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目 录 第 1章 制动参数选择及计算 . 2 . 2 . 2 . 2 . 3 第 2章 汽车参数设计 . 3 第 3章 制动器制动力分配系数 . 5 第 4章 鼓式制动器的主要参数及其确定 . 7 第 5章 制动器的设计与计算 . 10 第 6章 衬片磨损特性的计算 . 14 结论 . 18 参考文献 . 18 致谢 . 20 第一章 制动参数选择及计算 车参数（符号以汽车设计为准） 制动器设计中需要的重要参量： 汽车轴距： L=1370轮滚动半径： r r =295 车满载质量： 100车空载质量： 600载时轴荷的分配： 前轴负荷 39%，后轴负荷 61% 空载时轴荷的分配： 前轴负荷 47%，后轴负荷 53% 满载时质心高度： =745载时质心高度： =850心距前轴的距离： 835 =726 心距后轴的距离： 535 =644汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。 动器的设计与计算 动力与制动力矩分配系数 0 水平路面满载行驶时 ,前、后轴的负荷计算 对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算 (g= 前轴的负荷 a( 后轴的负荷 着系数，沥青 轴荷转移系数 前轴： m,1= 1= 后轴： m,2= 2= 第 2 章 汽车参数设计 水平路面满载行驶制动时 ,地面对前后车轮 的法向反作用力 （满载） 2+=4100 =L(=4100 = 式中： 车所受重力； 车轴距； 1L g (取 2 （ 汽车理论 8,22） 汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽 车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度 0 的车轮，其力矩平衡方程为 （ 4 式中： 制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， N m； 地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反， N； m 令 称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动 器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。 车轮角速度 0 时，大小亦相等，且 寸，摩擦副的摩擦系数及车轮的有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当增大踏板力以增大 ， 地面制动力受附着条件的限制其值不可能大于附着力 F ， （ 汽车理论 22） 地面对轮胎切向反作用力的极限值称为附着力 F F = (4F = (4式中 ： 车理论 22页）； (1) 前轮 ： F 1= 1= (20 后轮： F 2= = 2= =制动器的制动力 值时，车轮即被抱死并在地面上滑移，此后制动力矩 表现为静摩擦力矩 成为与 平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值，当制动力车轮角速度 =0 以后，地面制动力 F 值后就不再增大，而制动器的制动力 图 4示 图 4动器制动力、地面制动力与踏板力的关系 第 3 章 制动器制动力分配系数 第 3章 （ 1） 分配系数 = B (4，踏板力 ( (4 (4可得 =B= ） =( ( ( L (4即： =+ (4其中 3535L=137045取 =得到 =+ =(535+745) 1370 = 2）同步附着系数 0=（ (4 =(1370 535) 745= 0=4 = 2+ 0=4100 =1- 0=4100 = 在同步附着系数 前后轮同时抱死 的路面上行驶时所得到的地面制动力 前轮 ： F 1=0 1= 0=后轮： F 2= 0 2= 0= 4 章 鼓式制动器的主要参数及其确定 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。 1制动鼓内径 D 输入入力 定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 图 1式制动器的几何参数 但增大 D(图 1 8)受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于 20则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门 嘴。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下： 乘用车 D 车： D 0 动鼓内径尺寸应参照专业标准 24 89制动鼓工 作 直 径 及 制 动 蹄 片 宽 度 尺 寸 系 列 选 取 。 图 1式制动器的主要几何参数 依据车轮型号： 于是， 得轮辋直径 r =25.4 x 10=254 （ 1 取 D 则制动鼓内径直径 D=r=照 中华人民共和国专业标准 309 1999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 取 D=220摩擦村片宽度 b 和包角 摩擦村片宽度尺寸 b 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 b. 制动器各蹄衬片总的摩擦面积 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。 试验表明，摩擦衬片包角 =90 100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于 120。 取 =100 衬片宽度 b 较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。 中华人民共和国专业标准 309 1999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列结合课本教 材汽车设计王望予 264 页表 8路车总质量 4100 千克， 对于（ t 的商用车，单个制动器总的摩擦面积 300650） 里取 取 b=900 一般将衬片布置在制动碲的中央，即令 0 =90 2 。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。 此设计中 令 0=90 2 =90 2100 =40 0 作用线的距离 e 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下。应使距离 e(图 8 7)尽可能大，以提高制动效能。 暂定 e=8a 和 c 应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使 a 尽可能大而 c 尽可能小 (图 8 7)。 暂定 a=8. 摩擦片摩擦系数 f 摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能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系数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。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 数可达 般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的 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3.0f 0 设计取 f = 第 5 章 制动器的设计与计算 （一 ） （汽车设计 268页） 考虑到 =110 a=88 （汽车设计 266 页图 868 页图 8车设计 264 页图8 =88 110=角度为 370 R=110 =100 0=400 =1800370 =3 0 = + =103 （ 1） 不均匀系数 =（ ） ( ) =1030（ ） =( = 2） R( )/( )2+(2 + )21/2 =4 110 (+(1/2 =1/2 =1/2 =为领蹄和从蹄大小尺寸相同 故 =二） 用液力驱动时所需张开力为 ，采用领从蹄式制动器 02 前轮 o= (2) = r r /2(2) =295 后轮 o = (2) = r r /2(2) =295 三 ) 检查蹄有无自锁 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。 