轿车鼓式制动器设计毕业设计

1、第 1章 绪 论1.1 制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系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、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上

2、尽量采用对人体无害的材料。1.2 制动系统研究现状车辆在行驶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。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价：（ 1 ）制动效能: 即制动距离与制动减速度；（ 2）制动效能的恒定性：即抗

3、热衰退性；（ 3）制动时汽车的方向稳定性；目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系! 制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。1.3 制动系统设计内容（ 1 ）研究、确定制动系统的构成2）汽车必需制动力及其前后分配的确定前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。（3）确

4、定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。（4）制动器零件设计零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。1.4制动系统设计要求制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。第2章制动器设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。2.1 捷达轿车的主要技术参数在制动器设计中需

5、预先给定的整车参数如表2.1所示表2.1捷达轿车整车参数已知参数捷达轿车轴距L (mm2471整车整备质量（Kg）1100满载质重（Kg）1500最图车速（km）175同步附着系数0.89 (E) , 1.28()2.2 制动系统的主要参数及其选择2.2.1 同步附着系数只有在附着系数中等于同步附着系数中0的路面上,中值的路面上制动时，可能有以下三种情况4 O对于前后制动器制动力为固定比值的汽车, 前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同1、当中中0时B线在I曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是种稳定工况，但丧失了转向能力;2、当中90时P线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生

6、后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；3、当中=中0时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时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中0的路面上d,制动（刖、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为一u = qg =中0g ,即q =邛0, q为制动强度。在dt其他附着系数 中的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q 邛。这表明只有在附着条件的利用情况可以用附着系数利用华=华0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用(2.1 )率

7、金（或称附着力利用率）来表示，名可定义为式中：Fb汽车总的地面制动力；G 汽车所受重力；q汽车制动强度。当* = *0时，q = *0,6=1 ,利用率最高。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十 分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的中0值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取中0 2 0.6；货车取 平020.5为宜。我国GB12676 1999附录A制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中A31.2.3规定了除M

8、1、N1外其他类型汽车制动强度的要求。对于制动弓S度在0.150.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式q =q 0.08确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线(如图2.1)之间，则认为满足 A31.2条件要求；对于制动强度 q之0.3,若后轴附着利用曲线能满足公式q之0.3 +0.74即0.38),则认为满足A31.2的要求4参考与同类车型的中0值，取中0 =0.78图2.1除M1、M外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求2.2.2制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数50,已知：:L20hg一 L式中：L汽车轴距，L= 2471mm；制动力分配系数；L1一一满载时汽车质心距前轴

9、中心的距离L = 1137；L1 满载时汽车质心距后轴中心的距离L2 =1334；hg 满载时汽车质心高度hg =553。求得：一：=0.714进而求得Fb1 = Fb - = Gq - = (L20hg )qFb2 =Fb(1- ：) =Gq(1- 1 =&(L1 - hg)q式中：q制动强度；(2.2)(2.(3)(2.(4)F b汽车总的地面制动力;F B1前轴车轮的地面制动力;F B2后轴车轮的地面制动力。当邛=Q 时，Fb1=Fq,故 FB=G*,q=邛；8=1。此时 q =0.78, q 0.3 十 0.74即 0 _ 0.38) =0.596 符合 GB126761999 的要求

10、当呼5。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Fbi = Fqv此时求得：表2.2中取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.10.20.30.40.50.60.71144.12376.953269.325080.196585.778207.5713725.480.0780.16170.22240.34560.448010.558330.677530.780.80850.74150.863980.896020.930560.9679GB12676-999-i符合符合符合符合符合符合符合国家标国家标国家标国家标国家标国家标国家标准准准准准准准当中 外 时，可能得到的最

11、大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即Fb2 = F0 o此时求得：表2.3邛取不同值时对比GB 12676-1999 的结果0.82.212191.15.30.8052制1.0066动GB126761999符合国家标准最大的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Zi、Z2成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为：Ffi乙L2：0hg一=（ 2.5）Ff2Z2Li - 0hg式中：Li, L2 汽车质心离前、后轴的距离

