东风eq1090e型汽车前轮制动器的设计.doc

.河南科技大学本科毕业设计（论文） 题 目： 东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计 姓 名： 专 业： 学 号： 指导教师： 河南科技大学二0一三年五月目 录摘 要IAbstractII 绪 论1第1章 制动器的结构简介及方案的确定31.1盘式制动器31.2鼓式制动器31.2.1领从蹄式制动器81.2.2单向双领蹄式制动器121.2.3双向双领蹄式制动器131.2.4双从蹄式制动器141.2.5单向增力式制动器141.2.6双向增力式制动器141.3方案的确定15第2章 理想制动力及其分配16 2.1 东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计参数2.2 制动力与制动力分配系数162.3 同步附着系数212.4制动器最大制动力矩21第3章 制动器的设计计算233.1 鼓式制动器的结构参数233.1.1 制动鼓内径D233.1.2 摩擦衬片宽度b和包角243.1.3 摩擦衬片起始角253.1.4 制动器中心到张开力作用线的距离e263.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c263.1.6 摩擦片摩擦系数263.2 固定凸轮式的计算26 3.2.1 凸轮张开机构的参数确定和特性计算 3.2.2 固定式凸轮制动器的制动因数计算 3.3 制动蹄片上的制动力矩303.4 行车制动效能计算333.5 驻车制动计算343.6 摩擦衬片的磨损特性计算36第4章 制动器的结构及主要零部件设计384.1制动蹄384.2制动鼓384.3摩擦衬片394.4摩擦材料404.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置414.6制动支承装置424.7制动轮缸434.8张开机构434.9制动蹄回位弹簧43第5章 主要零部件的强度计算与校核 5.1凸轮轴的强度校核 5.2凸轮轴上花键的强度校核 第6章 结 论44致 谢45参考文献46.摘 要（想要本文装配图和零件图与本人联系qq：994166684保证原创）随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越值得人们关注，汽车的制动系统就变成了人们主要考查车辆的一项重要指标。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。如何提高汽车制动性也成了热点的研究话题。该设计选定的是东风EQ1090E型汽车前轮制动器的研究和设计，通过对制动器的分类选择，选定出合适的制动器，然后对各个参数进行计算并且校核，最后对各个零件进行结构设计，最后完成整个制动器的设计与装配。关键词：制动系统，东风货车，鼓式制动器Abstract With the increase in car ownership has brought more security issues, and more worthy of attention, the braking system of the car has become a major test is an important indicator of the vehicle. According to the information in the vehicle itself caused a traffic accident, 45% of the total brake system failure caused by accidents. Visible, the brake system is very important in order to ensure road safety systems. How to improve the automobile brake has become a hot research topic .Car front wheel brake of Dongfeng EQ1090E, research and design, classification brake, select the appropriate brake, and then calculate the design of each of the selected parameters and check the last part of the structural design, and finally, in order to complete the design and assembly the entire brake.Key words: Braking systems , Dongfeng truck , Drum brake.绪 论目前，随着汽车行业的日益兴旺，对汽车零件的要求也越来越高，制动系执行机构制动器的设计缺陷导致汽车制动系统的忽视进而使汽车交通事故现象越来越严重。因此正确的制动器设计应该被准确深入研究。车辆的制动系统性能是其重要性能之一，它直接关系到交通的安全。重大交通事故的发生，往往与制动距离过长，紧急制动时车轮抱死发生侧滑、甩尾、失去方向稳定性等情况有关。防抱死制动系统是一种在制动时能自动调节制动管路压力，使车轮不致抱死，以提高汽车行驶稳定性和制动安全性的自动调节系统。防抱死制动系统能够提高车辆安全性，具有明显的社会效益和经济效益。在国外，计算机仿真技术越来越多地用于汽车的研究开发和设计制造中，虚拟样机技术得到快速发展。对于尚未完成或者处于经济性、安全性等因素的考虑，无法通过试验进行验证的设计研究，往往需要借 助系统仿真来实现这一要求。随着计算机软硬件技术的发展，计算机对数据的处理能力有了突飞猛进 的提高，这也使得计算机仿真技术的运用成为可能，虚拟样机技术已成为解决工程问题的一种快速、 有效的手段。 采用仿真方法研究汽车的各项性能时，需对汽车作适当的简化，然后应用简化模型进行计算分析。 随着简化程度的不同，必然会使计算结果与实际情况之间存在不同程度的偏差。 随着计算机技术的发展，在深入研究制动振动与噪声的过程中有限元方法越来越成为一种必不可 少的建模方法。有限元法的基本思想试将连续的求解区域离散为一组有限个、且按一定方式互相联结 在一起的单元的组合体。它利用每一个单元内假设的近似函数来分片地表示全求解域上待求的场函数。 单元内的近似函数通常由未知场函数或其导数在单元的各个结点的数值和其插值函数来表达。这样， 一个问题的有限元分析中，未知场函数及其导数在各个结点上的数值就成为新的未知量（即自由度）， 从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由度问题。一经求解出这些未知量，就可以通过 插值函数计算出各个单元内场函数的近似值，从而得到整个求解域上的近似解。与传统的集中参数法 相比，有限元法允许有复杂的几何形状以及边界和加载条件。另外，国内来讲，一些学者运用有限元模型对鼓式制动器进行了研究，但其中研究制动过程中的温度场问题和 接触问题的较多。