载重汽车鼓式制动器结构分析与设计

载重汽车鼓式制动器结构分析与设计摘要：随着社会的发展，汽车已经融入到我们生活的各个角落，但是交通事故也越来越频繁。行车安全得到人们的重视，其中制动系统扮演着重要的角色。让行驶中的汽车减小速度甚至停车，让汽车在下坡时速度保持稳定，让停在路边的汽车不会滑走，这些就叫做汽车的制动。汽车产生制动作用的一系列专门装置称为制动系。而制动器是制动系的重要本组成部分。本次研究将通过对已有车型解放牌CA1046的鼓式制动器的学习和分析，了解载重汽车鼓式制动器主要用途和工作原理，知道各种不同类型的鼓式制动器的结构和特点，并对鼓式制动器的结构、载荷、主要受力件强度进行分析。关键词：安全性，制动鼓，制动蹄IAnalysisanddesignoftruckbrakedrumstructureAbstract:Withthedevelopmentofthesociety,thecarhasalreadyintegratedintoeverycornerofourlife,butthetrafficaccidentisalsomoreandmorefrequently.Thetrafficsafetygetspeoplesattention,andthebrakesystemplaysanimportantrole.Letthecarinthecartoreducespeedorevenstop,sothatthecarinthedownhillwhenthespeedremainedstable,sothatparkedontheroadcarwillnotslipaway,thesearecalledcarbrake.Aseriesofspecialdevicescalledbrakesystemarecalledbrakesystem.Thebrakeistheimportantpartofthebrakesystem.ThisresearchthroughstudyandanalysisofdrumbrakeoftheexistingmodelsJiefangCA1046,understandloadofautomotivedrumbrakemainlyusesandworkingprinciple,knowthestructureandcharacteristicsofvarioustypesofdrumbrake,andthedrumbrakestructure,loadandthemainstressstrengthanalysis.Keywords:safety,brakedrum,brakeshoeII目录1前言.12鼓式制动器的结构形式及选择.22.1鼓式制动器的形式结构型式分析.22.2鼓式制动器按蹄的属性分类.32.2.1领从蹄式制动器.32.2.2双领蹄式制动器.62.2.3双向双领蹄式制动器.72.2.4双向増力式制动器.93制动系的主要参数及其选择.123.1解放牌CA1046的主要技术参数.123.2制动力与制动力分配系数.123.3同步附着系数.183.4制动器最大制动力矩.203.5鼓式制动器的结构参数与摩擦系数.223.5.1制动鼓内径D.223.5.2摩擦衬片宽度b和包角.233.5.3摩擦衬片起始角.2403.5.4制动器中心到张开力P作用线的距离a.243.5.5制动蹄支承点位置坐标k和c.243.5.6衬片摩擦系数f.244制动器的设计计算.254.1浮式领从蹄制动器(平行支座面)制动器因素计算.254.2制动驱动机构的设计计算.284.2.1所需制动力计算.284.2.2确定制动轮缸直径.284.2.3制动主缸直径的确定.294.3制动蹄片上的制动力矩.304.4制动蹄上的压力分布规律.36III4.5摩擦衬片的磨损特性计算.384.6行车制动效能计算.414.7驻车制动的计算.425制动器主要零件的结构.455.1制动鼓.455.2制动蹄.455.3制动器间隙.466结论.47参考文献.48致谢.49附录.5001前言在这个鼓式制动器渐渐被其他新的更优秀的制动器取代的时代里，鼓式制动器在新型车上出现的次数已经越来越少了，但是我觉得对它的研究依旧是非常有意义的，以古为镜可以知得失。只有深刻了解原有的东西才能发明创造出新的东西。汽车的发展涉及到很多东西，其中重要的有环保、舒适性、经济性、娱乐性、操作性、安全性等众多方面，也对研究设计人员的设计提出了更高的要求。而制动系统是汽车行驶的一个重要主要安全系统，它的性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。随着汽车的行驶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，如果这个系统不设计好的话，会严重影响到人们的生命安全。现在的汽车大多使用盘式制动器，稍微经济型的也采用前盘后鼓的设计，一些老式的载货汽车还在使用鼓式制动器。鼓式制动器逐渐走出了汽车的神坛，主要是因为它的散热能力较差，不能及时散热就会严重影响后续的制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象。虽然如此，它也不会汽车设计者们淡忘。12鼓式制动器的结构形式及选择2.1鼓式制动器的形式结构型式分析鼓式制动器由制动鼓、制动蹄、传力杠杆和驱动装置构成。制动鼓在最外面，随车轮转动。摩擦片固定在制动鼓上，安装在制动底板上。开始刹车时，制动鼓在外力的作用下向外张开，摩擦片和制动鼓接触、摩擦，将汽车的动能转化为热能散发到空气中，使汽车发生减速。在不工作的时候，摩擦片和制动鼓要避免接触。制动蹄有不同的张开装置：液压轮缸式、凸轮式、楔块式，还可用气动或电动方式作为制动蹄驱动装置。