12、;50 同步附着系数;hg汽车质心图度。g制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即Tf2 = Ff2e(2.6)式中：Ffi 前轴制动器的制动力，Ffi=Z严；Ff 2后轴制动器的制动力，Ff2=Z2邛；Z1 作用于前轴车轮上的地面法向反力;Z2 作用于后轴车轮上的地面法向反力;re 车轮的有效半径。对于选取较大 中0值的各类汽车，应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 中中0时，相应的极限制动强度q 邛，故所需的后轴和前轴制动力矩为_ GT f 2 max = ( L1 qhg ) rePT 一 二T 一f 1 maxf 2 max1 一 ：(2.(7)(2

13、.(8)式中： 该车所能遇到的最大附着系数;q制动强度;re车轮有效半径。G.1500 9.8Tf2max = (Li -qhg) re =(1.137 -0.8060 0.553) 0.7 0.37 -1065 N?mL2.471Tf1max =Tf2max0，353274.25 = 5840.28 N?m1 1 -0.635单个车轮制动器应有的最大制动力矩为Tf1 max 、Tf 2max 的一半，为 2920.14 N?m 和 532.5N?m。2.3制动器因数和制动蹄因数制动器因数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

14、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Tf, 、BF =（2.9）PR式中：BF 制动器效能因数Tf 制动器的摩擦力矩；R 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）的平均值为输入力对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为R、P2,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TTf 1和TTf2，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为:整个鼓式制动器的制动因数则为BF当P1 =P2 = P时，则BFtiTrf 1PRBFt2TTf 2p2r(2.10)(2.11 )Tf

15、TTf1 Trf 22(TTf1 Trf 2)PR - 0.5(P1 P2)R - (PP2)R(2.12)Trf 1 Trf 2BF = BF+ BFt2(2.13)PR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3.2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Nf,f为摩擦系数。a, b, c, h, R及0（为结构尺寸，如图3.2所示。图3.2鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点 A的力矩平衡方程，即Ph nFC Nb=0(2.14)由上式得领蹄的制动蹄因数为BFN

16、f(2.(15)当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力Nf的方向与图3.2所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即Ph -nFC -Nb-0(2.(16)BFt2 = - = - -f(2.17)P b 1+f b J由式(2-15)可知：当f趋近于占b/C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支点形成的力矩与张开力对蹄支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

17、值小。两者在f =0.30.35范围内，当张开力 P1=P2时，相差达3倍之多。图2.3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f增大到一定值时，领蹄的85和85/均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小BFT1 和 dBFT1 /df 随 f张开力P,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。领蹄的的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的BFT2和 dBFT2 /df随f的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿

18、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dBFT/df来衡量，因而dBFT/df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f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，50% ,而下制动时摩擦生热，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长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%1 一领蹄；2 从蹄图2.3制动蹄因数 BF及其导数dBFT/df与摩擦系数的关系由图2.3也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄

19、，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(dBFT /df)为常数，因此其效能稳定性最好。2.4制动器的结构参数与摩擦系数2.4.1 鼓式制动器的结构参数1、制动鼓直径 D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的尺寸受到轮辆内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辆之间应有一定的间隙，以利于散热通风，也可避免由于轮车同过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮车周的尺寸即可求

20、得制动鼓直径D的尺寸。但由于捷达车型在制动鼓直径均为固定值，所以现取鼓式制动器的直径为180mm o2、制动蹄摩擦片宽度 b、制动蹄摩擦片的包角P和单个制动器摩擦面积A由QC/T309 -1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦 片宽度b=45mm；摩擦片厚度l =5mm。摩擦衬片的包角P通常在9 =90 一 100 -范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角9 =90二 100二时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小P虽有利于散热,但由于单位压力过高将加速磨损。包角P也不宜大于100 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。综上

21、所述选取 P =96 =o单个制动器摩擦面积Ay：A = nDbP/360(2.18)式中：A单个制动器摩擦面积，mm2D制动鼓内径，mm ；b 制动蹄摩擦片宽度，mm；- 为制动蹄的摩擦衬片包角，（）。A% = =Db /360 = 3.14 310 75 96/360 = 135.6cm2表2.4制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量ma / t单个制动器摩擦回枳A A/cm轿车客车与货车150 250 （多为 150 200）600 1500 （多为 6001200）由表2.4数据可知设计符合要求。3、摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角P。如图3.4所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央