蒋伟康对于摩擦引起的鼓式制动器制动尖叫提出了鼓式制动器尖叫是振动的特性仅 取决于制动鼓和蹄片的观点，建立了一种三维解析模型并用于分析制动鼓的固有模态及其稳定性。他发现当制动鼓与蹄片间的摩擦系数小于临界摩擦系数时，制动鼓不会发生自激振动，制动器也不会发 生尖叫。而朱新潮等人则通过建立鼓式制动器高频噪声问题的结构闭环耦合模型，用Hamilton 变分原理推导该问题的结构闭环耦合动力学方程，并针对实车通过改变制动底板的结构参数，利用该模型 进行计算分析。王宣峰对鼓式制动器的凸轮式形成较完整的理论。杨柳用 simlink 对整车系统建立数学模型。给出很好的鼓式制动器simlink 数学模型。吴永海将计算机辅助设计引入汽车制动系统的设计中，免除了繁琐的设计计算， 对机械设计过程的进一步发展也有很好的提示作用。随着汽车安全性的日益提高，汽车制动系统也历经了数次变迁和改进。从最初的皮革摩擦制动，到后来的鼓式、盘式制动器，再到机械式ABS制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子ABS制动系统、数字式电控ABS制动系统，等等。近10年来，西方发达国家又兴起了对汽车线控系统的研究，线控制动系统应运而生，并开展了对电控机械制动系统的研究。简单来说，电控机械制动系统就是把原来液压或者压缩空气驱动的部分改为电动机驱动，借以提高响应速度，增加制动效能, 同时大大简化了结构，降低了装配和维护的难度。由于人们对制动性能要求的不断提高，传统的液压或者空气制动系统在加入大量电子控制系统(如ABS、TCS、ESP)后，结构和管路布置越来越复杂，加大了液压(空气)回路泄漏的隐患，同时装配和维修的难度也随之提高；因此，结构相对简单、功能集成可靠的电控机械制动系统越来越受到青睐。可以预见，EMB将最终取代1传统的液压(空气)制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。经过分析国内外发展的状况，我结合自己的实际研究了一下东风EQ1090E型汽车的前轮制动器，希望可以使他的前轮制动器发挥更好的制动效能。其实，东风EQ9100E(EQ140-1)型汽车是我国自行设计制造的一种结构新颖、性能先进、节省能源的、质量稳定的新型中型载货汽车。我希望通过本次的设计可以使这款汽车的前轮制动器得以改善。其中包括汽车行驶制动的安全性可以有所提高 ； 在保证功能和强度的要求下，尽量减小整备质量 ；尽量使用通用件，以便降低制造成本 ；工作可靠，结构简单，装卸方便，便于维修、调整。我认为，制动系是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的行驶安全性。随着高速公路的迅速发展和汽车密度的日益增大，交通事故时有发生。因此，保证汽车行驶安全，提高汽车的制动性能，优化汽车制动系的结构是非常重要的。第1章 制动器的结构简介及方案的确定1.1盘式制动器由工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成制动块，每个制动器中有2-4块，这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中。钳盘式制动器散热能力强，热稳定性好，故大多数轿车和轻型货车广泛采用这种制动器。定钳盘式制动器定钳盘式制动器的制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧都装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。缺点：1）油缸较多，使制动钳结构复杂；2）油缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动盘的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装在现代化轿车的轮内；3）热负荷大时，油缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化；4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。浮钳盘式制动器浮钳盘式制动器的制动钳一般是设计得可以相对于制动盘轴向滑动。其中只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块附装在钳体上。全盘式制动器制动盘的的全部工作面可同时与摩擦片接触。全盘式制动器主要用于重型汽车。1.2 鼓式制动器汽车制动器除各种缓速装置外，几乎都是机械摩擦式的，即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，根据旋转元件的不同分为鼓式和盘式两大类，不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，鼓式刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，而且盘式制动器比鼓式制动器要贵些，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。其工作原理如图3.1所示。 1、2制动蹄 3、5支承销 4制动鼓图 1.1 鼓式制动器工作原理带有摩擦片的制动蹄1、2通过支承销5、3铰装在制动底版上。制动时，轮缸活塞（转动凸轮轴）对制动蹄施加张开力P，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓4表面上。这是制动蹄1、2分别受到制动鼓作用的法向反力 、 ，和切向力 、 ，而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的制动力矩（+）R，（R为制动鼓工作半径），从而达到使汽车减速的目的。制动系应满足如下要求：(1)能适应有关标准和法规的规定。(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。(3)工作可靠。(4)制动效能的热稳定性好。(5)制动效能的水稳定性好。 (6)制动时的操纵稳定性好。(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求。(8)作用滞后的时间要尽可能地短。(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。(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)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。(12)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。鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图1-1），它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。