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金杯
SY1040SV1S
制动器
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金杯SY1040SV1S制动器设计,金杯,SY1040SV1S,制动器,设计
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金杯SY1040SV1S制动器设计摘要：汽车作为陆地上的现代重要交通工具，由许多保证其性能的大部件，即所谓“总成”组成，制动系就是其中一个重要的总成，它直接影响汽车的安全性。随着高速公路的快速发展和车流密度的日益增大，交通事故也不断增加。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。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。制动系既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。论文中采用的是前鼓后鼓的制动系方案并且前轮采用双领蹄式制动器，后轮采用领从蹄式制动器，兼顾了制动器效能因数和制动器效能的稳定性。它的工作原理是利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势，亦即由制动踏板的踏板力通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力下流入轮缸，并通过两轮缸活塞推使制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。不转的制动蹄对旋转制动鼓产生摩擦力矩，从而产生制动力，使车轮减速直至停车。关键词：鼓式制动器 ； 驱动系统 ； 制动参数Abstract As an important modern land.based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so.called assembly which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost.effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency.Paper used brake program of the brake drum in front and behind. Front wheel used duo.duplex drum brakes and behind wheel simplex drum brakes, which takes into account the effectiveness of the brakes and brake performance factor of stability. Its working principle is to use with the body (or frame) associated with non.rotating components and the wheel (or shaft) connected to the rotating components of friction between the wheels to prevent the trend of turning or rotating, namely by the pedal force of brake pedal passing through the push rod and the master cylinder piston, making master cylinder oil inflow wheel cylinder under a certain pressure, and pushing through the two.cylinder piston brake shoe so that rotating around the branch managers, the top separately to both sides pressed in its friction plate brake drum surface of the inner circle. Non.rotating brake shoe produced friction torque to rotating drum brake resulting in braking force to slow down until the wheels stop.The first chapter of this paper describes the development of automotive braking system. Chapter II focuses on the overall design of the car. Chapter III is about the main form and program selection of the drum brake. Chapter IV is about analysis and calculation of kinetic parameters of the brake during braking process. Chapter V described the structure of drum brake components and the design of the main parameters. Chapter VI described design and calculation of drum brake. Chapter VII is about the analysis and calculation of drum brake drive mechanism. Chapter VIII is about strength checking on the main components of drum brake. Key words: Drum brake Drive mechanism Brake Parameters目录1 绪论11.1汽车制动系统的发展概况11.2汽车制动系统的组成13 鼓式制动器的方案选择163.1 鼓式制动器的结构形式163.1.1领从蹄式制动器173.1.2单向双领蹄式制动器203.1.3双向双领蹄式制动器213.1.4双从蹄式制动器223.1.5单向增力式制动器223.16双向增力式制动器233.2鼓式制动器方案的确定243.2.1制动效能因素243.2.2本设计中鼓式制动器方案的优选254 制动过程的动力学参数的计算264.1制动过程车轮所受的制动力264.2制动距离与制动减速度计算264.3同步附着系数与附着系数利用率计算334.4制动器的最大制动力矩354.5制动器因素与制动蹄因素385 制动器的结构及主要零部件设计425.1 鼓式制动器的结构参数425.2鼓式制动器主要零部件的设计465.2.1制动蹄465.2.2制动鼓465.2.3摩擦衬片475.2.4摩擦材料485.2.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置495.2.6制动支承装置505.2.7制动缸505.2.8张开机构516 鼓式制动器的设计计算516.1 驻车制动能力的计算516.2 中央制动器的计算536.3压力沿衬片长度方向的分布规律546.4 制动蹄片上的制动力矩566.5 摩擦衬片磨损特性计算606.6 制动因素的计算616.6.1支承销式领从蹄制动器的制动因数626.6.2支承销式双领蹄制动器的制动因数637 制动器驱动系统分析与计算647.1 驱动系统的方案选择667.2 制动管路的选择667.3 液压驱动系统的设计计算687.3.1制动缸直径的确定687.3.2制动主缸直径的确定687.3.3制动踏板力707.3.4制动踏板工作行程717.3.5真空助力器的设计计算718 鼓式制动器主要零部件强度分析748.1 制动蹄支承销剪切应力计算748.2紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算75结论77参考文献78 601 绪论1.1汽车制动系统的发展概况从汽车诞生时起，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。