鼓式制动器较其他制动器占的空间较小，制动效果好，刹车系统使用的油压不用太高，制造成本低廉，而且技术成熟，所以至今还在各种车上使用。但是鼓式制动器也有散热困难，比较容易产生热失效，构造复杂零件多，刹车间隙须做调整，使得维修不易等缺点。鼓式制动器按其结构和工作特点不同可分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领从蹄式、双从蹄式、单向增力式和双向增力式，如图1.1所示。2图1.1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）双向増力式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1.1（a），（b）图所示，若图上的箭头代表汽车行驶时车轮的旋转方向（制动鼓正向旋转），那么蹄1就是领蹄，蹄2就是从蹄。汽车倒车时由于制动蹄所受摩擦力的改变，蹄2变为领蹄，蹄1变为从蹄。这种当制动鼓正、反向转动时总具有一个蹄受力较大、一个蹄受力较小的里张型鼓式制动器，称为领从蹄式制动器。如图1.1（b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向反力应相等。但是在刹车的时候，领蹄上的摩擦力对它的支点的力矩方向和液压缸或凸轮对其支点的力矩方向是相同的，所以由于摩擦力的作用，使其和制动鼓压的更紧，故也称增势蹄。相应的，从蹄也称碱势蹄。对于如图1.1（a）所示的制动器，由于凸轮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1p2然有0的车轮，可以列出方程-=0式fTBeFr（2.1）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fT车轮旋转方向相反，Nm车轮受到地面的摩擦力，N；BF车轮有效半径，m。er令式ffeTFr（2.2）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0fFB时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器结构ffF形式，尺寸，摩擦副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fTfB力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即BF=Z式BF（2.3）或12=Z式maxBF（2.4）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fTfFfTer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BF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fP使摩擦力矩增大而继续上升（见图2.1）fT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)(21gdthLGu式1（2.5）ghLq)(01当附着系数取到最大值时即q=以上式（2.5）可以写成如下013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汽车质心高度，mm；gh附着系数。其中=du/gdt故满载时：)65.084.*310(8.941Z=26963.17N).52.(310.2=14000.233N空载时：)6.074.*(8.9671Z=8958.075N)5.310(.2=7425.425N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为表2.1车辆工况前轴法向反力，N1Z后轴法向反力,N2Z汽车空载8958.067425.43汽车满载26963.1714000.23）（）（g1221hLGZ14图2.2制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为=+=Gq式BF12BGdugt（2.6）式中q（q=）制动强度，亦称比减速度或比制动力；dugt，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21gF1gG（2.7）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：65.0).854.0*31(08.941F=17526.06N1565.0).852.0*31(8.9402F=9100.15N空载时：65.0).74.0*31(8.96721F=5822.75N.).6.(310.2=4826.59N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/ff/F21/ggLh（2.8）式中前轴车轮的制动器制动力，=；1fF1fB1Z后轴车轮的制动器制动力，=；2f2f2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，1fF是的函数。2fF由式（2.8）中消去，得式2122141gfffgghLGGFF（2.9）式中L汽车的轴距。16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1fF2f分配曲线，如图2.3所示。