本科毕业论文--中型货车鼓式制动器设计

1、作者签名： 日 期：重型货车鼓式制动器设计毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的 指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和 致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不 包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的 说明并表示了谢意。作者签名： 日期：指导教师签名： 日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学 校有

2、权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览 服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不 以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所 取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任 何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡 献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的 法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意 学校保留并向国

3、家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文 被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手 段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。导师签名:日期： 年 月作者签名：日期：年月日、八 刖言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

4、，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，传统的蹄一鼓式制动器存在 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

5、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0.7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 分发挥蹄一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

6、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

7、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

8、能也有了一定程度的提高。1978 年， Brian Ingram 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

9、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

10、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

11、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 AUTO CAD,UG|三维软件进行基本的 二维

12、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。 TOC o 1-5 h z 中文摘要 I英文摘要 II HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 第1章鼓式制动器结构形式及选择 1 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 1.1鼓式制动器的形式结构 1 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 1.2鼓式制动器按蹄的属性分类 2领从蹄式制动器

13、 21.2.2双领蹄式制动器 61.2.3双向双领蹄式制动器 71.2.4单向増力式制动器 91.2.5双向増力式制动器 9 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 第2章制动系的主要参数及其选择 13 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 2.1制动力与制动力分配系数 13 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 2.2同步附着系数 18 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 2.3制动器最大制动力矩 20 HYP

14、ERLINK l bookmark36 o Current Document 2.4鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 21制动鼓内径 D 22摩擦衬片宽度 b和包角B 22摩擦衬片起始角 1 24制动器中心到张开力P作用线的距离a 24制动蹄支承点位置坐标k和c 242.4.6衬片摩擦系数f 24 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 第3章制动器的设计计算 25 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 3.1浮式领一从蹄制动器（平行支座面）制动器因素计算 25 HYPERLINK l bookmark42

15、 o Current Document 3.2制动驱动机构的设计计算 273.2.1所需制动力计算 273.2.2制动踏板力验算 28确定制动轮缸直径 293.2.4轮缸的工作容积 293.2.5制动器所能产生的制动力计算 30 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 3.3制动蹄片上的制动力矩 31 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document 3.4 制动蹄上的压力分布规律 . 35 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 摩擦衬片的磨损特性计算 37 HYPERL

16、INK l bookmark50 o Current Document 制动器的热容量和温升的核算 40 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 行车制动效能计算 . 41 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 驻车制动的计算 42 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 第 4 章 制动器主要零件的结构设计 . 454.1 制动鼓 . 45 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 4.2 制动蹄 46 HYPERLI

17、NK l bookmark62 o Current Document 制动底板 46 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 制动蹄的支承 47 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 制动轮缸 47 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 摩擦材料 47 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 制动器间隙 48结 论. 50致 谢. 52参考文献 . 51附 录 1 . 53附 录 2 . 540 O届车辆工程毕业设计

18、 i0 O届车辆工程毕业设计 #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，杀y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

19、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，制动温升廖械兵：鼓式制动器设计 #廖械兵：鼓式制动器设计 iiABSTRACTDrum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mai nstream style sheets, and its brake shoes located in side the brake wheel, bra

20、ke brake blocks out whe n ope n, the in side wheel fricti on brake, to achieve the purpose of the brakes.In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still wid

21、ely used in high performanee brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the desig n and calculati on. In the desig n process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requi

22、rements, the first model of the vehicle according to the give n parameter and the tech ni cal requireme nts, determ ine the brake structure and, brake main parameters, and the n calculate the brak ing torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness facto

23、r, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural desig n of major comp onen ts. Fin ally, assembly draw ings and parts to complete mapp ing.KEY WORDS : drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking decelerati on,

24、brake temperature risi ng二0 O届车辆工程毕业设计 廖械兵：鼓式制动器设计 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

25、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。1.1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 1.1），它们的制动效

26、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1.1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。1.2鼓式制动器按蹄的属性分类1.2.1领从蹄式制动器如图1.1 （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

27、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1.1（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1.2 PERROT 公司的S凸轮制动器图1.3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=卩

28、2=卩的领从蹄式制动器结构，如图1.1 （b）所示，两蹄 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

29、地减小。对于如图1.1（ 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p1， p2则不等，并且必然有Pi0的车轮，其力矩平衡方程为Tf-FBe=0式（2.1）式中：Tf 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，N mFb 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 动力，其方向与汽车行驶方向相反，N;re 车轮有效半径，m。FfTf式（2.2）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

30、力。Ff与地面制动力Fb的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的 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Tf，Ff和Fb均随之增大。但地面制动力Fb受附着条件的限制，其值不可能 大于附着力F，即Fb Rp=式（2.3）或FBmax=F帖 Z式（2.4）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Ff和地面制动力Fb达到附着力Ftp值时，车轮即被抱死并在地面 上滑移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff =Tf/re即成为与Fb相平衡以阻止 车轮