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。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大变化。2 鼓式制动器的方案选择2.1 鼓式制动器的结构形式鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图3.1），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3.1 制动器的结构形式鼓式制动器的各种结构形式如图3.2a.f所示。图3.2 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。制动器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；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。3.1.1领从蹄式制动器如图3.2(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3.2(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3.2(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3.2 (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P1)并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动缸，难于附加驻车制动驱动系统。3.1.3双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如图3.2(d)及图3.11、图3.12所示。图3.11 双向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动缸的支座上(图3.2(d)、图3.11)或其他张开装置的支座上(图3.12、图3.13)。图3.12 曲柄机构制动器（气压驱动） 图3.13 双楔制动器（气压驱动）当制动时，油压使两个制动缸的两侧活塞(图3.11)或其他张开装置的两侧(图3.12、图3.13)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。3.1.4双从蹄式制动器双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定点，而且两固定点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片，其结构形式与单向双领蹄式相反。双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。3.1.5单向增力式制动器如图3.2(e)所示，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动缸给第一制动蹄的推力P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大23倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于一种非平衡式制动器。 虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型金杯SY1040SV1S和轿车上作前轮制动器。3.16双向增力式制动器如图3.2(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动缸换以双活塞式制动缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。 图3.14给出了双向增力式制动器(浮动支承)的几种结构方案，图3.15给出了双向增力式制动器(固定点)另外几种结构方案。 双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过纲索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。图3.14 双向增力式制动器（浮动支承）的结构方案图3.15双向增力式制动器（固定点）的结构方案（a）一般形式；（b）浮动形式；（c）中心调整3.2鼓式制动器方案的确定3.2.1制动效能因素制动器的特点是用制动器效能、效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高，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，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，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。还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，输出的制动力矩就小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动器效能因数或简称为制动器因数BF(brake factor)来衡量，制动器因数BF可用下式表达：式中，：制动器摩擦副间的摩擦力，见图3.2； N1，N2：制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器和盘式制动器：N1=N2f制动器摩擦副的摩擦系数； P鼓式制动器的蹄端作用力(见图3.2)，盘式制动器衬块上的作用力。基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器以及盘式制动器的制动器因数BF与摩擦系数f之间的关系如图3.16所示。BF值大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是会变化的，因此摩擦系数变化时，BF值变化小的，制动效能稳定性就好。 图3.16 制动器因素BF与摩擦系数的关系曲线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双从蹄式制动器制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动效能的影响也就愈大。所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要。3.2.2本设计中鼓式制动器方案的优选考虑到制动器的效能因素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，所以本设计中轻型金杯SY1040SV1S的后轮采用制动缸具有两个等直径活塞的领从蹄式车轮制动器。前轮采用单向双领蹄式制动器（液压驱动，制动缸具有两个等直径的活塞）。采用这种结构的前轮制动器与后轮的领从蹄式制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配（，即前轴车轮的制动器制动力大于后轴车轮的制动器制动力），并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。