如果汽车前，后制动器的制动力，能按曲线1fF2f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1fFf分配系数=式1fF12f（2.10）联立式（2.8）和式（2.10）可得=Lhg2带入数据得满载时：=0.6631085*6.4空载时：=0.552gh7.图2.3某载货汽车的I曲线与线173.3同步附着系数由式（2.10）可得表达式=式21fF（2.11）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I0线交线处的附着系数为同步附着系数。同步附着系数的计算公式是：0式（2.12）20gLh由已知条件以及式（2.12）可得满载时：空载时：73.0704*315.6.8.6.*31hL20g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。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设汽车前轮正要抱死或前、后轮正要同时抱死时产生的减速度为，qgdtu则式(2.13)GqdtugFBf118而由式)(21ghLGZ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和制动强度关系的曲线为：图2.4制动强度与利用附着系数关系曲线空载19图2.5制动强度与利用附着系数关系去选满载根据：(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。3.4制动器最大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。通过式（2.8）可知，双轴汽车前、后1Z2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=式12fF21gLh（2.16）20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2ffe（2.18）式中：前轴制动器的制动力，；1fF1fZ后轴制动器的制动力，；2f2fF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GB9744-2007；给出的轮胎为：245/65R15，可根据公式计算出车轮的直径D=2450.65*2+1525.4=699.5mm车轮的有效半径：eR0.254/(1)0.25416/7.5(12%)edb式中，轮胎变形系数，范围10%12%。可得：=345mm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0轴先后抱死滑移，前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为=式1maxfTeZr2geGLhr（2.19）=式2axf1maxfT（2.20）由式（2.19），式（2.20）可得=7906.83Nm1maxfT2geGLhr345*8.0.480*31496）（21=2maxfT1maxfmN2.40738.96*.03.5鼓式制动器的结构参数与摩擦系数3.5.1制动鼓内径D由选取的轮胎型号145/80R12，得Dr=1525.4=381.0mm故D=0.75381.0=285.75mm由QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，轮辋直径/in121314151620，22.5轿车180200240260制动鼓最大内径/mm货车220240260300320420表2.3取得制动鼓内径=280mm图2.6鼓式制动器的主要几何参数223.5.2摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为A=Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。表2.4制动器衬片摩擦面积制动器衬片摩擦面积汽车类型汽车总质量m/ta单个制动器总的衬片摩擦面积/mmA2轿车0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客车与货车1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多为150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)单个摩擦衬片的摩擦面积A取决于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即式(2.21)b式中，是以弧度(rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积A=14060110/1803.14mm2=161.2cm2单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=322.37cm2，如表2.4所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。233.5.3摩擦衬片起始角0一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令=90-/2=。0353.5.4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2.6)尽可能大，以提高制动效能。