图1-1 制动器的结构形式鼓式制动器的各种结构形式如图1-2a-f所示。图1-2 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）双向增力式不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2）张开装置的形式与数量不同。（3）制动时两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。在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（）与输入力之比，即 式中，K为制动器效能因素；R为制动器输出的制动力矩。制动效能的稳定性是指其效能因素K对摩擦因素 的敏感性。使用中 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 的变化敏感性小。1.2.1领从蹄式制动器如图1-2(a)、(b)所示，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)，蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄相互对调。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1-2(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1-2(b)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力相等。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等，不能相互平衡，其差值由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将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。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。对于如图1-2 (a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而作用于两蹄的张开力P1、P2则不等，且必然有P10的车轮，其力矩平衡方程为: 式（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，其方向与车轮旋转方向相反，Nm； 地面作用于车轮上的制动力，之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； 车轮有效半径，m。令 = / 式(2-2)即制动器制动力，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，大小亦相等，且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。但地面制动力 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力 ，即 式（2-3）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=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的增大使摩擦力矩增大而继续上升如图3.1。 图2.1 制动器制动力与踏板力关系曲线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Z1，Z2为： 式（2-4） 式（2-5）式中 ：G汽车所受重力； L汽车轴距； 汽车质心离前轴距离；图4.2 汽车制动时整车受力分析图 汽车质心离后轴距离； 汽车质心高度； g 重力加速度； 汽车制动减速度。 若在附着系数为（我们选择在沥青路面上制动，则选取=0.8）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为 式(2-6)式中 q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力；，前后轴车轮的地面制动力。此时 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= 式（2-7）则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的表达式： 式（2-8） 式（2-9）在本设计中，该货车代入数据如下：故 满载时：=35296N =994898.31N 空载时： =43698.12N =35975.87N由以上两式可求得前轴车轮附着力为: 式(2-10)后轴车轮附着力为 : 式（2-11）故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： =750709.52N =795918.65N 空载时前、后轴车轮附着力 =34951.3N =28780.67N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。由式(2-7)、式(2-10)、（2-11）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 式(2-12) 式(2-13)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；G 汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。由式(2-12)、(2-13)得 式(2-14)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，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力 之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： 式（2-15）图2.3 空载与满载时理想制动力分配曲线则： = 式（2-16）代入数据得空载时： =0.38 满载时： =0.382.3 同步附着系数式(2-15)可表达为： 式(2-17)上式在图2.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/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。同步附着系数的计算公式： 式(2-18)满载时： =0.428空载时： =0.413利用附着系数就是在某一制动强度q下，不发何生任车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。2.4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。