由式 (8 10)得出自锁条件。（汽车设计 267页 汽车设计 266页 R） (汽车设计 268页 1= =y/= )/(2 + ) = ( = = 汽车设计 269页） 当式 (8 10)中的分母等于零时，蹄自锁，即 +) 0. 110（ 0. 110 0 如果 f()就不会自锁。 () = 110 110 =f=动器不会自锁 领蹄表面的最大压力为 （汽车设计 269页） 由方程式 (8 5)和式 (8 10)可计算出领蹄表面的最大压力为（ h=e+a =176 前轮 o1 h R1/c(+)=10795 =105N 后轮 o h R1/)= =104N 前，后制动器制动力矩的计算 为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。为此，首先选定同步附着系数 0，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值 （ 8 17） 式中， ,征为前、后轮制动器的制动力矩； 然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩 根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩 =（ （ = 前轮制动器的最大制动力矩 r r = 后轮制动器的最大制动力矩 个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算所得结果的一半值 第 6 章 衬片磨损特性的计算 摩擦衬片 (衬块 )的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(制动盘 )的材质及加工情况，以及衬片 (衬块 )本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困 难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。 从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能 (动能和势能 )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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片 (衬块 )磨损将越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。 各种汽车的总质量及其制动衬片 (衬块 )的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬片 (衬块 )摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为 W 能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。 双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为 ma(4 ma(4 t=(j 式中， t)； 为汽车回转质量换算系数；v1,m s)； m s)； 制动器衬片 (衬块 )的摩擦面积(卢为制动力分配系数。 扫 路 车 最 大 转 移 时 速 为 5 h A= =j=s2 t= j=18 在紧急制动到停车的情况下， ，并可认为 =1，故 （ 8 14） )1(42212 a （ 8 15） 1211 4a =（ 4100 182 （ 4 1 8W 1(42212 a = （ 4100 182 （ 4 =8W 有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1 8W 宜，计算时 取减速度 j=0 6g。制动初速度 车用 100h(27 8m s)；总质量 3 5t 以下的货车用 80h(s)； 总质量 上的货车用 65h(18ms)。轿车的盘式制动器在同上的 01 和 i 的条件下，比能量耗散率应不大于 6 0W 于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的值允许略大于 1 8W 能量耗散率过高不仅引起衬片 (衬块 )的加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。 另一个磨损特性指标是每单位衬片 (衬块 )摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力 摩擦力越大，则磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为 ， 0（ 8 16） 式中， 单个制动器的制动力矩； R 为制动鼓半径 (衬块平均半径 有效半径 A 为单个制动的衬片 (衬块 )摩擦面积。 在 j=，鼓式制动器的比摩擦力 不大于 0 48N之相应的衬 片与制动鼓之间的平均单位压力户 pm=f=f： 这比过去一些文献中所推荐的 用值 2 2 5N 为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。 前轮 0= 前轮制动器的最大制动力矩 r r = 后轮制动器的最大制动力矩 . 结论 设计中制动系的每一部分的的设计均按照相关要求进行，制动器主要零部件的选取等等方面均满足要求，达到了设计的预期要求。虽然本设计中在每一个单独的设计部分满足要求，但是汽车是一个相当复杂的整体，在设计过程中对于汽车整个制动性能部分和其它部件的匹配或者影响考虑的不够，所以难免对于汽车的制动性能这一块有一定影响；除此之外，本设计中只是对制动方案的优选并没有对制动方案进行创新，这也由于现今的制动系统日趋成熟的缘故。因此本设计在深度和广度上仍显不足，还需做进一步的研究。 参考文献 1. 刘惟信编著 北京 :清华大学出版社 ,2004 2. 张洪欣主编 北京：机械工业出版社 ,1998 3. 迪特马尔 鲍曼 ； 汉尼尔 施密特 ； 赫伯特 福勒特 ； 弗里德尔 凯勒 中国专利 :. 行业标准 北京：机械工业出版社 ,. 张平 . 汽车鼓式制动器 P. 中国专利 :6. 王宣锋 硕士学位论 文 哈尔滨工业大学 ,2006 7. 徐永康 汽车实用技术， 2004， 01： 4750 8. 王望予主编 北京：机械工业出版社 . 余志生主编 2 版） 械工业版社 0. 陈家瑞主编 4 版） 民交通出版社 ,2002 11. 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 309 1999 12. 梁萍主编 成都：西南交通大学出版社 3. 汽车工程手册编辑委员会 北京：人民交通出版社， 2002 14. 谢进，万朝燕，杜力杰主编 北京：高等教育出版社 ,2004 15. 机械工程材料，于永泗，齐民编，大连理工大学出版社， 2007。 16. 濮良贵、纪名刚 主编 . 机械设计（第 8 版） . 北京：高等教育出版社， 2006 17. 孙恒、陈作模、葛文杰 主编 . 机械原理（第 7 版） . 北京：高等教育出版社， 2001 18. 成大先主编 行本） 学工业出版社， 19. 液压与气压传动（第二版） 高等教育出版社 20. 互换性与技术测量 华中科技大学出版社 21. 汽车构造与原理 （下册 底盘 车身 ） 第 2 版 机械工业出版社 22. ,2008. 23. of ,2007. 24. ,2006. 致谢 经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业论文，由于经验的匮乏，难免有许多 考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。 在毕业设计过程中，得到了老