机械设计说明书-铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器设计

绪论II1997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2～6。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[1]。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。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。1.3本次设计鼓式制动器应达到的目(1)最大的制动减速度最大减速应大于0.6g。(2)最大的制动距离在急刹车车速由50km/h减到0km/h刹车距离应小于18m。(3)制动温升在慢刹车时车速由50km/h减到0km/h温升不应大于。(4)制动时汽车操纵稳定性好。1.4本次鼓式制动器的设计要求汽车制动器的设计是一项综合性、系统性的设计，它涉及到制动系统的整体设计和零件设计，设计要求中体现了既有对整体的要求，又有对各零件各自性能的要求。对制动系整体性能，除了上面所说的以外，还有使用性能良好，故障少等要求。对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来的配合能力，协作能力良好，因此，在制动器设计前，应先提出制动系统综合设计方案。根据对制动器的要求，并配合制动器的结构形式的特点，参考近年来制动器设计趋势，综合设计题目要求等。2鼓式制动器设计方案分析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，旋转的制动鼓内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。2.1鼓式制动器的形式结构图2.1鼓式制动器简图领从蹄式（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）双向増力式鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2.1），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。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[2]。2.2鼓式制动器按蹄的属性分类2.2.1领从蹄式制动器图2.2领从蹄式图2.2领从蹄式对于两蹄的张开力的领从蹄式制动器结构，如图2.1（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地减小。领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器[3]。根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不同的结构方案，如图2.3所示：图2.3领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整（c）双固定支点；偏心轴调整；（d）浮动蹄片；支点端2.2.2双领蹄式制动器当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向为单向双领蹄式制动器。如图2.1（c）所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄，制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心为对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同。图2.4单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前，后制动力分配（）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轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。2.2.3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2.1（d）所示。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轮缸的支座上或其他张开装置的支座上。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞或其他张开装置的两侧均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。图2.5双向双领蹄式鼓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）轮缸上调整双向増力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为増力式制动器。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要比制动轮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轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向増力式制动器也是属于非平衡式制动器。图2.6给出了双向増力式制动器（浮动支承）的几种结构方案，图2.7给出了双向増力式制动器（固定支点）另外几种结构方案。双向増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轮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2.6双向増力式制动器（浮动支承）的结构方案（a）一般形式；（b）支承上调整；（c）轮缸上调整图2.7双向増力式制动器（固定支点）的结构方案（a）一般形式；（b）浮动调整；（c）中心调整上述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。増力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的效能最低，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，増力式最差。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形式，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最小；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（brakefactor）来衡量，制动器因数BF可以用下式表达：(2.1)式中：—制动器摩擦副间的摩擦力。：—制动器摩擦副间的法向力。对平衡式鼓式制动器：—制动器摩擦副的摩擦系数。—鼓式制动器的蹄端作用力，见图2.8。图2.8制动器因数BF与摩擦系数f的关系曲线1増力式制动器；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；基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器的制动因数BF与摩擦系数f之间的关系如图2.8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。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。