初取a=0.8R左右，则取a=112mm3.5.5制动蹄支承点位置坐标k和c应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使k尽可能小而c尽可能大(图2.6)。初取k=0.2R=28mm，c=110mm。3.5.6衬片摩擦系数f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数高，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。但不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，对领从蹄式制动器而言，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是非常重要的。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。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=0.350.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下进行制动器设计时，f取=0.38可使计算结果接近实际。244制动器的设计计算4.1浮式领从蹄制动器(平行支座面)制动器因素计算对于浮式蹄，其蹄片端部支座面法线可与张开力作用线平行(称为平行支座)或不平行(称为斜支座)。参见图3.1。平行支座可视作斜支座的特例，即图3.1中，对于最一般的情况：0图3.1浮式蹄(a)平行支座(b)斜支座单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数BFT3=式(3.1)3TBF)/()(22HfGFEfD单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数BFT4=式(3.2)4上两式中式(3.3)sin)/(cos/rcfrfracss式(3.4)o)(afEs式(3.5)/(/2in40fFs式(3.6)icssfG25式(3.7)sinco(sfFH式(3.8)tasf为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则=0.20.3。角正负号sfsf取值按下列规则确定：当，为正；，为负。这样浮式领2/02/0从制动器因数为式(3.9)43TBF对于平行支座式的支撑形式，以上各式中，取=0.3，f=0.4，sf故可得：/rofracDs=110/130+112/130+0.3（28/105）=1.77cos)/(rfEs=0.3（110/130）cos0=0.25)/(/2sin40rfraFs=)130/28(.130/5iin14.3)8/1(=0.78+cosGsf=1(in)sHF=0.78-（0.3cos0-0）=0.48=0.3tasf得：=3TB)/()(22HfGFEfD=（0.41.77+0.420.25）/（0.78-0.41+0.420.48）=1.64=4TF)/()(2ff=（0.401.77-0.420.25）/（0.78+0.401+0.4020.48）=0.639得43TB=1.64+0.839=2.47926表3.1不同类型制动器的制动器因数4.2制动驱动机构的设计计算4.2.1所需制动力计算27根据汽车制动时的整车受力分析，由之前的分析得：地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：)(dtughLG12汽车总的地面制动力为：qdtugFBB21前、后轴车轮附着力为：)()(221ggBhLGhLF112q故所需的制动力F需=式(3.10)()(ggBLF=65.08.520*318.940=9100.15N4.2.2确定制动轮缸直径制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压wd力P有如下关系：式(3.13)pdwF2制动管路液压制动时一般不超过10-12Mpa，压力越高轮缸直径就越小，但对管路特别是特制软管及管接头则提出了更高的要求，则取p=9Mpa在本设计中选取轮缸直径为38mm，则张开力F为0F=2/4=10201.86N9100.15N0pd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=38mmwd284.2.3制动主缸直径的确定第个轮缸的工作容积为i214niiVd（3-13）式中：第个轮缸活塞的直径；id轮缸中的活塞数目；n为第个轮缸活塞在完全制动时的行程；在初步设计时，对鼓ii式制动器可取=2.02.5mm（取=2.0mm）。i由式（3-2）可得=4.53mln1ibd4Vi10.238全部轮缸的总工作容积1miV（3-3）式中：m为轮缸数目。则18.12ml14.52miV制动主缸应有的工作容积为0式中：制动软管的变形容积；V全部轮缸的总工作容积。在初步设计时，考虑到软管变形，乘用车制动主缸的工作容积可取为；商用车取。则01.01.3V23.556ml01.3.608主缸活塞行程和活塞直径为Sd2004VdS（3-4）一般=（0.81.2），取=1.1。0S0d0Sd主缸的直径应符合QC/T3111999中规定的尺寸系列，具体为2919mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。则36.7mm03347.9/1.2/1Vd取35mm。0d通常，汽车液压驱动机构制动轮缸与制动主缸缸径之比。0/.912d在本设计中：符合要求。