客车后轮的鼓式制动器的设计研究分析论文.doc

哈尔滨工业大学华德应用技术学院 毕业设计（论文）题 目客车后轮的鼓式制动器的设计 专 业 学 号 学 生 指 导 教 师 答 辩 日 期 哈工大华学院毕业设计（论文）任务书姓 名： 院 （系）： 专 业： 班 号：任务起至日期： 20*年 10月 10日至 20*年 12月 28日毕业设计（论文）题目： 客车后轮的鼓式制动器的设计立题的目的和意义：制动系的功用是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。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密集度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。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。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。本设计可选用12m长大型客车为参照，选择气压制动，与之相配合的应是凸轮式制动器。因为是12m大型客车的后轮制动，所以选择内张型鼓式制动器。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，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。由于 结合以上特点，此设计后轮选用S型凸轮领从蹄式制动器。技术要求与主要内容：设计内容包括汽车制动器的功用与设计要求，结构方案的分析，制动器主要零件的选择 及主要参数的选取，制动器各种参数的计算，气压驱动机构中制动气室的设计及计算，并对以上计算进行校核。方案论证及结构形式的选择，是本设计的一项主要内容，它包括鼓式制动器和制动气室，并详细对它们的各种型式进行结构及优缺点分析。进度安排：2010年10月10日至22日 组织资料，撰写开题报告；2010年10月22日 开题答辩；2010年10月23日至11月19日 完成各零部件的参数计算及校核；2010年11月19日至26日 接受中期检查；2010年11月27日至12月10日 完成各零件图及装配图的绘制和论文的初稿；2010年12月10日至24日 对图纸及论文进行修改；2010年12月28日至28日 接受终期答辩同组设计者及分工：该设计由本人一人独立完成指导教师签字_年 月 日 系（教研室）主任意见： 系（教研室）主任签字_年 月 日摘 要随着大型客车市场的竞争加剧，提高设计效率、提高制动性能，使制动系工作可靠发挥汽车高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性，降低成本等，已经成为主要的竞争手段。因此，对客车制动器的设计是非常重要的。本设计是针对CA6120D116大型客车后轮的鼓式制动器及相应驱动机构的设计。设计中采用的是S型凸轮鼓式制动器，驱动机构采用气压驱动。本文介绍了论文研究的目的和意义、鼓式制动器的各种结构型式及选择、并对相关参数及结构进行选择及设计计算，然后对制动气室进行设计计算，最后对数据强度校核。关键词：客车，制动系统，鼓式制动器，气压驱动AbstractWith the large bus market competition, improve the design efficiency, improve braking performance, the braking system to play a reliable high-speed dynamic performance of vehicle and to ensure driving safety, reduce costs and so on, has become a major means of competition. Therefore, the design of bus brakes is very important.This design is for CA6120D116 large bus rear drum brake and the corresponding drive mechanism design.It is used S-cam drum brakes and pneumatic-driven drive mechanism.This article describes the purpose and significance of the research, various structural types of drum brakes, and choice, and select the relevant parameters and structure and design calculations, and then the brake chamber design calculations, the final strength check of data.Keywords：Bus, Brake System，Drum brake，Pressure-driven目 录摘 要Abstract第1章 绪论11.1 论文研究的目的及意义11.2 论文研究的方向11.3 制动系的功用及应满足的要求2第2章 鼓式制动器的结构型式及选择42.1 领从蹄式制动器62.2 双领蹄式制动器82.3 双向双领蹄式制动器92.4 单向增力式制动器92.5 双向增力式制动器102.6 鼓式制动器方案的确定102.6.1 制动效能因数102.6.2 本设计中鼓式制动器的优选11第3章 制动器的主要参数及选择133.1 制动力与制动力分配系数133.2 同步附着系数163.3 制动强度和附着系数利用率183.4 制动器最大制动力矩193.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数193.5.1 鼓式制动器的结构参数193.5.2 摩擦片摩擦系数21第4章 鼓式制动器的设计计算224.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律224.2 制动蹄片上的制动力矩224.3 S型凸轮气制动器因数的分析计算274.4 摩擦衬片的磨损特性计算284.5 制动器热容量和温升的核算29第5章 制动器主要零部件的结构设计与强度计算315.1 鼓式制动器主要零部件的结构设计315.1.1 制动鼓315.1.2 制动蹄325.1.3 制动底板325.1.4 制动蹄的支承325.1.5 凸轮式张开机构325.1.6 摩擦材料335.1.7 制动器间隙的调整方法及相应机构335.2 鼓式制动器主要零件的强度计算335.2.1 制动凸轮轴的计算335.2.2 制动蹄支承销的剪切应力计算345.2.3 紧固摩擦片铆钉的剪切应力计算36第6章 气压制动驱动机构的制动气室设计计算37结论39致谢40参考文献41附录1 译文42附录2 英文参考资料44第1章 绪论1.1 论文研究的目的及意义21世纪是汽车工业飞速发展的时代，汽车工业逐步成为许多国家的支柱产业。我国随着国民经济的快速发展，汽车的年产量和社会保有量也都在迅速增长。汽车质量的优劣关系到我国汽车产业能否大步迈向世界。因此，对汽车以及相关产品的改进也是相当重要的。随着生活水平的提高和科技的迅猛发展，人们的生活节奏越来越快，高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密集度的日益增大，因此人们对交通工具的快捷性要求也越来越高。为了应对高车速对人们的安全构成的威胁，许多法规对汽车的安全性提出了更高的要求，而汽车制动系的工作可靠性成为其中至关重要的一个方面。制动系的功用是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。一般制动器都是通过其中的固定元件施加制动力矩，使车轮的旋转角速度降低，同时通过车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以达到车辆加速的目的。1.2 论文研究的方向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。