-15 周：确定主减速器总装配图并绘制总装配图：均为计算机绘图；第 16-17 周：撰写毕业论文，准备答辩。参考文献及有关资料1 孙恒等.机械原理.北京：高等教育出版社，20062 濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，20063 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，20044 陈家瑞.汽车构造.上下册.北京：机械工业出版社，20095 李俊玲，罗永革.Automotive Engineering English.北京：机械工业出版社，20056 刘惟信. 汽车车桥设计M. 北京: 清华大学出版社, 2004 : 472517刘惟信. 圆锥齿轮与双曲面齿轮转动M . 北京: 人民交通出版社, 1980 : 2172224 8汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册: 设计篇M . 北京:人民交通出版社, 2001 : 44224509 卢曦, 郑松林, 寇宏滨, 等. 圆柱齿轮低载强化试验研究J .中国机械工程, 2005 , 16 (23) : 21092211110寇宏滨, 郑松林, 卢曦. 工艺强化后传动系齿轮疲劳寿命增长潜力的研究J . 机械强度, 2005 , 27 (2) : 232223511邵晨, 艾维全, 卢曦. 轿车变速箱齿轮磨合次数对疲劳寿命影响的试验研究J . 机械强度, 2005 ,27(4) : 54154312 张洪欣.汽车设计. 机械工业出版社，1999：11813613 刘惟信.机械最优化设计.清华大学出版社，1989：405214 吴志敏等.农用动力车动力的优选方.农业下程学报.1996, 12( 3) ：101- 10515 戴冠军.城市载货汽车和公共汽车运行工况模式的探讨.西安公路学院学报.1985,(1)：162018 Kumar A, Gupta V P. innovative planning and monitoring improves production form an india offshore fieldJ. spe 80488, 2003.19 Yancy Y . contractors upgrading USA fleet to optimize servicing deeper,more complex wellsJ.ameroil gas reporter, 2002, V45 (13)e 127-128, 130-131.20 Morgan D, yuan M.multtlateral technique increases production in a mature offshore china fieldJ. offshore int, 2002, V 62 (11): 44-45, 89.21 Ellts H A, lejeune G V. method of drive pipe replaceme nts on offshore platformsJ. Patent US 6247541131, 2002.22 Weatherl M H, hardj J. a new approach to sidetrack drilling of marginal wells offshoreJ. spe/iadc drilling conf proc, 2001, V2: 445-452.23 Dooley W E, casto R G. west delta redevelopment uses re-entries, openhole horizontal gravel packingJ. offshore int, 2001, V61 (2): 52-54.前 言1 本课题的目的和意义近年来，国内、外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性，如 ABS 技术等，而对制动器本身的研究改进较少。然而，对汽车制动过程的控制效果最终都须通过制动器来实现，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。对于蹄鼓式制动器，其突出优点是可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数，并具有多种不同性能的可选结构型式，以及其制动性能的可设计性强、制动效能因数的选择范围很宽、对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。但是，传统的蹄鼓式制动器存在本身无法克服的缺点，主要表现于：其制动效能的稳定性较差，其摩擦副的压力分布均匀性也较差，衬片磨损不均匀；另外，在摩擦副局部接触的情况下容易使制动器制动力矩发生较大的变化，因此容易使左右车轮的制动力产生较大差值，从而导致汽车制动跑偏。对于钳盘式制动器，其优点在于：制动效能稳定性和散热性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀，而且结构较简单、维修较简便。但是，钳盘式制动器的缺点在于：其制动效能因数很低（只有0.7 左右），因此要求很大的促动力，导致制动管路内液体压力高，而且其摩擦副的工作压强和温度高；制动盘易被污染和锈蚀；当用作后轮制动器时不易加装驻车制动机构等。 因此，现代车辆上迫切需要一种可克服已有技术不足之处的先进制动器，它可充分发挥蹄鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点。2 商用车制动系概述汽车制动系是用以强制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驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置，牵引汽车应有自动制动装置等。作为制动系的主要组成部分，在车辆上常用的传统蹄鼓式制动器包括领从蹄型、双领蹄型、双从蹄型、双向自增力型等不同的结构型式。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。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。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。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 3。 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。4 研究重点以及目的研究重点：根据设计车型的特点，合理计算该车型制动系统制动力及制动器最大制动力矩、鼓式制动器的结构形式及选择、鼓式制动器主要参数的计算与确定、摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算、制动力矩的计算与校核、在二维或三维设计平台 AUTO CAD 中完成鼓式制动器零件图以及装配图的绘制、设计合理性的分析和评价等。本次设计的目的是通过合理整和已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求，以及传统的机械制图的步骤和规则；掌握鼓式制动器总成的相关设计方法，以进一步扎实汽车设计基本知识；学会用 AUTO CAD,UG 等三维软件进行基本的二维或三维建模和制图，同时提高分析问题及解决问题的能力。提出将各种设计方法互相结合,针对不同的设计内容分别应用不同的方法,以促进其设计过程方法优化、设计结果精益求精。目 录中文摘要 .I英文摘要 .II第 1 章 鼓式制动器结构形式及选择 .11.1 鼓式制动器的形式结构 .11.2 鼓式制动器按蹄的属性分类 .21.2.1 领从蹄式制动器 .21.2.2 双领蹄式制动器 .61.2.3 双向双领蹄式制动器 .71.2.4 单向増力式制动器 .91.2.5 双向増力式制动器 .9第 2 章 制动系的主要参数及其选择 .132.1 制动力与制动力分配系数 .132.2 同步附着系数 .182.3 制动器最大制动力矩 .202.