结合本次课题研究的对象（铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器），得出以下结论：虽然领从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，选用领从蹄式制动器。2.3制动驱动机构的结构形式选择根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而由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。2.4简单制动简单制动即人力制动，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力原。传递力的方式有、又有机械式和液压式两种：机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.1s—0.3s)，工作压力大(可达10MPa—12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25℃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。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操作较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采用。2.5动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机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，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。2.5.1气压制动系 气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，汽车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(0.3s—0.9s)，因室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀。2.5.2气顶液式制动系气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。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的中型汽车上也有所采用。2.5.3全液压动力制动系全液压动力制动系除了具有一般液压制动系统的优点外，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。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。结合本次课题研究的对象（铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器），得出以下结论：综合考虑制动系统的制动性能，和制动安全，几个方面的因素，采用双活塞的液压制动轮缸。3制动器的设计计算3.1雨燕轿车的主要参数数值整车质量：空载：1040kg；满载：=1340kg；质心位置：质心距前轴距离：=1190mm；质心距后轴距离：L=1200mm；满载前轴载荷51%；满载后轴载荷49%；质心高度：空载时：hg=600mm；满载时：hg=580mm；轴距：L=2390mm；车轮工作半径：=300mm；轮胎规格：185/60R15；最高车速165km/h。3.2车辆前后轮制动力的分析汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度的车轮，其力矩平衡方程为:（3.1）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，N·m；——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；——车轮有效半径，mm。令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。但地制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力。≤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增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图3.1）。图3.1制动器制动力，地面制动力与踏板力的关系3.2.1地面对前，后轴车轮的法向反力的计算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：（3.5）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；—汽车质心离后轴距离，mm；—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（3.5）可得前后制动反力Z为以下数值故满载时：NN空载时：NN由以上两式可求得前、后轴车受到的法向反力即为表3.1表3.1前、后轴车受到的法向反力车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载7121.63070.4汽车满载9155.84074.2图3.2制动时的汽车受力图3.2.2汽车总的地面制动力计算汽车总的地面制动力为（3.6）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。由以上两式可求得前，后车轮附着力为：（3.7）由已知条件及式（3.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：满载时：NN空载时：NN故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为表（3.2）表3.2前、后轴车轮附着力即地面最大制动力车辆工况前轴车轮附着力,N后轴车轮附着力,N汽车空载5697.32456.32汽车满载7324.643259.36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数，而是制动强度q或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据前，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。3.2.3动力分配系数与同步附着系数的计算由式（3.6),（3.7）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：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（3.8）可知前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是的函数。由式（3.8）中消去得（3.9）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3.3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，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：（3.10）联立（3.8）和（3.10）可得带入数据得满载时：空载时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[4]。由式（3.10）可得表达式（3.11）图3.3轿车的I曲线与线上式在图3.3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为同步附着系数[5]。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：（3.12）由已知条件以及式（3.12）可得满载时：空载时根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。故所得同步附着系数满足要求[6]。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，则(3.13)而由式可得前轴车轮的利用附着系数为：(3.14)同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：(3.15)由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：图3.4制动强度与利用附着系数关系曲线——空载图3.5制动强度与利用附着系数关系曲线——满载根据GB12676—1999附录A，未装制动防抱死装置的M1类车辆应符合下列求：