行车制动用作强制行驶中汽车减速或停车，其驱动机构选择气压式；驻车制动用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动应采用机械式驱动机构而不用液压或气压的，以免其产生故障。驻车制动通常是阻止后轮运动，而鼓式制动器以内圆柱面为工作表面的内张型适宜用作驻车制动器。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器作为汽车制动系的重要部件，其工作状况的好坏直接影响到制动系统的性能和行车的安全。鼓式制动器除了成本比较低之外，在可靠程度和安全程度上也比较好，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的乘用车，利用手操纵杆或驻车踏板拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。客车上应用鼓式制动器既满足了安全性要求又满足了经济性的要求。1.3 制动系的功用及应满足的要求制动系的功用是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及使已停驶汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。一般制动器都是通过其中的固定元件施加制动力矩，使车轮的旋转角速度降低，同通过车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以达到车辆加速的目的。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。行车制动用作强制行驶中的汽车减速或停车，其驱动机构选择气压式；驻车制动用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动应采用机械式驱动机构而不用液压或气压的，以免其产生故障。驻车制动通常是阻止后轮运动，而鼓式制动器以内圆柱面为工作表面的内张型适宜用作驻车制动器。GB12676-1999对制动装置必须具有的功能提出了具体要求。汽车制动系应满足如下要求。（1）应能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除适应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和用户要求。（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。（3）工作可靠。（4）制动效能的热稳定性好。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。（5）制动效能的水稳定性好。一般在出水后反复制动515次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另外也应防止泥沙、污物等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。（6）制动时的汽车操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后制动器制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一车轴上的左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性； （7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学要求，即操作方便、舒适，能减少疲劳。 （8）作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间（制动滞后时间）和从放开踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。（9）制动时不应产生振动和噪声。（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）制动系中应有音响或光信号等报警装置，以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置。（12）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现象。（13）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。对汽车制动器的性能要求可详见JB3935-85及JB4200-82标准。本章小结本章介绍了论文研究的目的、意义及研究方向,并阐述了制动系的功用以及为保证汽车安全行驶制动系应满足的要求。第2章 鼓式制动器的结构型式及选择鼓式制动器的结构型式有多种，其主要结构型式如图2-1所示，并分述如下。图2-1鼓式制动器的结构型式 鼓式制动器的简图如图2-2所示。不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用。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。图2-2 鼓式制动器简图2.1 领从蹄式制动器如图2-2（a），（b）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），则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。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。由图2-2（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。对于两蹄的张开力P1P2P的领从蹄式制动器结构，如图2-2（b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。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相等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂轴承承受。制动时这种两蹄法向反力不能相互平衡的制动器又称为非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承产生附加的径向载荷，而且领蹄的摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。对于如图2-2（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等。因此，作用与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P1与P2则不相等；且必然有P1/P21或P1P2。由于两蹄的法向反力N1N2在制动鼓正、反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种结构的特性的，实际上也是平衡式的。其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为0.60.8。由于凸轮需要用气压驱动，因此，这种结构仅用在总质量等于或大于10t的货车和客车上。领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式（见图2-2（a）、图2-3），）、楔块式（见图2-4）、曲柄式和具有2个（见图2-5）或4个等直径活塞的制动轮缸式（见图2-6）的。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式、曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块均为浮动的时，亦能保证两蹄的张开力相等，这时的凸轮成为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心为固定式的，不能浮动，故不能保证作用在两蹄上的张开力相等。