22、，并令P0 =902制动蹄包角 飞=90=90 -96- =4222图2.4鼓式制动器的主要几何参数4、张开力P的作用线至制动器中心的距离a在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离a （见图2.4）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取a = 0.8R ,根据设计时的实际情况取a = 72 mm5、制动蹄支销中心的坐标位置k与c如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k尽可能地小设计时常取k=11mm,以使c尽可能地大，初步设计可暂取，c = 0.8R根据设计的实际情况取c = 72 mm。6、摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和

23、压力的影响 小。不宜单纯的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 0.30.5,少数可达 0.7 o 一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在 制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250 c时，保持摩擦系数f =0.350.4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f =0.3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。2.4.2盘式制动器的

24、结构参数1、制动盘直径 D制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮物直径的限制，通常，制动盘的直径 D选择轮物直径的70%79%,而总质量大于 2t的汽 车应取上限D =0.77 355.6 = 276mm取制动盘直径D = 276mm2、制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制 动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温开，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择 10mm20mm,选择制动盘厚度为 h=13mm。3、摩擦衬块工作面积 A推荐根据制动器摩擦

25、衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg /cm2 3.5kg /cm2范围内选取。根据推荐值取2.2,依汽车质量1100kg,得到单片摩擦衬块的工作面积取值为2 8058cm o4、摩擦衬块内半径 Ri与外半径R2推荐摩擦衬块的外半径 R2与内半径R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减 小，最终会导致制动力矩变化大。取摩擦衬块外半径 R2 = 170mm,内半径R1 = 120mmRimm =0.7则r = 0.24 0.25R21m2摩擦衬块半径选取符合要求。2.5制动器的设计计算2.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律

26、从前面的分析可知，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有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：(1)制动鼓、蹄为绝对刚性；(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由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。如图2.5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A6 ,则蹄片上某任意点A的位移AB为AB =OA A0(2.19)式中；O-A制动蹄的作用半径。由于制动鼓刚性对制动蹄运动的

27、限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为AC图2.5制动摩擦片径向变形分析简图从图2.5中的几何关系可看到AC = O-Osin因为OO 八8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q = qosin ：(2.20)式中：qo摩擦片上单位压力。即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与OO连线呈90。的径向线上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式(2.21 )式中：Wi

28、 磨损量;Ki 磨损常数； f摩擦系数； q单位压力； v 磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。图2.6作为磨损函数的压力分布值通过分析计算所得压力分布规律如图2.6所示。图中表明在第 11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布 q =132sino(。如果摩擦衬片磨损有如下关系：22W = K2 fq V(2.22)式中：K2 磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为q =CjSn(C也为一常数)。结果表示于图2.6。2.5.2制动器因数及摩擦力矩分析计算如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由

29、此可得：(1)定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向；(2)参见2.4.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令 q =qsin中；(3)在张开力 P作用下，确定最大压力q0值。参见图2.7, 6邛所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为qRd中，摩擦力为fqRd邛把所有的作用力对。点取矩，可得22ph=卜 q0 RMsin *d*- & fq0 R(R-Mcos * )sin 中 (2.23)据此方程式可求出qo的值。图2.7制动蹄摩擦力矩分析计算4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩222Tf=0 fq0 R Sin*d*=fq0R (cos %-cos 2)

30、(2.24)5、由公式(2.9)导出制动器因数从蹄制动器的制动因数进行分析计算。由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领单个领蹄的制动蹄因数BF tifhBFti =: (2.25)a r A- - fB i 【r .1单个从蹄的制动蹄因数BFT2fhBFt2 =： (2.26)r A+fB i r以上两式中：以上各式中有关结构尺寸参数见图2.8 o整个制动器因数BF为图2.8支承销式制动蹄2.5.3制动蹄片上的制动力矩1、鼓式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TTf1,在摩擦衬片表面上取一横向单元

31、面积，并使其位于与yi轴的交角为 a处，单元面积为 bRdx。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，足 为单元面积的包角，如图2.8所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：dN =qbRd- -qmaxbRsin 二d(2.27)而摩擦力fdN产生的制动力矩为在由s至a ”区段上积分上式，得Trf = qmaxbR2 f (cos： 一 cos： )( 2.28)当法向压力均匀分布时，2TTf = qpbR f (： - : )(2.29)式(2.24)和式(2.25)给出的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 Trf1的方法则更为方便。图2.9张开力计