31、再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0以后，地面制动力Fb达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力 Ff由于踏板力Fp增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升（见图2.1）图2.1制动器制动力Ff，地面制动力Fb与踏板力Fp的关系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 轴车轮的法向反力乙，Z2为：乙=暂2叫）Z2 = （Li _hg ）式（2.5）式中：G 汽车所受重力，N;L 汽车轴距，mmLi 汽车质心离前轴距离，mmL2 汽车质心离后轴距离，mm hg 汽车质心高度，mm 附着系数。取一定值附着系数 =0.8 ;所以在空，满载时由式（2.5）可得前后制动反力

32、Z为 以下数值故满载时:1600 汇 9 8=iouu 9.8 (1250810 0.8)2605=11424.43NZ2 二1600 9.8(1355810 0.8)2605=4255.57N空载时：1140 汉 9 8乙=1140 9.8(1400950 0.8)2605=9268.32N=1908.46N(1205 _ 950 0.8)由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为1140 9.82605图2.2制动时的汽车受力图车辆工况前轴法向反力Z1，N后轴法向反力Z2,N汽车空载9268.321908.46汽车满载11424.434255.57表2.1汽车总的地面制动力为Fb = Fb1

33、+ Fb2=Gqg dt式（2.6）式中q（q=g；）制动强度亦称比减速度或比制动力;Fb1， Fb2 前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前，后车轮附着力为氏=GL+Fb hg = G（L2+qhg 严I L L 丿 L式（2.7）FJg+FbL 申=（qhg 严由已知条件及式2.7 ）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故满载时：F 1 J600 9.8 (1250 810 0.8) 0.8 2605=9139.54NF 2 = 1600 9.8(1355 一810 0.8) 0.8 2605=3404.45N空载时：1140 汉 9 8Ftp(1400 +950 x0.8)x0

34、.82605=7413.60N1140 乂 9 8F=1140 9.8 (1205 950 疋 0.8)汉 0.82605=1526.77N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为:车辆工况前轴车轮附着力F，N后轴车轮附着力F,N汽车空载7413.601526.77汽车满载9139.543404.45表2.2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Fb的函数。当汽车各车轮制动器的制动力 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

35、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（2.6 ）,（ 2.7 ）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F/Ff = Fbi+Fb2=QGFfi/Ff2 = FBi/FB2LPhg （Lhg ） 式（2.8）式中Ffi 前轴车轮的制动器制动力，Ffi = FB=乙；Ff2 后轴车轮的制动器制动力，Ff2 = Fb2 = Z2 ；Fbi 前轴车轮的地面制动力；Fb2 后轴车轮的地面制动力；乙，乙一地面对前，后轴车轮

36、的法向反力；g 汽车重力；L,， L2 汽车质心离前，后轴距离；hg 汽车质心高度。由式（2.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力Ffi，Ff2是的函数。由式（2.8）中消去，得Ff2=1式（2.9）2 hg V GV hg丿式中L 汽车的轴距。将上式绘成以Ff，Ff2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 Ff，Ff2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，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Ff1 与总制动力Ff之比来表

37、明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数1P = -Ffr=式（2.10）Ff Ff 联立式（2.8）和式（2.10）可得十+%L带入数据得满载时：2hg =125.881=o.73 TOC o 1-5 h z L2605L2hg 1400 0.8 950空载时：戸=0.82L2605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1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2.3某载货汽车的I曲线与：线2.2同步附着系数由式（2.10 ）可得表达式Ff2Ffi式（2

38、.11）上式在图2.3中是一条通过坐标原点斜率为 1- 1厂的直线，它是具有制动器 制动力分配系数1的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称线。图中1线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数-0= -:，则称1线与I线交线处的附着系数;：o 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。同步 附着系数的计算公式是:式（2.12）由已知条件以及式（2.12 ）可得810满载时：07=265.73一125=0.78空载时：“2605 0.82一1400=0.67 hg950轿车： 0.65根据设计经验，空满载的同步附着系数；：0和0应在下列范围内:0.80 ;轻型客车、

39、轻型货车：0.550.70 ;大型客车及中重型货车：0.450.65。 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：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旦=qg，则dtFf1 =FB1G =1：Gq式(2.13)g dt而由式 乙-G(L2 hg :)Lg可得前轴车轮的利用附着系数为1=屉q式(2.14)Z111 l(L2 qhg)同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：黄=皂=(1-P)

