鼓式制动器毕业设计

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AUTOCAD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AUTOCAD,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14周查阅资料，分析课题研究的内容，外文翻译，写开题报告；第56周比较分析各种不同类型主减速器的优缺第78周分析确定几种不同类型的主减速器，并绘制出草图第910周具体数据计算第1115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1617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AUTOMOTIVEENGINEERINGENGLISH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,2004472517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,198021722248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,200144224509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,2005,162321092211110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,2005,272232223511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,2005,27454154312张洪欣汽车设计机械工业出版社，199911813613刘惟信机械最优化设计清华大学出版社，1989405214吴志敏等农用动力车动力的优选方农业下程学报1996,12310110515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1985,1162018KUMARA,GUPTAVPINNOVATIVEPLANNINGANDMONITORINGIMPROVESPRODUCTIONFORMANINDIAOFFSHOREFIELDJSPE80488,200319YANCYYCONTRACTORSUPGRADINGUSAFLEETTOOPTIMIZESERVICINGDEEPER,MORECOMPLEXWELLSJAMEROILGASREPORTER,2002,V4513E127128,13013120MORGAND,YUANMMULTTLATERALTECHNIQUEINCREASESPRODUCTIONINAMATUREOFFSHORECHINAFIELDJOFFSHOREINT,2002,V62114445,8921ELLTSHA,LEJEUNEGVMETHODOFDRIVEPIPEREPLACEMENTSONOFFSHOREPLATFORMSJPATENTUS6247541131,200222WEATHERLMH,HARDJJANEWAPPROACHTOSIDETRACKDRILLINGOFMARGINALWELLSOFFSHOREJSPE/IADCDRILLINGCONFPROC,2001,V244545223DOOLEYWE,CASTORGWESTDELTAREDEVELOPMENTUSESREENTRIES,OPENHOLEHORIZONTALGRAVELPACKINGJOFFSHOREINT,2001,V6125254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07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，BRIANINGRAM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AUTOCAD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AUTOCAD,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111鼓式制动器的形式结构112鼓式制动器按蹄的属性分类2121领从蹄式制动器2122双领蹄式制动器6123双向双领蹄式制动器7124单向増力式制动器9125双向増力式制动器9第2章制动系的主要参数及其选择1321制动力与制动力分配系数1322同步附着系数1823制动器最大制动力矩2024鼓式制动器的结构参数与摩擦系数21241制动鼓内径D22242摩擦衬片宽度B和包角22243摩擦衬片起始角024244制动器中心到张开力P作用线的距离A24245制动蹄支承点位置坐标K和C24246衬片摩擦系数F24第3章制动器的设计计算2531浮式领从蹄制动器平行支座面制动器因素计算2532制动驱动机构的设计计算27321所需制动力计算27322制动踏板力验算28323确定制动轮缸直径29324轮缸的工作容积29325制动器所能产生的制动力计算3033制动蹄片上的制动力矩3134制动蹄上的压力分布规律3535摩擦衬片的磨损特性计算3736制动器的热容量和温升的核算4037行车制动效能计算4138驻车制动的计算42第4章制动器主要零件的结构设计4541制动鼓4542制动蹄4643制动底板4644制动蹄的支承4745制动轮缸4746摩擦材料4747制动器间隙48结论50致谢51参考文献52附录153附录254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ABSTRACTDRUMBRAKE,ALSOKNOWNASBLOCKTYPEBRAKE,DRUMBRAKES,NOWWITHINTHEMAINSTREAMSTYLESHEETS,ANDITSBRAKESHOESLOCATEDINSIDETHEBRAKEWHEEL,BRAKEBRAKEBLOCKSOUTWHENOPEN,THEINSIDEWHEELFRICTIONBRAKE,TOACHIEVETHEPURPOSEOFTHEBRAKESINTHEVEHICLEBRAKINGSYSTEMHASAVERYIMPORTANTROLE,FAILUREWILLRESULTINDISASTERIFSERIOUSCONSEQUENCESTHEMAINPARTSOFTHEBRAKINGSYSTEMISTHEBRAKE,INTHEMODERNCARISSTILLWIDELYUSEDINHIGHPERFORMANCEBRAKESHOEBRAKEDRUMTHEDESIGNOFTHEFRICTIONDRUMBRAKESWERERELATEDTOTHEDESIGNANDCALCULATIONINTHEDESIGNPROCESS,BASEDONTHEACTUALPRODUCT,ACCORDINGTOOURCURRENTBRAKEFACTORYGENERALNEWPRODUCTDEVELOPMENTPROCESS,ANDTHEORETICALDESIGNREQUIREMENTS,THEFIRSTMODELOFTHEVEHICLEACCORDINGTOTHEGIVENPARAMETERANDTHETECHNICALREQUIREMENTS,DETERMINETHEBRAKESTRUCTUREAND,BRAKEMAINPARAMETERS,ANDTHENCALCULATETHEBRAKINGTORQUEBRAKE,BRAKESHOESONTHEPRESSUREDISTRIBUTION,DEFORMATIONSHOE,BRAKEEFFECTIVENESSFACTOR,BRAKINGDECELERATION,WEARCHARACTERISTICS,BRAKETEMPERATURE,ETC,ANDINTHISBRAKEONTHEBASISOFTHESTRUCTURALDESIGNOFMAJORCOMPONENTSFINALLY,ASSEMBLYDRAWINGSANDPARTSTOCOMPLETEMAPPINGKEYWORDSDRUMBRAKE,BRAKINGTORQUE,BRAKEEFFICIENCYFACTOR,BRAKINGDECELERATION,BRAKETEMPERATURERISING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。11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11），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。