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 .212.4.1 制 动 鼓 内 径 D.222.4.2 摩 擦 衬 片 宽 度 b 和 包 角 .222.4.3 摩 擦 衬 片 起 始 角 0.242.4.4 制 动 器 中 心 到 张 开 力 P 作 用 线 的 距 离 a.242.4.5 制 动 蹄 支 承 点 位 置 坐 标 k 和 c.242.4.6 衬片摩擦系数 f.24第 3 章 制动器的设计计算 .253.1 浮式领 从蹄制动器(平行支座面) 制动器因素计算 .253.2 制动驱动机构的设计计算 .273.2.1 所需制动力计算 .273.2.2 制动踏板力验算 .283.2.3 确定制动轮缸直径 .293.2.4 轮缸的工作容积 .293.2.5 制动器所能产生的制动力计算 .303.3 制动蹄片上的制动力矩 .313.4 制动蹄上的压力分布规律 .353.5 摩擦衬片的磨损特性计算 .373.6 制动器的热容量和温升的核算 .403.7 行车制动效能计算 .413.8 驻车制动的计算 .42第 4 章 制动器主要零件的结构设计 .454.1 制动鼓 .454.2 制动蹄 .464.3 制动底板 .464.4 制动蹄的支承 .474.5 制动轮缸 .474.6 摩擦材料 .474.7 制动器间隙 .48结 论 .50致 谢 .51参考文献 .52附 录 1 .53附 录 2 .54二 O 一 O 届车辆工程毕业设计I摘 要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轮内侧，刹车时制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。制动系统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。制动系统的主要部件就是制动器，在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、制动蹄上的压力分布、蹄片变形规律、制动效能因数、制动减速度、耐磨损特性、制动温升等，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：鼓式制动器，制动力矩，制动效能因数，制动减速度，制动温升廖械兵：鼓式制动器设计IIABSTRACTDrum 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 rising二 O 一 O 届车辆工程毕业设计1第 1 章 鼓式制动器结构形式及选择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或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱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，而通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式制动器。1.1 鼓式制动器的形式结构鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图 1.1），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。廖械兵：鼓式制动器设计2图 1.1 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。1.2 鼓式制动器按蹄的属性分类1.2.1 领从蹄式制动器如图 1.1（a），（b）所示，若图上的旋转箭头代表汽车前进时的制动鼓的旋转方向（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改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调。这种当制动鼓正，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1.1（a），（ b）可见，领蹄所受的摩擦力矩使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故称为增势蹄；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”作用使从蹄所受的法向反力减小。二 O 一 O 届车辆工程毕业设计3图 1.2 PERROT 公司的 S 凸轮制动器图 1.3 俄 KamA3 汽车的 S 凸轮式车轮制动器1 制动蹄；2 凸轮；3 制动底板；4 调整臂；5 凸轮支座及制动气室；6 滚轮廖械兵：鼓式制动器设计4对于两蹄的张开力 的领从蹄式制动器结构，如图 1.1（b ）所示，两蹄12p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。对于如图 1.1（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，因此作用于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 ， 则不等，并且必然有 0 的车轮，其力矩平衡方程为- =0 式（2.1）fTBeFr式中： 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋fT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，又称地面制BF动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。er令式（2.2 ）ffeTFr并称之为制动器制动力，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。 与地面制动力 的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小亦相fFB 等，且 仅由制动器结构参数所决定。即 取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副f f的摩擦系数及车轮半径等，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。但地面制动力 受附着条件的限制，其值不可fTfB BF能大于附着力 ，即F=Z 式（2.3） B或= = Z 式（2.4 ） max式中 轮胎与地面间的附着系数；Z 地面对车轮的法向反力。廖械兵：鼓式制动器设计14当制动器制动力 和地面制动力 达到附着力 值时，车轮即被抱死并在地fFBF面上滑移。此后制动力矩 即表现为静摩擦力矩，而 = / 即成为与 相平衡以fTffTerBF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 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F f Pf上升（见图 2.1）图 2.1 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：1Z2=1Z2gGLh= 式（2.5 ） 1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（2.5）可得前后制动反力 Z为以下数值故 满载时： )8.0125(608.91Z=11424.43N).3(25.二 O 一 O 届车辆工程毕业设计15=4255.57N空载时： )8.09514(2608.1 Z=9268.32N).(5.2=1908.46N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为表 2.1图 2.2 制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为= + = =Gq 式（2.6）BF12BGdugt式中 q（q= ） 制动强度，亦称比减速度或比制动力；dugt车辆工况 前轴法向反力 ，N1Z后轴法向反力 ,N2Z汽车空载 9268.32 1908.46汽车满载 11424.43 4255.57廖械兵：鼓式制动器设计16， 前后轴车轮的地面制动力。1BF2由以上两式可求得前，后车轮附着力为= =1F2gBhLG2gLqh= = 式（2.7 ）21g1gG由已知条件及式（2.