(1)值在0.2～0.8之间时，则必须满足q≥0.1+0.85(-0.2)(2)q值在0.15～0.8之间，车辆处于各种载荷状态时，线，即前轴利用附着系数应在线，即后轴利用附着系数线之上；但q值在0.3～0.45时，若不超过=q线以上0.05，则允许线，即后轴利用附着系数线位于线，即前轴利用附着系数线之上[7]。由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。3.3制动器最大制动力矩3.3.1制动器受力分析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，其他零件变形的影响较小而忽略不计。铃木雨燕轿车后轮鼓式制动器是有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。将坐标原点取在制动鼓中心O点。坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心A点。制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，一面顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果使蹄片中心位于O点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓（EE线），就沿OO方向移动进入制动鼓内。显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的位于半径OB上的任意的点BEQ的变形就是BB线段，其径向变形分量是这个线段在半径OB延长线上的投影，即BCEQ线段。所以同样一些点的径向变形δ为δ=BC≈BBcosψ考虑到ψ=（φ+α）－90°和BB=OO=δ，所以对于紧蹄的径向变形δ和压力P为：δ≈δsin（α+φ）=0.000819P≈Psin（α+φ）式中，α为任意半径OB和轴之间的夹角；ψ为半径OB和最大压力线OO之间的夹角；φ为x轴和最大压力线OO之间的夹角。也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断[8]。3.3.2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，这时制力与地面作用于车轮的法向力成正比。由式（3.8）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：（3.16）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1.3~1.6；货车约为0.5~0.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即（3.17）（3.18）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；根据市场上的大多数微型汽车轮胎规格及国家标准GB9744-2007；选取的轮胎型185/60R15由GB2978可得有效半径=300mm。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=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：（3.19）（3.20）由式（3.19），式（3.20）可得=2197.39NMNM单个车轮所产生的最大制动力据是==493.615NM后轮的最大制动力F=N单个后轮最大的制动力=1629.28N。3.4确定制动轮缸直径制动轮缸对制动蹄作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压力P有如下关系：（3.21）——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压=8～12MPa，取P=10MPa。由，及张开力的计算公式：与制动器因数定义式可表示为：（3.22）mm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=22mm。4制动器结构设计与主要参数的选择4.1参数主要的选择4.1.1制动鼓的内径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185/60R15，得=15×25.4=381mm。故=0.7×381=266mm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》，表4.1制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸轮辋直径/in121314151620，22.5制动鼓最大内径/mm轿车180200240260——货车220240260300320420取得制动鼓内径D=240mm。轮辋直径=381mm,制动鼓的直径与轮辋直径之比的范围：=0.70~0.83；经过计算，初选数值约为0.75，属于0.70~0.83范围内。因此符合设计要求。4.1.2摩擦衬片宽度b和包角β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A=Rβb。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4.2。试验表明，摩擦衬片包角为：90º～100º时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。β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，包角一般不宜大角于120º。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。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2.5MPa，以及国家标准QC/T309—1999选取摩擦衬片宽度b=40mm。表4.2制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量m/t单个制动器的衬片摩擦面积轿车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（为600~1200）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，即(4.1)式中，是以弧度(rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积A=120×40×90°/180°×3.14mm2=75mm2单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积S=2A=150mm2，如表4.2所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。