图11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。12鼓式制动器按蹄的属性分类121领从蹄式制动器如图11（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11（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。图12PERROT公司的S凸轮制动器图13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滚轮对于两蹄的张开力的领从蹄式制动器结构，如图11（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11（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（21）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（22）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FF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FTFBBF能大于附着力，即FZ式（23）B或Z式（24）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。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FFPF上升（见图21）图21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1Z21Z2GGLH式（25）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08；所以在空，满载时由式（25）可得前后制动反力Z为以下数值故满载时8012560891Z1142443N325425557N空载时80951426081Z926832N52190846N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为表21图22制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为GQ式（26）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926832190846汽车满载1142443425557，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（27）21G1GG由已知条件及式（27）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故满载时8081250691F913954N3205340445N空载时80914681F741360N5202152677N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为表22车辆工况前轴车轮附着力，N1F后轴车轮附着力,N2F汽车空载741360152677汽车满载913954340445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（26），（27）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（28）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，；2F2FB2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（28）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（28）中消去，得式（29）2122141GFFFGGHLGGFF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23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（210）1FF12F联立式（28）和式（210）可得LHG2带入数据得满载时073150816空载时0822GH492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23某载货汽车的I曲线与线22同步附着系数由式（210）可得表达式式（211）21FF上式在图23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式（212）20GLH由已知条件以及式（212）可得满载时07820657318GLH空载时06702409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0065080；轻型客车、轻型货车055070；大型客车及中重型货车045065。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213GQDTUGFBF1而由式21HLZ可得前轴车轮的利用附着系数为式214121GBQHLZF同样可求出后轴车轮的利用附着系数为式21512GBQHL由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为图24制动强度与利用附着系数关系曲线空载图25制动强度与利用附着系数关系曲线满载根据GB126761999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0208之间时，则必须满足Q01085022Q值在01508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03045时，若2不超过Q线以上005，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。23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（28）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（216）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1316；货车约为0507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（217）式（218）2FFE式中前轴制动器的制动力，；1FF1FZ后轴制动器的制动力，；2F2F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GB97442007；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08）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式（219）1MAXFTEZR2GEGLHR式（220）2F1MAXFT由式（219），式（220）可得2451941MAXFT2GELHR5802810276MN538232F1MAXF49MN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。24鼓式制动器的结构参数与摩擦系数241制动鼓内径D输入力P一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D图26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20MM，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，以减小制动时的温升。由选取的轮胎型号145/80R12，得DR122543048MM故D0753048228MM由QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，从表23轮辋直径/IN121314151620，225轿车180200240260制动鼓最大内径/MM货车220240260300320420表23取得制动鼓内径220MM轮辋直径DR3048MM,制动鼓的直径D与轮辋直径之比的范围RD/DR070083；经过计算，初选数值约为075，属于070083范围内。因此符合设计要求。