32、算用图增势蹄产生的制动力矩TTf1可表达如下：TTf1 = fN1Pl(2.30)式中：Ni 单元法向力的合力；R 摩擦力fNi的作用半径(见图2.9)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力 Ni与张开力Pi的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：Pa -SxC+ fPiNi =0(2.31)式中：i Xi轴与力Ni的作用线之间的夹角；Six支承反力在工：轴上的投影。解式(3.27),得Ni = hP /cr(cos3i + f sinSi) - f(2.32)对于增势蹄可用下式表示为Trfi =PifhPi/c(cos6i + f sin6i) - fP1

33、 = PB (2.33)对于减势蹄可类似地表示为TTf2 = P2 fh :2 /c (cos、2 -f sin、2) fP2 =F2B2(2.34)图2.10制动力矩计算用图为了确定 弓，2及鸟，占2,必须求出法向力 N及其分量。如果将 dN (见图2.10)看作是它投影在Xi轴和yi轴上分量dNx和dNx的合力，则根据式(2.23)有：一 ：1 一二. 2. 八、Ny =dNcos： =-qmaxbR _ sin - cos： d- - qmaxbR(2- - cos2- )(2.35)因此对于领蹄：1 = arctan() = arctan(cos21-cos2： )/(2 ： -sin

34、2;sin2：(2.36)Nx=arctan (cos 40 -cos260 )/(3.454 sin 260 sin 40 L10根据式(2.24)和式(2.26),并考虑到22Ni = NxNy(2.37)则有P1 = 4R(cos_：- - cos .： ) L，J(cos2_i - cos 2： )2 (2 sin a2.：sin 2： )2(2.38)4 0.155 (cos 20 - cos130 )=0.18322(cos40 -cos260 )(2 110 二/180 -sin 260 sin 40 )2对于从蹄：=arctan (cos50 -cos250 )/(3.454

35、-sin 250 sin 50 1=11式中：则有：P2 = 4r(cos： -cos：).(cos2二-cos2： )2 (2-sina2：sin2： )2 (2.38)4 0.155 (cos25 -cos125 )=0.179, 一 2_ . 一 . 、2.(cos50 -cos250 )2 (2 100 二/180 -sin 250 sin 50 )2由于设计和口”相同，因此 6和P值也近似取相同的。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Tf =TTf1 +TTf2 =PBi +P2B2(2.39)由式(2.33)和式(2.34)知= 0.40.2380.

36、183/0.1237(cos10 0.4sin10)-0.40.1831=0.3= 0.40.2380.179/ 0.1237(cos11 - 0.4sin11) 0.40.1790.09对于液压驱动的制动器来说，P = P2,所需的张开力为P =Tf1 /(BiB2) =1835.5/(0.3 0.09) = 4706N?m(2.40)计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：(2.41)c(cos、1 f sin、1) - f ：1 =0c cos 10.1237 cos10f =0.4 -=0.75(2.42)成立，不会自锁-

37、1 -c sin 10.1826 -0.1237 sin 10由式(2.24)和式(2.29)可求出领蹄表面的最大压力为:n_ 附：1qm ax1 -2-bR (cos - - cos 二)c (cos 1 f sin12) - f: 1 4706 0.2380 0.1830.0018 (cos20 -cos130 )0.1237 (cos10 0.4 sin10 ) -0.0732=1.26 106 Pa式中：P, h, Pi , R, c , 1见图 2.9;ot , a -见图 2.10 ;b 摩擦衬片宽度；f 摩擦系数。因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。2、盘式制动蹄片上的制动力矩盘

38、式制动器的计算用简图如图2.11所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为Tf =2f N R式中： f摩擦系数；(2.44)N 单侧制动块对制动盘的压紧力（见图2.11）;R作用半径。图2.11盘式制动器计算用图图2.12钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取精确。如图41所示，平均半径为R为平均半径Rm或有效半径 Re已足够式中R1, R2 扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图2.12,在任一单元面积只RdRd中上的摩擦力对制动盘中心的力矩为q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动

39、盘上的制动力矩为单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为得有效半径为fqR2dRd中，式中令员=m,则有R2431m2(1 m)Rm(2.45)Rim 1因 m = 一 1 , 2 1 ,故 Re a Rm。当 Ri T R2 , mT 1 , Re T Rm。但当R2(1 m)24小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。由Tf2 =2fNR求得：N =Tf2/2fR =3193/2 0.4 0.175 =22807 NN 228072则单位压力 q =一 = =6.5N/mmA 3480R22 . .433.Tf