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退时的制动性能不变，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。图2-3 S凸轮制动器图2-4 楔块式张开装置的车轮制动器图2-5 制动轮缸具有两个等直径活塞的车轮制动器图2-6 制动轮缸具有四个等直径活塞的车轮制动器2.2 双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄，故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2-2（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作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。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，使制动效能大大下降。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，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。2.3 双向双领蹄式制动器双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片。无论是前进或者是倒退制动，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄式制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相等。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的应用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。2.4 单向增力式制动器单向增力式制动器的两蹄片各有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片。汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙变得困难。车用其作为前轮制动器。2.5 双向增力式制动器双向增力式制动器的两蹄片端部有一个制动时不同时使用的公用支点，支点下方有一轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体。双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。2.6 鼓式制动器方案的确定2.6.1 制动效能因数基本尺寸比例相同的各式鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系曲线，如图2-7所示。由图可见，增力式制动器的效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来看，其名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最佳，增力式最差。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。制动器的效能并非单纯取决于根据制动器的结构参数和摩擦因数计算出来的制动器效能因数值，而且还受蹄与鼓接触部位的影响。制动器的效能因数越高，制动效能受接触情况的影响也越大，故正确的调整对高性能制动器尤为重要。图2-7 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系1?增力式制动器 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2.6.2 本设计中鼓式制动器的优选考虑到制动器的效能因数和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，大型客车的驱动方式为气压，所以本设计中后轮采用S凸轮领从蹄式制动器。设计中的整车参数有：客车底盘型号 CA6120D116 汽车轴距 L5800mm汽车满载时总质量 Ma16500kg空载时的质心位置 thu650mm满载时的质心位置 thu1100mm满载时质心距前轴距离 L11493mm满载时质心距后轴距离 L24307mm轮胎型号 11R22.5本章小结鼓式制动器分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、单向增力式和双向增力式，分别介绍了这五种结构型式的结构和工作原理，然后确定了本设计中采用的方案，即后轮选用S型凸轮领从蹄式制动器。第3章 制动器的主要参数及选择3.1 制动力与制动力分配系数汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩f和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角速度w0的车轮，其力矩平衡方程为 （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，其方向与车轮旋转方向相反，N?m； ?地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；?车轮有效半径，m。令 （3-2）并称为制动器制动力，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。与的方向相反，当车轮角速度时，大小亦相等，且仅由制动器的结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、结构尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大时，和均随之增大。但地面制动力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即（3-3）式中：?轮胎与地面间的附着系数；Z?地面对轮胎的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力的值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到车轮角速度以后，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的增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图3-1）。根据汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为 （3-4）对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为 （3-5）式中：?汽车制动时水平地面对前轴车轮的方向反力，N； ?汽车制动时水平地面对后轴车轮的方向反力，N； ?汽车轴距，mm； ?汽车质心离前轴距离，mm； ?汽车质心高度，mm； ?汽车所受重力，N； ?汽车质量，kg； ?汽车制动减速度，m/s2。图3-1 制动力与踏板力Ftp的关系若在附着系数为的路面上制动，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等于汽车前后轴车轮的总的附着力，亦等于作用于质心的制动惯性力，即有 （3-6）取轮胎与地面间的摩擦系数，所以汽车总的地面制动力为（3-7）式中：?制动强度；，?前后轴车轮的地面制动力。由式（3-3）式（3-7）可求出前、后轴车轮的附着力为 （3-8）上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。当汽车个车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、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3种，即前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；前、后轮同时抱死拖滑。