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故 满载时： 8.0)81250(6.91F=9139.54N.)3(205.=3404.45N空载时： 8.0)914(68.1 F=7413.60N.)520(.2=1526.77N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：表 2.2车辆工况 前轴车轮附着力 ，N1F后轴车轮附着力 ,N2F汽车空载 7413.60 1526.77汽车满载 9139.54 3404.45二 O 一 O 届车辆工程毕业设计17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熟，而是制动强度 q 或总之动力 的函数。当汽车各车轮制动器的制动力BF足够时，根据汽车前，后的周和分配，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。由式（2.6），（2.7）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+ = + = G1fFf1B2= = 式（2.8 ）2/ff/1/ggLh式中 前轴车轮的制动器制动力， = = ；1fF1f1Z 后轴车轮的制动器制动力， = = ；2f 2fB2 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；1ZG 汽车重力；， 汽车质心离前，后轴距离；L2 汽车质心高度。gh由式（2.8）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（2.8）中消去 ，得式（2.9 ）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，后轮制动器制动力分配1f2f曲线，简称 I 曲线，如图 2.3 所示。如果汽车前，后制动器的制动力 ， 能按 I1fF2f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，称为汽车制动器制动力分配系数1fFf = = 式（2.10）1fF12f联立式（2.8）和式（2.10）可得廖械兵：鼓式制动器设计18= Lhg2带入数据得 满载时： = = =0.73 150.816空载时： = = =0.822gh4.92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线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装 ABS 防抱死制动系统。图 2.3 某载货汽车的 I 曲线与 线2.2 同步附着系数由式（2.10）可得表达式 = 式（2.11 ）21fF上式在图 2.3 中是一条通过坐标原点斜率为 的直线，它是具有制动器/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0为同步附着系数。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0步附着系数的计算公式是：二 O 一 O 届车辆工程毕业设计19式（2.12 ）20gLh由已知条件以及式（2.12）可得满载时： =0.782065.7318gLh空载时： =0.67 0.2409根据设计经验，空满载的同步附着系数 和 应在下列范围内：轿车：00.650.80；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。故所得同步附着系数满足要求。制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评定。利用附着系数就是在某一制动强度 q 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。前轴车轮的利用附着系数 可如下求得：1设汽车前轮刚要抱死或前、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为 ，则qgdtu式(2.13)GqdtugFBf 1而由式 )(21hLZ可得前轴车轮的利用附着系数为式(2.14)(121gBqhLZF同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：式(2.15)(12gBqhL由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：廖械兵：鼓式制动器设计20图 2.4 制动强度与利用附着系数关系曲线空载图 2.5 制动强度与利用附着系数关系曲线满载根据 GB 126761999 附录 A，未装制动防抱死装置的 M1类车辆应符合下列要求：(1) 值在 0.20.8 之间时，则必须满足 q0.1+0.85( -0.2) (2) q 值在 0.150.8 之间，车辆处于各种载荷状态时， 1线，即前轴利用附着二 O 一 O 届车辆工程毕业设计21系数应在 2线，即后轴利用附着系数线之上；但 q 值在 0.30.45 时，若 2不超过 =q 线以上 0.05，则允许 2线，即后轴利用附着系数线位于 1线，即前轴利用附着系数线之上。由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。2.3 制动器最大制动力矩应合理的确定前，后制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。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。由式（2.8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时1Z2被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为= = 式12fFZ21gLh（2.16） 式中 , 汽车质心离前，后轴距离；1L2 同步附着系数；0 汽车质心高度。gh通常，上式的比值：轿车约为 1.31.6；货车约为 0.50.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即= 式1fTfeFr（2.17） = 式（2.18） 2ffe式中： 前轴制动器的制动力， ；1fF1fZ 后轴制动器的制动力， ；2f 2f 作用于前轴车轮上的地面法向反力；1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力；2 车轮有效半径。er根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准 GB 9744-2007；选取的轮胎型145/80R12。由 GB2978 可得有效半径 =270mmer对于常遇到的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数 值的汽车，为保证在 的良好路面上（例如 =0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑0 移，前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为廖械兵：鼓式制动器设计22= = 式（2.19）1maxfTeZr2geGLhr= 式（2.20） 2f 1maxfT由式（2.19），式（2.20）可得= = =2451.94 1maxfT2geLhr5802.810.276mN= = =538.232f 1maxf.49mN当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，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。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。2.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数2.4.1 制 动 鼓 内 径 D输 入 力 P一 定 时 ， 制 动 鼓 内 径 越 大 ， 制 动