4.1.3摩擦衬片起始角一般将衬片布置在制动碲的中央，即令=90°－。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，以改善磨损均匀性和制动效能。此设计中令=90°－=90°－=45°4.1.4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尽可能大，以提高制动效能。暂定：a=0.8R=0.8X120=96mm。4.1.5制动体制动蹄支撑点位置坐标k和c在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，尽可能加大k，减小c暂定：c=0.82R=0.82120=98mmk=25mm4.1.6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=0.35～0.40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=0.38可使计算结果接近实际。4.2制动器主要零部件的结构设计4.2.1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。制动鼓的材料应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摩擦均匀。中型，重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用；铸铁内鼓筒与铝合金也是铸到一起的，这中内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减少了质量。本设计采用的制动鼓材料：铸铁内鼓筒与铝合金铸到一起。4.2.2制动蹄轿车的制动蹄采用T形型钢碾压或钢板冲压制成，蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，单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接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm~5mm；货车的约为5mm~8mm。摩擦片的厚度，轿车的多为4.5mm~5mm。本设计制动蹄选用：T形45号钢制动蹄腹板厚度：5mm；制动蹄翼缘厚度：5mm；摩擦衬片厚度：5mm。4.2.3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，因此它应该有足够的刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程增大，衬片磨损也不均匀。本设计底板的材料：45号钢。4.2.4制动蹄的支承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。本设计采用支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH370—12）或球墨铸铁（QT400—18）件。4.2.5制动轮缸制动轮缸的刚起由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。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的橡胶皮碗密封。4.2.6制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm；盘式制动器的为0.1～0.3mm。此间隙过大会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。5制动器性能分析5.1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：(5.1)式中——各制动鼓的总质量；——与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；——制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金c=880J／(kg·K)——与制动鼓相连的受热金属件的比热容；∆t——制动鼓的温升(一次由=50km/h到完全停车的强烈制动，温升不应超过60℃)；L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、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(5.2)(5.3)式中——满载汽车总质量；——汽车制动时的初速度，可取；——汽车制动器制动力分配系数。代入数据计算得：=9.8J=4.2J又有=18kg；=28kg；故：=L/=(9.8+4.2）/(18482+28880)=40<60因此所设计的制动器温升符合要求。5.2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。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W/mm2。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(5.4)(5.5)(5.6)式中δ——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；计算时取=50km/hj——制动减速度，m/s，计算时取j=0.8g；t——制动时间，s；——前、后制动器衬片的摩擦面积；——制动力分配系数；故当=0km/h时：==5.6s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==0.31W/mm2==0.12W/mm2对于鼓式制动器，比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂，其比能量耗损率不大于1.8W／mm2，轿车盘式制动器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2[9]。由以上计算可知满足要求。磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为：N/mm2(5.7)式中——单个制动器的制动力矩;R——制动鼓半径；A——单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度j=0.8g时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于0.48N/mm2为宜。所以以上设计符合要求。磨损性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功即比滑磨功来衡量(5.8)式中——汽车总质量，kg；——汽车最高车速，m/s——车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，cm2——许用滑磨功，对轿车取=1000～1500J/mm2；由上式亦可得以上设计符合要求。5.3行车制动效能计算行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。