在上述3种情况中，第（3）种情况的附着条件利用得最好。在式（3-7），式（3-8）求得在附着系数的路面上，前、后车轮同时抱即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件为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；，?地面对前、后轴车轮的法向反力；?汽车重力；，?汽车质心离前、后轴的距离；?汽车质心高度。由式（3-9）可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。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、后轮制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则可保证汽车在任一附着系数的路面上制动时，均可使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动器制动力与汽车总的制动器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，即 （3-10）代入 （3-11）及式（3-7）得前、后轮制动器制动力分别为3.2 同步附着系数由式（3-10）可得 3-12图3-2 汽车的I曲线与曲线式（3-12）在图3-2中为一条通过坐标原点且斜率为的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、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曲线交点处的附着系数为同步附着系数。对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下3种情况。当时：线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；当时：线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；当时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率来表示，可定义为 （3-13）当时，利用率最高。3.3 制动强度和附着系数利用率前面的式（3-6），式（3-13）已分别给出了制动强度和附着系数利用率的定义式，下面再讨论一下当，和时的和。由 求得 3-14 3-15当时，,故，。当时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即.由式（3-7），式（3-8），式（3-13）和式（3-14）得 3-16 3-17 3-18当时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即.由式（3-7），式（3-8），式（3-12）和式（3-14）得3-19 3-20 3-21对于值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。因此在的路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。3.4 制动器最大制动力矩由于CA6120D116选用的轮胎型号为11R22.5，子午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽279.4mm，滚动直径d1143mm即轮胎在额定载荷时滚动直径。滚动半径为 572mm制动器所能产生的前、后轮制动力矩，受车轮的计算力矩制约，即3.5 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数3.5.1 鼓式制动器的结构参数1.制动鼓直径当输入力P一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径D的尺寸受到轮毂内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增加，不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不应小于20mm30mm,以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为货车 D/Dr0.700.83DDr25.4mm0.77440.05mm依据QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，取D440mm。2.制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b摩擦衬片的包角通常在90120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角90100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于120，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值，并按QC/T309-1999选取。依据QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，b的可取值有：120mm，150mm，180mm，210mm，240mm，270mm选取b120mm，100得到每个制动器的摩擦面积A3.摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角 如图3-2所示。4.张开力P的作用线至制动器中心的距离aa0.8R0.8220mm176mm5.制动蹄支销中心的坐标位置k与c K30mmC0.8R0.8220mm176mm图3-3 鼓式制动器的主要几何参数3.5.2 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦材料偏离正常值的敏感性的要求。后者对蹄式制动器是非常重要的。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。在假定的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f0.3，计算结果更接近实际值。因此，取f0.3本章小结本章介绍了鼓式制动器的主要参数及选择，分别为制动力与制动力分配系数、同步附着系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩、结构参数（包括制动鼓直径、制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b、摩擦衬片起始角、张开力P的作用线至制动器中心的距离a、制动蹄支承销中心的坐标位置k与c）与摩擦系数。第4章 鼓式制动器的设计计算4.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律 本设计采用的是具有一个自由度的制动蹄，即蹄片绕支承销转动。如图4-1所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销O点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为即 从图4-1中的几何关系可看到因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 即制动器蹄片上压力成正弦分布，其最大压力作用在与连线成90的径向线上。4.2 制动蹄片上的制动力矩图4-1为计算制动力矩简图，图4-2为计算张开力简图。为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，如图6所示。它位于角内，面积为，其中b为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元