4 制动过程的动力学参数的计算4.1制动过程车轮所受的制动力下面分析一个车轮在制动时的受力情况。（1）地面制动力假设滚动阻力偶矩、车轮惯性力和惯性力偶矩均可忽略图，则车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图4.1所示。图4.1 车轮制动时受力简图是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑动时的摩擦力矩，单位为；是地面制动力，单位为N；为车轮垂直载荷、为车轴对车轮的推力、为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为N。显然，从力矩平衡得到 （4.1）式中，为车轮的有效半径（m）。地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力：一个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力，一个是轮胎与地面间的摩擦力附着力。（2）制动器制动力在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号表示，显然 （4.2）式中：是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。制动器制动力是由制动器结构参数所决定的。它与制动器的型式、结构尺寸、摩擦副的而摩擦系数和车轮半径以及踏板力有关。图4.2给出了地面制动力、车轮制动力及附着力三者之间的关系。当踩下制动踏板时，首先消除制动系间隙后，制动器制动力开始增加。开始时踏板力较小，制动器制动力也较小，地面制动力足以克服制动器制动力，而使得车轮滚动。此时，=，且随踏板力增加成线性增加。图4.2 地面制动力、车轮制动力及附着力之间的关系但是地面制动力是地面摩擦阻力的约束反力，其值不能大于地面附着力或最大地面制动力，即 （4.3） （4.4）当制动踏板力上升到一定值时，地面制动力达到最大地面制动力=,车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。随着制动踏板力以及制动管路压力的继续升高，制动器制动力继续增加，直至踏板最大行程，但是地面制动力不再增加。上述分析表明，汽车地面制动力取决于制动器制动力，同时又受到地面附着力的闲置。只有当制动器制动力足够大，而且地面又能够提供足够大的附着力，才能获得足够大的地面制动力。（3）地面对前、后车轮的法向反作用力图4.3所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。图 4.3 制动时的汽车受力图因为制动时车速较低，空气阻力可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力、为 （4.5）式中：，为制动强度，汽车所受重力； 汽车轴距；汽车质心离前轴距离；汽车质心离后轴距离； 为汽车质心高度（满载时=920mm）；重力加速度；若在附着系数为的路面上制动，前、后轮都抱死（无论是同时抱死或分别先后抱死），此时。地面作用于前、后轮的法向反作用力为 （4.7）式（4.6）、（4.7）均为直线方程，由上式可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。（4）理想的前、后制动器制动力分配曲线汽车总的地面制动力为： (4.8)式中：制动强度；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力。由式（4.5）、式（4.6）求得前、后轴车轮附着力： （4.9）前已指出，制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用，制动时汽车的方向稳定性均较为有利。此时的前、后轮制动器制动力和的关系曲线，常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即 将（4.7）式代入上式，得 （4.10）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、后轴距离；汽车质心高度。消去变量，得 （4.11）如已知汽车轴距、质心高度、总质量、质心的位置 (质心至后轴的距离)，就可用式（4.11）绘制前、后制动器制动力的理想分配关系曲线，简称I曲线。图4.4就是根据式（4.11）绘制的汽车在空载和满载两种工况的I曲线。图4.4 I曲线示意图根据方程组（4.30）的两个方程也可直接绘制I曲线。假设一组值（0.1,0.2,0.3,1.0）,每个值代入方程组（4.30），就具有一个交点的两条直线，变化值，取得一组交点，连接这些交点就制成I曲线，见图4.5。图4.5 理想的前、后制动器制动力分配曲线I曲线时踏板力增长到使前、后车轮制动器同时抱死时前、后制动器制动力的理想分配曲线。前、后车轮同时抱死时，所以I曲线也是前、后车轮同时抱死时，和的关系曲线。在本设计中，轻型金杯SY1040SV1S在满载时的基本数据如下：mm，mm， mm，汽车所受的重力N，同步附着系数=0.4，汽车满载时的质心高度。将以上数据代入（4.10），得=7491.37N，=8698.23N，=18728.43N，=21745.58N。（5）具有固定比值的前、后制动器制动力两轴汽车的前、后制动器制动力的比值一般为固定的常数。通常用前制动器制动力对汽车总制动器制动力之比来表明分配比例，即制动器制动力分配系数，它可表示为 （4.12）式中，为前制动器制动力；为汽车总制动器制动力，为后轮制动器制动力。故，且 （4.13）若用表示，则其为一条直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为它是实际前、后制动器制动力实际分配线，简称为线。如图4.6所示。 如图4.6某载货汽车的I曲线和曲线4.2制动距离与制动减速度计算（1）制动距离与制动减速度制动减速度是制动时车速对时间的导数，即。它反映了地面制动力的大小，因此与制动器制动力及附着力有关。在不同的路面上，由于地面制动力为故汽车能达到的减速度（m/s）为若允许汽车的前、后轮同时抱死，则式中：汽车所受重力，N；滑动附着系数；（=0.4）重力加速度， m/s；制动初速度，m/s；代入数据得到=0.49.8=3.92 m/s（2）制动距离的分析 （4.14）式中：制动机构滞后时间，单位s；（0.2s0.45s，计算时取0.3s）制动器制动力增长过程所需的时间，单位s；（一般为0.2s）制动器的作用时间，一般在0.2s0.9s之间；制动初速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的汽车取=65km/h=18.1m/s；代入数据得： 6.4m综合国外有关标准和法规：进行制动效能试验时的制动减速度，载货汽车应为3.46.5 m/s；相应的最大制动距离：金杯SY1040SV1S为，式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，单位为m；单位为m/s。代入数据得：6.62m显然，故本设计符合要求。4.3同步附着系数与附着系数利用率计算由式(4.13)可表达为 (4.15)上式在图 4.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1.)/的直线，是汽车实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图4.6中线与I曲线交于B点， B点处的附着系数=,则称为同步附着系数。同步附着系数的计算公式是： （4.16）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，可能有以下情况： (1)当，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使汽车失去方向稳定性。