汽车的最大减速度由下式确定：(5.9)由此得出(5.10)式中：——汽车所受重力，N；——附着系数；g——重力加速度，=9.8m/s2；v——制动初速度，50km/h；故最大减速度=0.8g制动距离S=(5.11)式中：——机构制动滞后时间，取0.1s；——制动器制动力增长过程所需时间，取0.4s；+——制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间；V——制动初速度，由表取为50km/h。故制动距离S=m小于设计目标设计符合要求。所以设计符合要求。5.4驻车制动的计算汽车在上坡路上停住时的受力简图如图5.1所示，取路面遇到的最大附着系数=0.8由该图可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：图5.1图5.1汽车在上坡路上停驻时的受力简图车轮的附着力为：(5.12)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：(5.13)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，，即由(5.14)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为(5.15)汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为(5.16)故满载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为==28.6°汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为==18.5°空载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为==27.6°汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为==16.1°一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16%至20%；汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右[10]。由以上计算可知满足法规规定值。6制动间隙的调整对于各种结构的汽车制动器设计,制动间隙的设计及调整是重要指标和环节之一。目前钳盘式结构的制动器,制动间隙的调整已实现了随机自动调整,在鼓式结构的制动器中,对领从蹄式结构的制动器,设计中的制动间隙,在实际应用中已实现了随机自动调整,而对于双领蹄式结构的制动器,设计中的制动间隙,在实际应用中至今未能实现随机自动调整,但有关资料对适用于双领蹄式结构的制动器,制动间隙的自动调整机构。有所介绍,如摩擦限位式制动间隙自动调整装置,其调整元件装在制动轮缸的缸体中见图6.1,也有装在制动蹄腹板上的自动调整装置见图6.2。以上两种结构的制动间隙自动调整装置,工作时主要是靠摩擦元件的。摩擦力保证制动蹄所应处的位置,但在汽车行业的实际应用中,因设计及工艺问题,至今没有被采用。在国进口的汽车中,对双领蹄式结构的制动器,也没有装间隙自动调整装置,目前国内设计和生产的双领蹄、单向及双向增力式结构的制动器,也没有制动间隙自动调整装置,而一直采用传统落后的并借助工具进行调整的机械装置[11]。图6.1带限位摩擦环的制动轮缸1制动蹄−2限位摩擦环.3轮缸活塞图6.2鼓式制动器的间隙自调装置1限位摩擦片−2限位销.3套筒4制动蹄5弹簧6制动底板6.1非自动调整装置的使用缺点目前广泛借助工具利用人工进行制动间隙的调整正确与否,对行车安全可靠性,主要取决于使用者的技术素质与责任心,因此在使用中,由于摩擦衬片与制动鼓工作表面的磨损,使制动间隙逐渐增大,而增大制动踏板的工作行程,由此会延长制动生效时间,影响整车的制动效能,所以是不合理的。制动间隙,调整不及时或不正确的调整,会严重影响行车安全的可靠性,使行驶中的车辆存在着潜在的交通隐患,对行车安全没有保障。6.2自动调整装置的使用优点制动间隙自动调整装置装在活塞与制动蹄端部之间,并浮动固定在制动轮缸的缸体端部,且尺寸小,结构紧凑,在使用中若需要更换制动摩擦衬片或制动轮缸时,无须更换自动调整装置。制动间隙自动调整装置具备二种功能,第一种为随机自动调整第二种为借助工具进行调整,即在特殊情况下万一自动调整装置失效时,可以用简单工具拨动件2中的小孔进行间隙调整。6.3摩擦限位式间隙自调装置工作基本原理[12,13]用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环装在轮缸活塞内，限位摩擦环是一个有切口的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可达400～550N。如果制动器间隙过大，活塞向外移动靠在限位环上仍不能正常制动，活塞将在油压作用下克服制动环与缸壁间的摩擦力继续向外移动，摩擦环也被带动外移，解除制动时，制动器复位弹簧不可能带动摩擦环回位，也即活塞的回位受到限制，制动器间隙减小。图6.3摩擦限位式间隙自调装置工作基本原理图6.4选择制动间隙自动调整装置的必要性[14,15]制动间隙自动调整装置,是针对目前生产和使用的各类车辆用的轮缸制动器中,提供了一种设计结构简单,工艺性好,零件少,重量轻,成本低,使用性能可靠的机械式制动间隙自动调整装置,并取代了传统落后的借助工具用人工进行调整的机械装置。尤其是对那些在设计中,使汽车底盘离地间隙较小,零部件布置紧凑的车辆制动器,借助工具用人工调整制动间隙又非常困难,因此对双领蹄、单向及双向增力鼓式结构的制动器更为需要。当选用制动间隙自动调整装置后,在使用中可对制动间隙进行随机自行调整,保证行驶中的汽车制动器制动间隙一直保持在最佳设计值,并避免了由于对制动间隙调整不及时或调整不正确而存在的潜在交通隐患。为了满足行车安全可靠性的要求,选用制动间隙自动调整装置,对现代汽车制动器的设计和使用是非常重要的。结论通过对给定汽车鼓式制动器的结构分析与设计计算，提升了我对汽车的制动系统的认识。制动系统是汽车中一个重要的总成，它既可以使行驶中的汽车减速，又能保证停车后的汽车能驻留原地不动。制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车能充分发挥出其高速行驶的动力性并保证行驶的安全性。这显示出了制动器是汽车非常重要的组成部分，从而对于汽车制动系统的设计也显得非常的重要。本设计首先根据给定的整车参数和技术、使用要求，并比较不同类型制动器的优缺点，确定制动器的结构形式；然后通过对制动力矩、制动效能因数、制动距离、制动温升、制动磨损等的计算、校核以及在此基础上进行的零部件结构设计，使设计达到了预期的效果。虽然该课题设计的为领从蹄式制动器，但随着重型汽车和高速公路的发展，鼓式制动器的缺点表现得尤为突出。主要表现在：制动效能衰退、制动间隙调整困难和制动跑偏。由于这些问题的存在，使得新的解决方案的提出显得尤为迫切。在现代汽车中，盘式制动器的使用越来越广泛，因为其具有制动效能及热稳定性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀等一系列有点。但是对于传统的蹄－鼓式制动器，可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数（一般约为2～7），并具有多种不同性能的可选结构型式，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。并且有着极为丰富的理论研究资料和实际使用经验，在以后的设计和应用中，通过大量的努力，从制动器的结构设计，以及制动器摩擦材料等方面加以研究，一定可以设计出既可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时又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的新型制动器。通过这次设计，我能够初步把大学