由式（2-8）可知，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= 式（2-19）式中 , 汽车质心离前，后轴距离； 同步附着系数； 汽车质心高度。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（2-20） = 式（2-21）式中： 前轴制动器的制动力，； 后轴制动器的制动力，； 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。故= 式（2-22）= 式（2-23） 由式（2-19），式（2-20）可得=6466.2 = =1.550.1第3章 制动器的设计计算3.1 鼓式制动器的结构参数3.1.1 制动鼓内径D输入力一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但 的增大（图3-1）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2030mm，否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。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。 图3-1 鼓式制动器主要几何参数制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：乘用车 =0.64-0.74商用车 =0.70-0.83制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表3-1）。表3-1 制动鼓最大内径轮辋直径/in121314151620制动鼓最大内径/mm轿车180200240260-货车、客车220240260300320420初选轮辋直径20英寸，则轮辋直径=2025.4mm=508mm。而对应的制动鼓最大内径=420，=420/508=0.826，满足货车对制动鼓直径与轮辋直径比值的要求。 3.1.2 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。这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积 ,即 mm 式（3-1）式中： D制动鼓内径（mm）； b制动蹄摩擦衬片宽度(mm)； 分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。摩擦衬片的包角通常在 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 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，包角不宜大于120，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，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，减小磨损，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2.5MP 的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如表3-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角 ，即： 式（3-2）式中, 是以弧度为单位，当A，R， 确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。表3-2 制动器衬片摩擦面积汽车类型汽车总质量m/t单个制动器总的衬片摩擦面积/mm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)制动鼓各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。本设计中，摩擦衬片包角，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列可取b=140mm。由式（3-2）得 cm单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=1025.73 cm 如表6-2所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。由式（6-1）可得 cm3.1.3 摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。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，以改善制动效能和磨损的均匀性。 3.1.4 制动器中心到张开力作用线的距离e在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取左右。取mm 3.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图3-1）。初步设计可取 =0.8R左右,c=42mm。a=0.8R=0.8210=168mm3.1.6 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，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，后者对蹄式制动器非常重要。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，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=0.350.40已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.4可使计算结果接近实际值。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。在本设计中选取=0.4。3.2 固定凸轮式（S型凸轮）气制动器的制动器因数计算 3.2.1 凸轮张开机构的主要参数的确定及凸轮特性的计算 制动凸轮工作表面设计为具有渐开线特性的曲面。其凸轮的作用力臂等于基圆半径，与凸轮转角无关。所以它在使用过程中始终具有固定不变的传动比。这种制动器工作稳定，对整车制动方向稳定也较有利。主要结构参数的确定及凸轮特性计算如图3.2所示e=常量 式（3-3） 式（3-4） 式（3-5） 式（3-6）式中： e-凸轮作用力臂 -凸轮基圆半径，现定=13mm-滚轮中心位移 S-凸轮中心距与滚轮中心距，根据制动器结构，选初始值=40.4mm r-凸轮工作极径，选初始值=19.65mm -凸轮工作升程 -制动时凸轮转角图3.2凸轮主要结构当取不同值时，其计算及作图结果如表二所示，由表中数值可以作出凸轮特性曲线，如附图所示。制动凸轮的效率表3-3 凸轮的效率19.65040.400