(3)当，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。将以下数据mm，mm，汽车所受的重力N，同步附着系数=0.4，汽车满载时的质心高度代入式（4.16），得=0.4612把值代入式(4.15)得：tan=1.168；=49.43为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为g，即=，为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度，这表明只有在=的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。附着条件的利用情况用附着系数利用率(附着力利用率)表示： (4.17)式中：汽车总的地面制动力；G汽车所受重力；制动强度。当=时，=，=1,利用率最高。取=1，则=0.4为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轻型汽车在的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在的范围内，必须满足0.1+0.85(.0.2)。本设计中， （满足要求）根据所定的同步附着系数，由式（4.10）及式（4.13）得 （4.18） （4.19）进而求得 （4.20） （4.21）当=时：，故，=；=1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（4.6）、式（4.7）、式（4.13）和式（4.15）得 （4.25） （4.26） （4.27）本设计中汽车的值恒定，其值小于可能遇到的最大附着系数，使其在常遇附着系数范围内不致过低。在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。4.4制动器的最大制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前，后轮制动器的制动力矩。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(4.10)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 （4.28）式中：,汽车质心离前、后轴距离；同步附着系数；汽车质心高度。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 （4.29）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；作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮有效半径。对于常遇的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如=0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 （4.30） （4.31）对于选取较大值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 (4.32) (4.33)式中：该车所能遇到的最大附着系数；制动强度，由式确定；车轮有效半径。本设计中，同步附着系数的值为0.4，所以应用式（4.24）、（4.25）进行计算。将以下数据mm，mm，汽车所受的重力N，同步附着系数=0.4，汽车满载时的质心高度，车轮有效半径N，。代入式（4.30）、（4.31）中，得NmNm一个车轮制动器的最大制动力矩为上列计算结果的半值。4.5制动器因素与制动蹄因素计算制动器因数BF的表达式，它表示制动器的效能，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，用于评价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 (4.34)式中: 制动器的摩擦力矩；制动鼓或制动盘的作用半径；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。对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2P（为盘与制动衬块间的摩擦系数），于是钳盘式制动器的制动器因数为 (4.35)对于鼓式制动器（如图4.7所示），设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为R，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：； （4.36）图 4.7鼓式制动器的简化受力图整个鼓式制动器的制动因数则为 （4.37）当时，则 (4.38)蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图26所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为N，为摩擦系数。a，b，c，h，R及为结构尺寸，如图4.7所示。对领蹄取绕点A的力矩平衡方程，即由上式得领蹄的制动因数为 （4.39）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图4.7所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕点A的力矩平衡方程，即由上式得从蹄的制动蹄因数为 （4.40）由式(3.39)可知：当趋近于占bc时，对于某一有限张开力P，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄点形成的力矩与张开力对蹄点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35范围内，当张开力时，相差达3倍之多。图4.8给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的及随的增大而减小的现象称为自行减势作用。图4.8 制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系1.领蹄 2.从蹄在制动过程中，衬片(衬块)的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数BF对摩擦系数的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。由图4.8也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以BF为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，因此其效能稳定性最好。表4.1给出了不同结构类型制动器的制动器因数或制动器外部因数、，其中凸轮制动器外部因数等于制动器输出力矩（）除以凸轮轴输入力矩；楔型制动器外部因数等于制动器总摩擦力（）除以外部作用力。表4.1 不同类型制动器的制动因素5 制动器的结构及主要零部件设计5.1 鼓式制动器的结构参数（1）制动鼓内径输入力一定时，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5.1）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5.1 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5.1）。