图26鼓式制动器的主要几何参数242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ARB。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。根据统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表25。试验表明，摩擦衬片包角为90100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，包一般不宜大角于120。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。初选衬片包角。01摩擦衬片宽度B取得较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常根据在紧急制动时使其单位压力不超过25MPA，以及国家标准QC/T3091999选取摩擦衬片宽度B40MM。表24制动器衬片摩擦面积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，并且制动器各蹄片摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度B及包角，即式221B式中，是以弧度RAD为单位，故摩擦衬片的摩擦面积A11040110/180314MM2845CM2单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积2A169CM2，如表24所示，摩擦衬片宽度B的选取合理。243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。035244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26尽可能大，以提高制动效能。初取A08R左右，则取A86MM245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26。初取K02R27MM，C80MM。246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035040已无大问题。因此，在假F设的理想条件下进行制动器设计时，取038可使计算结果接近实际。第3章制动器的设计计算31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31。平行支座可视作斜支座的特例，即图31中，0对于最一般的情况图31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313TBF/22HFGFEFD单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数BFT4式324上两式中式33SIN/COS/RCFRFRACSS式34OAFES式35/2IN40FFS式36ICSSFG式37NOH式38TASF为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则0203。角正负号取值按SFSF下列规则确定当，为正；，为负。这样浮式领从制动器因数2/02/0为式3943TBF对于平行支座式的支撑形式，以上各式中，取03，F04，SF故可得/ROFRACDS81/10586/10503（27/105）167COS/RFES03（81/105）COS0023/2SIN40RFRAFS105/273105/865IIN1438/1077COSGSF1INSHF077（03COS00）04803TASF得3TB/22HFGFEFD（0381670382023）/（07703810382048）2084TF/2FF（0381670382023）/（07703810382048）016得43TB208016224表31不同类型制动器的制动器因数32制动驱动机构的设计计算321所需制动力计算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DTUGHLG12DTUGHLGZ汽车总的地面制动力为前、QTFBB21后轴车轮附着力为221GGBHLGHLF112Q故所需的制动力F需式310GGBLF803526089340445N322制动踏板力验算制动踏板力可用下式计算PF式311142PMPIPDPI式中主缸活塞直径，为2381MM；MD制动管路的液压；P踏板机构传动比，一般为25，取45；PI12RIP真空助力比，取45P，见图32；1R2踏板机构及制动主缸的机械效率，可取085095，取为092。图32液压制动驱动机构计算用简图根据设计经验取制动时的踏板力为250N，PF可得制动管路的液压P式31224MPDI28134590259MPA323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力PWD有如下关系式313PDW2式中考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压812MPA，取9MPA。PPP由，式314需能F及张开力的计算公式与制动器因数定义PDPW24式可表示为，EWRB/2需得式315RPBFDEW42需171MM91356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145，16，175，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55MM。取得175MMWD324轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积式316NWDV124式中一个轮缸活塞的直径；WDN轮缸的活塞数目；一个轮缸活塞在完全制动时的行程在初步设计时，4321对鼓式制动器取225MM。消除制动蹄制动块与制动鼓制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，1对鼓式制动器约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；1因摩擦衬片衬块变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片衬块的厚2度、材料弹性模量及单位压力计算；，鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。34可得一个轮缸的工作容积MM3110587MM3NWDV1242157全部轮缸的总工作容积式317MWV1式中M轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积V4110587MM3442348MM3325制动器所能产生的制动力计算由制动器因数BF的表达式（即，），式318PFNBF21它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即式319PRTBFF式中制动器的摩擦力矩；FTR制动鼓或制动盘的作用半径；P输入力，一般取加于两制动蹄的张开力或加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。由张开力计算公式，式320PDPW24式中制动轮缸直径WDP制动轮缸中的液压压力，可得张开力P（314/4）17529N216365N由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力F能BFPR/RE22421636110/270197449N后轴能产生的制动力F2F能2197449N394897NF2F能394897NF需340445N故所设计制动器结构参数合理。33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向单元1TF面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为BRD。其中B为摩擦衬片宽度，R1Y为制动鼓半径，D为单元面积的包角，如图33所示。图33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（321）算得；而摩擦力FDN产生的制动力矩为DN54FFDTFSI2MAX图34张开力计算用简图算得NDTF2475在由至区段上积分上式，得式（322）COS2MAXFBRQTF当法向压力均匀分布时，得DQNP式（323）CS2FPTF由式322和式323可求出不均匀系数O/算得251式（322）和式（323）给出的由压力计算