40、1 = 2 i i fqR dRd = fq(R2 - R1 )1-3252 N?mTf1max =3193 N?m-RR113因此盘式制动器主要参数选取也符合设计要求。2.6摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系 数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不 及逸散到大气中，致使制动

41、器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨 损愈严重。W/mm 2。(2.46)制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量 负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为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e = 1 ma2 -丫2%22tA2I式中：汽车回转质量换算系数;ma汽车总质量;V| , V2 汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的货车取 V1=18m/sj 制动减速度，m/s2,计算时取 j =0.6 g ；t 制动时间，s；Ai, A2前、后制动器衬片的摩擦面积; 制

42、动力分配系数。在紧急制动到 v2=0时,并可近似地认为6 =1 ,则有e221 m.=-a-L(1 -1)2 2tA2(2.47)鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm 2为宜，但当制动初速度Vi低于式（2.40）下面所规定的V1值时，则允许略大于1.8W/mm 2,盘式制动器比能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。ei21 maV122tA124060 182X2 2 3.06 435200.635 =1.56 :二 6.0 w/mm/21maV1e222tA214060 1822(1 - )0.365 =

43、0.92 ：二 1.8 w/mm 22 2 3.06 42586因此，符合磨损和热的性能指标要求。2.7制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件(2.48)(mdCd mhCh) t - L式中:md 各制动鼓的总质量;mh 与各制动鼓相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮车同等）的总质量;为前、Cd 制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/ (kg?K),对铝合金 c=880 J/ ( kg?K );Ch 与制动鼓（盘）相连的受热金属件的比热容;t 制动鼓（盘）的温升（一次由Va=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15 C）；L满载汽车制动时由动能转变的热能

44、，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即2”一:)(2.49)式中 ma 满载汽车总质量;Va 汽车制动时的初速度；-一汽车制动器制动力分配系数。盘式制动器：(mdcd mhch),：t =(30 482 60 880) 15 = 1008900 . L = 51667.5鼓式制动器：(mdcd mhch) ：t = (50 482 100 880) 15 = 1681500 . L = 51667.5由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。2.8驻车制动计算图2.11为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停

45、驻时的后轴车轮的附着 力为:_ .mag :(2.50)(2.51)Z2 = -(L1 cos;，hg sin 二)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为:mag :Z2= - ( Li cos二 - hg sin ：)图2.11汽车在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 倾角口，口，即由magP(L1 cos工, hg sin 二)=magsin ;(2.52)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为(2.53)arctan-L 二 arctan第 一37 二 arctan12467 : 29.7L- hg2.471

46、-0.7 0.5532.185汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为L11.2467:-arctan = arctan =19.5(2.54)L hg3.515g一般对轻型货车要求不应小于16%20% ,汽车列车的最大停驻坡度约为12 %左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为口的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由口所确定的极限值 magresin a (因久a a),并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规 定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为1magresin 二0.5 1500 9.8 0.37sin 29.7 = 3646.96 N?m 22.9制动器主要零件的结构设计

47、2.9.1 制动鼓制动鼓应具有高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，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图2.13(a);轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图2.13(b);带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图2.12(c)在轿车上得到了日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质 量。(a)铸造制动鼓；(b) , ( c)组合式制动鼓1冲压成形辐板；2一铸铁鼓筒；3一灰铸铁内鼓；4一铸铝台金制动鼓图2.1

48、3制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图2.12所示，是以直径为dc的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为1520N?cm ;对货车为 3040N?cm。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm ,摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为712mm,中、重型货车为1318mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。捷达属于乘用车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取12mm。2.9.2

49、 制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T 形型钢辗压或钢板冲压 焊接制成；大吨位货车的 制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车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鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和n字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为35mm；货车的约为 58mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.55mm；货车多在 8mm以上。衬片可以钏接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。因此

50、，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压 焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取5mm 和6mm 。2.9.3 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH 370 12 的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm 。2.9.4 制动蹄的支承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。为了使

51、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。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45 号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370 12) 或球墨铸铁(QT400 18) 件。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。有时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。本设计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，采用支承销。2.9.5 制动轮缸是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。多数制动轮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轮缸推动。由于采用的是领