表5.1 制动鼓最大内径轮辋直径/in121314151620制动鼓最大内径/mm轿车180200240260.金杯SY1040SV1S、客车220240260300320420初选轮辋直径16英寸，则轮辋直径=1625.4mm=406.4mm。而对应的制动鼓最大内径=320，=320/406.4=0.78，满足金杯SY1040SV1S对制动鼓直径与轮辋直径比值的要求。（2）摩擦衬片宽度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 （5.1）式中：制动鼓内径（mm）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5.2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： （5.2）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5.2 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客车与金杯SY1040SV1S1.0.1.51.5.2.52.5.3.53.5.7.07.0.12.012.0.17.0120.200150.250(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mm。由式（5.2）得cm结果符合表5.2所给出的300.650 cm的要求。由式（5.1）可得 cm（3）摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图5.1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。（4）制动器中心到张开力作用线的距离在满足制动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。128mm（5）制动蹄支承点位置坐标 和应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使尽可能大而尽可能小（图5.1）。初步设计可取=0.8R左右。=0.8R=0.8160=128mm，取为40mm（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。5.2鼓式制动器主要零部件的设计5.2.1制动蹄乘用车和总质量较小商用车的制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一，两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种。本设计中制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图5.2）。图5.2 铸铁制动蹄的结构形式制动蹄腹板和翼缘的厚度，乘用车的约为mm；商用车的约为 mm。摩擦衬片的厚度，乘用车的多为 mm；商用车的多为8 mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声小。设计时衬片铆接在制动蹄上。5.2.2制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效果（图5.3a）。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为7.12 mm；中，商用车为13.18 mm。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图5.3b）；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图5.3c）；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图5.3d）。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。图5.3 制动鼓的结构形式5.2.3摩擦衬片摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。（4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。（5）应采用对人体无害的摩擦材料。（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，今年来得到广泛的应用。5.2.4摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100C120C温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高45倍。但耐热性差，在200C250C以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5。设计计算中制动器时摩擦系数一般选用=0.30.4。表5.3列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比。表5.3 摩擦材料性能对比5.2.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制动器因磨损不同，间隙也不一样，结果导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板行程增加。为保证制动鼓与制动衬片之间在使用期间始终有出设定的间隙量，要求采用间隙自动调整装置。现在鼓式制动器中采用间隙自动调整装置的也日益增多。一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm.0.5mm；盘式制动器的为0.1mm.0.3mm(单侧为0.05mm.0.15mm)。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小，考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。设计中，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm.0.5mm，取间隙为0.4mm。鼓式制动器也有采用波尔舍乘用车的制动器间隙调整装置的，摩擦元件可以装在轮缸中，也可以装在制动蹄腹板上。采用这类间隙自调装置时，制动器安装在汽车上后不需要人工精细调整，只需要进行一次完全制动即可调整到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。因此，可将这种自调装置称为一次调准式。鼓式制动器间隙自动调整的一般方法：（1）采用轮缸张开装置可采用不同的方法及其响应机构调节制动鼓与摩擦衬片间的间隙。1.借助于装在制动地板上的调整凸轮和偏心支承销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。2.借助于自动调整装置使制动蹄位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动刚上采取措施实现工作间隙的自动调整（2）采用凸轮张开装置采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂（3）采用楔块张开装置该结构的制动器工作间隙是借助于调整套筒，棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。现在的鼓式制动器多采用所谓阶跃式自调装置。5.2.6制动支承装置二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位（见图3.6）。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承（见图3.8）。