40、q式(2.15)Z2 (L1 一 qhg)由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：二0 O届车辆工程毕业设计 廖械兵：鼓式制动器设计 Frcfif 只册 i图2.5制动强度与利用附着系数关系曲线一一满载根据GB 12676-1999附录A,未装制动防抱死装置的 M类车辆应符合下列要求：值在0.20.8之间时，则必须满足 q0.1+0.85( : -0.2)q 值在0.150.8之间，车辆处于各种载荷状态时，i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0.30.45时，若，2不超过:=q 线以上0.05，贝U允许2线，即后轴利用附着系数线位于i线，即前轴利用附着系数

41、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。2.3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Zi,Z2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（2.16 ）卩仆=z =LhFf2=Z2 = L!-%式中L! , L2 汽车质心离前，后轴距离；0 同步附着系数；m 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

42、约，即T/Fe式（2.17）Tf2=Ff2e式（2.18）式中：Ff!前轴制动器的制动力，Ff!=乙；Ff2 后轴制动器的制动力，Ff2= Z2 ；乙一作用于前轴车轮上的地面法向反力；Z2 作用于前轴车轮上的地面法向反力； re 车轮有效半径。根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准GB 9744-2007；选取的轮胎型145/80R12。由 GB2978可得有效半径 re=270mm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：0的良好路面上（例如:=0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移， 前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为式（2.19）

43、式（2.20）Tf1max二乙处二+仏+孤 严匚=1-BTf2max=：； Tf 1max由式（2.19 ），式（2.20）可得 TOC o 1-5 h z G15580Tf1max = （L2+hg ）re =（1250 +0.8x810）x0.8x270=2451.94 N mL26051B1-0.82T f 2max =- T f1max =2451.94 =538.23 N mP0.82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，即卩（1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；（2

44、）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。2.4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2.6 ）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D=12X 25.4=304.8mm故D=0.75X 304.8=228

45、mm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，从表2.3轮辋直径/in121314151620，22.5制动鼓最轿车180200240260大内径/mm货车220240260300320420表2.3取得制动鼓内径=220mm轮辋直径Dr=304.8mm,制动鼓的直径D与轮辋直径Dr之比的范围：D/Dr=0.700.83;经过计算，初选数值约为 0.75,属于0.700.83范围内。因此符合设 计要求。图2.6鼓式制动器的主要几何参数2.4.2摩擦衬片宽度b和包角B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

46、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A=RB b。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 2.5。试验表明，摩擦衬片包角为：90。100。时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。B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

47、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 1 =110。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2.5MPQ以及国家标准QC/T309-1999选取摩擦衬片宽度 b=40mm悄卡总质障单个制动器总的衬片摩撩血秋汽车类別.m, iti,yl/cnr0. 9 - L 5100 20t)轿车,I . 5 - t 5200 3001.0 - 1.5t120 加。150 - 250(15 - 200)廿二牛壬250 400| 5 - 7. G300 - 6501上。0550- 10001Z

48、G 1L&GGO 1500(多为 6V01200)表2.4 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及包角一：，即A = RJ式(2.21)式中，是以弧度(rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积 A=110X 40X 110 /180 X 3.14mm=84.5cm2单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=169亦，如表2.4所示，摩擦衬片宽度b 的选取合理。2.4.3摩擦衬片起始角飞一

49、般将衬片布置在制动蹄的中央，即令y=90o- - /2= 350。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2.6 )尽可能大，以提高制动效能。初取 a=0.8R左右，则取a=86mm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 2.6 )。初取 k=0.2R=27mm, c=80mm2.4.6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

50、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250r时，保持摩擦系数f =0.350.40已无大问题。因此，在假 设的理想条件下进行制动器设计时，取f =0.38可使计算结果接近实际。第3章制动器的设计计算3.1浮式领一从蹄制动器（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3.1。平行支座可视作斜支座的特例，即图 3.1中* =0， 对于最一般的情况：(a)(b )图3.1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

51、数BFT3BFT3 = (fD f 2E)/(F - fG f2H)式(3.1)单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数 BF-4上两式中BF-4=(fD - f 2E)/(F fG f2H)式(3.2)D 二c/r a/ r fs o/r cos ：fs (c/r) sin :式(3.3)E = fs (c/r)cos ： -c/r a/rfs (o/r)sin :式(3.4)式(3.5)Fa/r fs (o/r)4si n。/2G = cos ：fs sin :式(3.6)H = F -(fscos ： -sin :)式(3.7)fs = fstan-式(3.8)fs为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为

52、钢对钢则fs=0.20.3。角正负号取值按下列规则确定：当=。/2 , 1为正；:：:-o/2 , 1为负。这样浮式领从制动器因数为BF 二 BFt3 BFt4式(3.9)对于平行支座式的支撑形式，以上各式中-0， = 0，取 fs=0.3，f=0.4 ，故可得：D =c/r a/r fs o/r =81/105+86/105+0.3 x( 27/105)=1.67IE = fs，(c/r)cosP=0.3 x( 81/105) x cos0=0.23一:詁 sin 一：詁F 二一a/r fs (o/r)4sin ：-0 /2=(110 /180)3.14 sin110 86/1050.3 (