08.1354.3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1Tf向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为bRd。其中b为摩1y擦衬片宽度，R为制动鼓半径，d为单元面积的包角，如图3.3所示。30图3.3制动力矩的计算简图由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为式dbRqdNsinmax（3.21）算得；而摩擦力fdN产生的制动力矩为dN54ffdTfsi2max图3.4张开力计算用简图算得NdTf2475在由至区段上积分上式，得式)cos(2maxfbRqTf（3.22）当法向压力均匀分布时，得dNp31式)cos(2fbRqTpf（3.23）由式(3.22)和式(3.23)可求出不均匀系数)cs/()(算得25.1式（3.22）和式（3.23）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。1Tf增势蹄产生的制动力矩可表达如下：1Tf式（3.24）Nff89641式中单元法向力的合力；1N摩擦力的作用半径(见图3.3)。1f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：11P0)sin(cocos110fNSx式1Cax（3.25）式中轴与力的作用线之间夹角；11x1支承反力在工：轴上的投影。xS解式（3.25），得式（3.26）)sin(co/111ffhPN对于增势蹄可用下式表示为式（3.27）11111)i(/BPfffTf对于减势蹄可类似地表示为式（3.28）22222)sin(co/fffhPTf为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将dN看作是11它投影在轴和轴上分量和的合力，有：xyxdy式（3.29）4/)sin(sinsinmax2mabRqbRqdN式（3.302cococoxy）算得4168因此3247)2sini2/()cos2arctn()arctn(xYN式中。式(3.31)并考虑到式(3.32)21yxN则有式(3.33)22)sini()cos(/)cos(4R如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和同，显然两种蹄的和值也不同。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，即式(3.34)2121BPTfff由之前的计算可得上式各参数如下：=113.5mm2kc208h=a+c=110+112=222mm3.17.6353.2801则：2sinicoarctn=3.182sin3.182si4.31802rt=.2221)sini()cos2(/)cos(4R=2)3.18i3.18i()3.183.18(/)3.128.(cos04=125.3mm由式对于增势蹄：3311111)sin(co/BPfffhPTf=3.1258.0).1sin38.0(cos43.8/25638.0526=454.21mN对于减势蹄：22222)sin(co/BPfffhPTf=3.1258.0).1sin38.01(cos43.8/15638.0516=142.57mN故对于后轴单个鼓式制动器有：2121BPTfff=454.21+142.57=596.78mN对于后轴有：T=2=1193.54fT由式(5.27)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：式(3.35)0)sin(co11ff如果式式(3.36)11i成立，则不会自锁，代入之前数据得：=0.72f=0.48.10sin43.8125cosinco1式成立，不会自锁11sincof由式(4.27)可求出领蹄表面的最大压力为式(3.37)sin(co)s(co12121maxffbRhPq，R，见图5.4；1Ph134，见图5.3；，b摩擦衬片宽度；摩擦系数。f3.1258.0).1sin38.01(cos43.8).12cos3.8(s10425621maxq=1.502mpa4.4制动蹄上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。在理论上计算制动蹄摩擦面的压力分布规律时，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)压力与变形符合胡克定律。35图3.5浮式蹄径向变形分布计算简图在一般情况下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如图3.5所示，则由于蹄片端部将沿支承面作滚动或滑动，具有两个运动自由度。对于浮式蹄上任意一点A的运动情况，设蹄片和支座面之间摩擦足够大，制动蹄在张开力作用下，蹄片将沿斜支座面上作滚动，设Q为其蹄片端部圆弧面之圆心，则蹄片上任意一点A的运动可以看成绕Q作相对转动和跟随Q作移动。这样A点位移由两部分合成：相对运动位移和牵连运动位移，它们ABBC各自径向位移分量之和为(见图3.5)。D=COS+COS(-)式(3.38)BC根据几何关系可得出=(+Sin)Sin+COSCOS式(3.39)AOQB式中为蹄片端部圆弧面绕其圆心的相对转角。36令+Sin=COQBC1COS=C2在一定转角时，和都是常量。同样，认为A点的径向变形量和压1AD力成正比。