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 37012)或球墨铸铁（QT400.18）。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。5.2.7制动缸制动缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动缸推动。设计中前轮的单向双领蹄采用液压驱动并且制动缸采用两个等直径的活塞；后轮的领从蹄式鼓式制动器采用液压驱动，制动缸采用两个等直径活塞。5.2.8张开机构设计中采用平衡式的凸轮张开机构。凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支承，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上，为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号刚制造并高频淬火。6 鼓式制动器的设计计算6.1 驻车制动能力的计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图6.1所示，由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为 (6.1)同理可求得汽车下坡停驻时后轴车轮的附着力为 (6.2)图6.1汽车在上坡路上停驻时的受力简图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，即根据 (6.3)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 （6.4）汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 （6.5）一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%20%；汽车列车的最大停驻坡度约为12%左右。为了使汽车汽车能在接近于由上式确定的坡度倾角为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值（此处不应是因为的缘故，式中的为车轮的有效半径），并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。中央驻车制动器的制动力矩上限值为，为后驱动桥的主减速比。设计中，此轻型金杯SY1040SV1S在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为轻型金杯SY1040SV1S在上坡时可能停驻的极限下坡路倾角为6.2 中央制动器的计算设计中中央制动器选取带式。带式中央制动器曾作为中，重型汽车及拖拉机的应急制动装置和驻车制动装置，装在汽车变速器的第二轴上，其主要缺点是发生油污染（固装在发动机及变速器之后），极低的热容量以及需要大的支撑力等，故在现代汽车上很少采用。图6.2带式中央制动器的一般结构对于图6.2所示的带式制动器，其平衡条件为 （6.6）式中：输入力，N； ，制动带力，N； 制动器尺寸，mm； 制动带包角，（）； 摩擦系数； 鼓阻力，摩擦力，N。设计中取=130mm，=15mm，=30mm，=，=0.4，=500N代入式（6.6）得对于简单的带式制动器（=0，=），直接作用在制动带上的制动力或输入力可由下式得出：如图6.2所示的带式制动器，制动鼓顺时针旋转时产生的制动器因数为制动器的灵敏度为6.3压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件的影响较小而忽略不计。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BF有很大的影响，掌握制动提摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。但用解析方法方法精确计算沿蹄片长度方向的压力分布规律比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓，制动蹄以及支承也会有弹性变形，但与摩擦衬片的变形量相比，则相对很小，故在通常的近似计算中只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小，可忽略不计，即通常作如下一些假设：（1）制动鼓，制动蹄为绝对刚性体（2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上（3）压力与变形符合虎克定律制动蹄有一个自由度和两个自由度之分，本设计中前轮所采用的单向双领蹄和后轮所用的领从蹄的蹄片均为绕支承销转动的蹄片，为一个自由度。下面分析具有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图6.3（a）所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移 = ；图6.3 制动蹄摩擦衬片径向变形分析简图（a）、（b）具有一个自由度的增势蹄；（c）具有两个自由度的增势蹄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，径向压缩量为由图6.3中的几何关系可知 COS=sin故得径向变形量为： （6.7）由于为常量，而单位压力与变形成正比，故制动蹄摩擦衬片上任意一点的压力可写成： (6.8)式（6.8）表明绕支承销转动的制动蹄摩擦衬片的压力分布规律呈正弦分布，其最大压力作用在连线呈90的径向线上。也可以根据图6.3(b)来分析并简化计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变性规律和压力分布规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心转动角。摩擦衬片表面任意点沿制动提转动的切线方向的变形即为线段在半径延长线上的投影，即线段。由于角很小，可以认为：则所求的摩擦衬片的径向变形为：考虑到，则由等腰三角形可知：代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力变形分别为： (6.9)6.4 制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须查明蹄压紧到制动鼓上的力与所产生的制动力矩之间的关系。为了计算有一个自由度的制动蹄片上的制动力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，如图6.4所示。图6.4 制动力矩计算简图若令摩擦衬片的宽度为b，则单元面积为，其中R为制动鼓半径，为单元面积的包角。制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： （6.10）而摩擦力产生的制动力矩：在由至区段上积分上式，得 （6.11）当法向压力均匀分布时，则有： （6.12）由式(6.11)和式(6.12)可求出不均匀系数式(6.11)和式(6.12)给出的是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。增势蹄产生的制动力矩可表达如下： （6.13）式中：单元法向力的合力； 摩擦力的作用半径。（见图 6.5） 摩擦系数。图6.5 张开力计算简图若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小，便可以用（6.13）算出蹄的制动力矩。如图6.5所示，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： （6.14）式中：支承反力在轴上的投影；轴与力的作用线之间的夹角。