53、27/105)4 sin 55=0.77G = cos : + fs sin :=1H = F - (fs cos ： -sin ：)=0.77-(0.3 x cos0-0 )=0.48fs = fs tan =0.3得：BFT3 = (fDf2E)/(F - fG f2H)2 2=(0.38 x 1.67+0.38 x 0.23) / (0.77-0.38 x 1+0.38 x 0.48 )=2.08BFT4=(fD - f 2E)/(FfG f 2H )=(0.38 x 1.67-0.38 2x 0.23 ) / (0.77+0.38 x 1+0.382x 0.48 )=0.16得 BF

54、=BFT3 BFt4=2.08+0.16=2.24结制幼器因数HF鼓典卑值N6动R與削債3” ；蹄表3.1不同类型制动器的制动器因数Oi单 问 增 力n I TnPRHF才厘Pk制动器外都用数口鮎J Jii i4V从餐疔支啦?PR典旳備5 33.2制动驱动机构的设计计算3.2.1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 乙，乙为：hg dU) g dthg du g dt式(3.10)式(3.11)式中 dm主缸活塞直径，为p 制动管路的液压；ip踏板机构传动比,=Dr1般为25,取4.5 ;汽车总的地面制动力为:G duFb = Fbi Fb2

55、Gqg dt前、后轴车轮附着力为： TOC o 1-5 h z LhgF ! =(Gf Fb)=l(L2 qhg)F 2 =(G -Fb 匹厂-(J -qhg)L L Lg故所需的制动力F需=F2=(g-Fb)二G(Li_qhg) 1600 X 9.8caca=(1355 0.8 810) 0.82605=3404.45N3.2.2制动踏板力验算制动踏板力Fp可用下式计算：2 11 1 Fp dm p . 4 ip ip23.81mmip真空助力比，取4.5A , &见图 3.2 ;踏板机构及制动主缸的机械效率，可取-0.850.95，取为0.92。图3.2液压制动驱动机构计算用简图根据设计经

56、验取制动时的踏板力为 Fp =250N,式(3.12)4 F i n i可得制动管路的液压p=丄n &=4x250 x4.5x0.92x4.53.14 汇 23.812=9mpa3.2.3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dw及制动轮缸中的液压力P有如下关系：dw =2. P式(3.13)V兀p式中p考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压p= 812MPa取p= 9MPa。由卩能_ F需,式(3.14)及张开力的计算公式：P = dWp与制动器因数定义4式 可表示为：二dW BF p -r/r F需 ,4得 dWF需 4re式(3.15)兀 BF p r,c /19

57、56.2 一，dw - 2、=17.1mm.3.14 9轮缸直径应在 GB7524-87标准规定的尺寸系列中选取，缸直径的尺寸系列为：14.5 , 16, 17.5, 19, 22, 24, 25,28 , 30, 32, 35, 38, 40, 45, 50, 55mm 取得 dw =17.5mm3.2.4轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积：nVd式(3.16)4 1式中dw 一个轮缸活塞的直径；n轮缸的活塞数目；- 一个轮缸活塞在完全制动时的行程：二*，3在初步设计时，对 鼓式制动器取5=22.5mm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，对 鼓式制动器1约等于相应

58、制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；%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)的厚度、材料弹性模量及单位压力计算；，64 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。 可得：一个轮缸的工作容积：n_ 2VwdW =二-17.54 i4 “1332.3mm=1105.87 mm全部轮缸的总工作容积mV八Vw1式(3.17)式中m轮缸数目则全部轮缸的总工作容积33V =4 X 1105.87 mm =4423.48 mm3.2.5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，BF = fN1；fN2 ),式(3.18)它表示制动器的效能，因此又称为制动器

59、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BF = Tf式(3.19)PR式中 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。由张开力计算公式Pdw2p，4式中dw 制动轮缸直径式(3.20)P 制动轮缸中的液压压力，可得： 张开力 P= (3.14/4 )X 17.52X 9N=2163.65N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=BFX P

60、X R/r e=2.24=1974.49NX 2163.6 X 110/270后轴能产生的制动力F=2 F能=2X 1974.49N=3948.97NF=2F能=3948.97N F 需=3404.45N故所设计制动器结构参数合理。3.3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 TTf i，在摩擦衬片表面上取一横向单元面 积，并使其位于与yi轴的交角为a处，单元面积为bRda。其中b为摩擦衬片宽度，R为 制动鼓半径，da为单元面积的包角，如图3.3所示。图3.3制动力矩的计算简图由制动鼓作用在摩擦衬片