这样，蹄片上任意点A处的压力可写成q=qSin(+)式(3.40)00对于浮式蹄，其蹄片端部支座面的法线与张开力作用线平行，因此可称为平行支座。平行支座可视为斜支座的特例。故由之前的推导，可得具有平行支座的浮式蹄摩擦片的径向变形规律与压力分布规律：径向变形和压力为11q式(3.41)sin(1max1式(3.42)q式中任意半径和轴之间的夹角；11OBy最大压力线与轴之间的夹角，根据之前的结构参数可1x计算得=71.7，由之前的计算得出11.502mpa式(3.43)maxq式(3.44)/cosR(1）=3.1803.25）（=16.3mm故径向变形和压力为11q式(3.45)7.1sin(.6式(3.46)4814.5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37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。2/mW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式(3.47)121)(tAvmea式(3.48)(22t式(3.49)jvt1汽车总质量；am汽车制动初速度与终速度，；计算时21v，sm/货车取=80km/h(22.2m/s)；j制动减速度，计算时取j=0.6g；2/smt制动时间，s；前、后制动器衬片的摩擦面积；21A，制动力分配系数。故当=40km/h时：2vjvt21=8.960=1.89s121)(tAvmea38=82.06.5489.12)1(02=1.27W/mm2)(212tAvmea=)82.01(9.68.02=0.54W/mm2当=0km/h时：2vjvt1=8.9602=3.78s121)(tAvmea=82.06.5478.32)(02=0.78W/mm2)1(122tAvmea=)82.0(9.678.302=0.35W/mm2查阅相关资料可知上式满足要求磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为式(3.50)13.02415867RTFAff02/mN式中单个制动器的制动力矩;fR制动鼓半径；39A单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于0.480fF为宜。2/mN所以以上设计符合要求。式(3.51)2maxffLAvL式中汽车总质量，kg；am汽车最高车速，m/sxv车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，A2cm许用滑磨功，对货车取600800；fLfL/J=586.712maxfvA2160.482fL由上式亦可得以上设计符合要求。4.6行车制动效能计算汽车的最大减速度由下式确定：maxj式(3.54)dtvgGa由此得出式(3.55)dtvjmax式中：汽车所受重力，NaG附着系数g重力加速度，=9.82/sv制动初速度，m/s.故最大减速度=0.8gmaxj制动距离S=式(3.56)max2219.5)(6.3jvt40式中：机构制动滞后时间，取0.2s1t制动器制动力增长过程所需时间，取0.6s2+制动作用时间，一般在0.2s0.9s之间1tV制动初速度，由表取为80km/h故制动距离S=6.32m8.96402.53.8)602.(34.7驻车制动的计算如图3.6所示，汽车在半坡停车，取路面遇到的最大附着系数=0.8，可以得出，图3.6汽车在上坡路上停驻时的受力简图车轮的附着力为：式(3.57)sinco(12gahLgmZ同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：41式(3.58)sinco(12gahLgmZ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，即由式(3.59)sin)sico(1gmhLgaga求得汽车在上坡时可以停驻的最大坡度为式(3.60)ghL1arctn汽车在下坡时可以停驻的最大角度为式(3.61)gh1arctn故满载时：汽车在上坡时可以停驻的最大角度为ghL1arctn=850.362rt=27.6汽车在下坡时可以停驻的最大角度为ghL1arctn=850.362rt=17.30空载时：汽车在上坡时可以停驻的最大角度为ghL1arctn=708.32rt=26.40汽车在下坡时可以停驻的最大角度为421arctngLh=708.32rt=16.1一般要求各类汽车能够达到的最大停车坡度在16%至20%之间，由以上计算可知满足法规规定值。435制动器主要零件的结构5.1制动鼓图4.1制动鼓（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓5.2制动蹄44图4.2铸铁制动蹄5.3制动器间隙图4.3双向増力式制动器用的间隙自调装置456结论通过这次对鼓式制动器的学习和研究，提升了我对汽车知识的认识，让我掌握了很多以前不知道的东西。制动系统是汽车中一个重要的组成，它既可以让在公路上开的汽车降低速度，又能让停在路边的汽车静止不动。制动性能的好坏和行车的安全密切相关。所以汽车中制动系统的设计非常重要。本次设计首先通过给定汽车的数据和技术要求，并比较不同种类制动器的优缺点，确定制动器的结构形式；然后通过对制动的力矩、制动的效能因数、制动的距离、摩擦衬片的磨损等的计算、校核以及在此基础上进行的零部件结构设计，使设计达到了预期效果。随着重型汽车和高速公路的发展，比如在速度和载重量的提高，鼓式制动器渐渐显得力不从心。主要体现在：散热困难、制动效能衰退明显、制动间