对式（6.14）求解，得： （6.15）式中：。见图6.5。将（6.15）代入（6.13）得增势蹄的制动力矩为： （6.16）对于减势蹄可类似的表示为： （6.17）为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将（见图6.4）看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（6.10）有： （6.18）式中：。 （6.19）因此 = = =根据（6.11）和（6.13）并考虑到：，则有： = =mm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：对于液压驱动的制动器，由于，故所需的张开力为：本设计采用的是液压驱动，所以两蹄片产生的制动力矩为且，N，所以对凸轮张开机构，其张开力可由前述，作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出：计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由（6.16）得出自锁条件，当该式的分母等于零时，蹄自锁，即蹄式制动器的自锁条件为： （6.20）如果式 （6.21）成立，则不会自锁。代入数据得：符合要求，不会自锁。由式（6.11）和式（6.16）可求出令体表面的最大压力为： （6.22）式中；，R，见图 6.5； ，见图 6.4；摩擦衬片宽度；（=120mm）摩擦系数。（=0.4） 代入数据得MP由式（6.15）得NN6.5 摩擦衬片磨损特性计算摩擦衬片的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓的材质及加工情况，以及衬片本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。但实验表明，影响磨损特性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过程。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及散逸到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片的磨损越严重。各种汽车的总质量及其制动衬片的摩擦面积各不相同，因而有必要对相对的量最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，即单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量，通常用的计量单位为。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷。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 （6.23）式中：汽车回转质量换算系数；汽车总质量；，汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的汽车取=km/h（m/s）；制动减速度，m/s，计算时取j=g；制动时间，单位为s；前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；（mm）制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有 （6.24）把个参数值代入上式得3.06s前轮制动器：W/mm后轮制动器： W/mm由相关标准知，鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8 W/mm为宜。通过以上计算可知，均符合条件。6.6 制动因素的计算如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数的表达式。现以分析法求解鼓式制动器且只有一个自由度的制动蹄的制动器因数步骤。（1）定出制动器的基本结构尺寸，摩擦衬片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向。（2）确定制动蹄摩擦面的压力分布规律，令。（3）在张开力P作用下，确定出最大压力的值，参照图5.5，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为，把所有的作用力对点取矩，可得：由此方程式可求出的值。（4）计算沿摩擦衬片全长总的摩擦力矩（5）由导出制动器因数。图 6.6制动蹄摩擦力矩分析计算图6.6.1支承销式领从蹄制动器的制动因数单个领蹄的制动蹄因数： （6.25）单个从蹄的制动蹄因数： （6.26）上两式中 式中：以上各式中的有关结构尺寸参数见图6.7。图6.7 支承销式制动蹄整个制动器因数为 6.6.2支承销式双领蹄制动器的制动因数支承销式双领蹄的制动器制动因数为式中的为单个领蹄的制动蹄因数，可由式（6.25）求得。7 制动器驱动系统分析与计算7.1 驱动系统的方案选择制动驱动系统将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动系统一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。而力的传递方式又有机械式，液压式，气压式和气压.液压式的区别，如下表7.1。表7.1制动驱动系统的结构形式制动力源力的传递方式用途型式制动力源工作介质型式工作介质简单制动系（人力制动系）司机体力机械式杆系或钢丝绳仅用于驻车制动液压式制动液部分微型汽车的行车制动动力制动系气压动力制动系 发动机动力空气气压式空气中，重型汽车的行车制动气压.液压式空气，制动液液压动力制动系制动液液压式制动液私服制动系真空伺服制动系 司机体力与发动机动力空气液压式制动液轿车，微，轻，中型汽车的行车制动气压伺服制动系空气液压伺服制动系制动液简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛地应用于中、小型汽车的行车制动装置中。液压式简单制动系（通常简称为液压制动系）用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间短(0.10.3s)，工作压力高(可达1012MPa)，轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低；机械效率高。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡而影响传输，即产生所谓“气阻”，使制动效能减低甚至失效，而当气温过低时（.25C和更低时），由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压制动曾被广泛应用于乘用车和总质量不大的商用车。动力制动即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动力的全部力源。驾驶员作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，从而可使踏板力较小且可有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点是：操纵轻便，工作可靠，不易出故障，维修保养方便；此外，其气源出供制动外，还可用于其他装置使用。其主要缺点是：必须有空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤出都较慢，即作用滞后时间长，因而增加了空驶距离和停车距离，为此，在制动阀到制动气室和储气筒的距离过远的的情况下，有必要加设启动的第二级元件继动阀。其主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t.11t的重型汽车上也有所采用。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短，显然，其结构复杂，质量大，造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t.11t的重型汽车上也有所采用。全液压动力制动系是用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。其制动系的液压系统与动力转向的液压系统相同，也有开式（常流式）和闭式（常压式）两种。开式（常流式）系统在不制动时，制动液在无负荷状况下由油泵经制动阀到储液罐不断地循环流动，制动时则借助于阀的节流而产生所需的液压进入轮缸。闭式（常压式）回路因平时保持着高液压，故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式的快，但对回路的密封要求较高。当油泵出故障时，开式的将立即补气之动作用，而闭式的还有可能利用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。故目前汽车用的全液压动力制动系多用闭式（常压式）的。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的有点外，还具有操纵轻便，制动反应快，制动能力强，受气阻影响较小，易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向，液压悬架，举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其机构复杂，精密件多，对系统的封闭性要求也较高，故并未得到广泛应用。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力（即由伺服制动转变为人力制动）。因此，在中级以上的轿车及轻，中型客，货汽车上得到了广泛的应用。按伺服系统能源的不同，可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系。其伺服能源分别为真空能（负气压能），气压能和液压能。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达0.050.07 MPa)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.60.7 MPa。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动系多用于总质量在1.1t.1.35t以上的轿车及装载质量在6t以下的轻，中型载货汽车上，气压伺服制动系则广泛用于装载质量为612t的商用车，以及少数几种排量在4.0L以上的乘用车。本设计中采用真空伺服系统来作为制动驱动系统的方案。7.2 制动管路的选择为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，其中有一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式。（1）一轴对一轴（II）型，如图7.1a所示，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路（“II型”是其形象的简称，下同）。图7.1 分路系统（2）交叉（X）型，如图7.1b所示，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。（3）一轴对半半轴（HI）型，如图7.1c所示，两侧前轴制动器的半数轮缸和全部后制动器的轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路。（4）半轴一轮对半轴一轮（LL）型，如图7.1d所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。（5）双半轴对双半轴（HH）型，如图7.1e所示，每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。II型管路的布置较为简单，可与传统的但轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是商用车上用得最广泛对于这种形式，若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。X型的结构也很简单，一回路失效时仍能保持50%的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前，后各有一侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值（至20mm），这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性，多用于中、小型轿车。HI、LL、HH型的结构均较II型、X型复杂。LL型和HH型在任意回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况相同，剩余总制动力可达正常值的50%左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮很容易先抱死。综合上述情况，本设计中选用II型回路系统。7.3 液压驱动系统的设计计算7.3.1制动缸直径的确定制动缸对制动块施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系为 （7.1）制动管路液压在制动时一般不超过1012 MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。取=7 MPa。轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取（HG28651997），具体为： 19mm、22mm、24mm、25m、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。在本设计中选取轮缸直径为22mm，则张开力为N7.3.2制动主缸直径的确定第个轮缸的工作容积为 （7.2）式中：第个轮缸活塞的直径；轮缸中的活塞数目；为第个轮缸活塞在完全制动时的行程；在初步设计时，对鼓式制动器可取=2.02.5mm（取=2.0mm）。由式（7.2）可得1.52ml全部轮缸的总工作容积 （7.3）式中：m为轮缸数目。则 6.08ml制动主缸应有的工作容积为式中：制动软管的变形容积； 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 7.9ml主缸活塞行程和活塞直径为 （7.4）一般=（0.81.2） ，取=1.1。主缸的直径应符合QC/T3111999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。则19.6mm取19mm。通常，汽车液压驱动系统制动缸与制动主缸缸径之比。在本设计中：符合要求。7.3.3制动踏板力图7.2液压制动驱动系统简图制动踏板力为 (7.5)式中： 主缸活塞直径；制动管路的液压；踏板机构传动比，一般为25；（在本设计中取5）踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.850.95。取0.90代入数据得N踏板力应满足以下要求，乘用车最大踏板力一般为500N，商用车最大踏板力一般为700N。7.3.4制动踏板工作行程式中：主缸中推杆与活塞间的间隙；（取=1.5mm）主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。（取=0.5mm ）代入数据可得最大踏板行程，对
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