鼓式制动器毕业设计

毕业设计说明书题目:轿车后轮制动器的设计学院(直属系):交通与汽车工程学院年级、专业:2017级车辆工程目录摘要 41绪论 71．1概述 71.2制动器研究现状和进展 71.3制动器的设计意义 82制动器类型及方案的选择 92.1盘式制动器 92.2鼓式制动器 102.3制动器型式及方案的确定 143制动系的主要参数的选择 153.1理想的前、后制动力分配曲线 153.2制动力分配系数与同步附着系数的确定 163.3制动力分配的合理性分析 184制动器的设计计算 244.1鼓式制动器主要参数的确定 244.2蹄片上力矩的计算 274.3制动器效能因数 324.4制动器制动力的计算 334.5驻车制动的计算 344.6摩擦片磨损特性的计算 354.6.1比能量耗散率的计算 354.7制动蹄支承销剪切应力的计算 385制动效能的评价 405.1制动减速度 405.2制动距离 405.3制动效能的稳定性 416液压操纵机构的设计 426.1工作轮缸的工作容积 426.2制动主缸的工作直径与工作容积 426.3制动踏板力与制动踏板行程的校核 437鼓式制动器的优化设计 447.1设计变量 447.2目标函数的建立 447.3建立约束函数 447.4优化求解 457.5优化结果 468制动器主要零部件的结构设计 488.1制动鼓的结构设计 488.2制动蹄的结构设计 498.3摩擦衬片的结构设计 498.4制动底板的结构设计 508.5支承形式的设计 508.6制动轮缸 508.7蹄与鼓之间的间隙调整装置 509结论 52总结与体会 53致谢 54参考文献 55附录一 56附录二 58

轿车后轮制动器的设计摘要制动系的功能是使汽车减速停车，在下坡行驶时稳定车速以及使汽车能可靠地驻留在平地或一定角度的坡道上。同时汽车制动系直接影响着汽车的安全性能，而制动器是制动系统重要组成部分，为此如何开发出高性能的制动器是提高主动安全性能的关键。本文首先对各种制动器的结构特点和制动性能作了简要阐述，随后根据给定车型的整车参数和技术要求，将鼓式制动器作为设计对象并确定了鼓式制动器基本参数；紧接着对鼓式制动器进行了计算和对其主要零部件的结构进行了设计。最后运用三维建模软件CATIA和制图软件AutoCAD分别建立了鼓式制动器的三维模型和工程图；并通过仿真软件MATLAB对鼓式制动器的制动性能进行了优化。关键词：优化，鼓式制动器，制动性能，设计整车性能参数驱动形式：4×2长×宽×高：3800×1695×1545轴距：2460mm轮距前/后：1429/1422mm整备质量/满载质量：1150kg/1550kg汽车满载时质心离前轴的距离=1060mm，质心离后轴的距离=1200mm汽车空载时质心离前轴的距离=880mm，质心离后轴的距离=1380mm汽车质心高度：空载=530mm/满载=520mm最高车速：180km/h最大爬坡度：35％最小转向半径：9m最大功率/转速：74/5800KW/rpm最大转矩/转速：150/4000N.m/rpm轮胎型号：185/60R14T最大地面附着系数：1绪论1．1概述汽车的行车制动性能是汽车行车安全性能的一项重要指标。然而，制动器又是制动系统的重要组成部分。制动器时制动系统制动时的执行机构，是作用产生制动力矩阻碍车辆运动或运动趋势。目前汽车所装制动器可分为两种型式，即鼓式制动器和盘式制动器。对于鼓式制动器而言，在制动的过程中固定在制动底板上，且位于制动鼓内部的弧形制动蹄在促动力的作用下，使制动蹄的圆弧面压紧在旋转着的制动鼓内侧，从而产生摩擦力矩使汽车减速度或停车。盘式制动器是由制动盘制动钳组成。在制动时，由促动装置促动制动块使制动块和制动盘侧端面紧贴，以阻碍制动盘运动，而使汽车制动。汽车在行车制动过程中，整车轴荷会向前转移，前轴载荷会达到整车载荷的70%～80%之多。由于在相同尺寸和质量的制动器中盘式制动器输出的制动力较大，从节省安装空间和减少非簧载质量来考虑，将盘式制动器装于前轮较为合适。后轮制动器除了有行车制动功能之外，还有驻车制动的功能。若要使盘式制动器具有驻车制动的功能，这样会使其结构变得很复杂。考虑到工艺性和经济性常将盘式制动器用于前轮，鼓式制动器则常装于后轮。近些年来，由于盘式制动器的各种优良性能的突出体现，同时由于鼓式制动器的结构问题使制动效率受外界因素影响较大。所以鼓式制动器主要用于抵挡乘用车。目前鼓式制动器在我国乘用车中已经退出前轮制动，但仍然应用于大部分商用车。1.2制动器研究现状和进展从发展历程来看，汽车鼓式制动器行业的发展是由整车业带动发展起来的；从技术水平上来看，汽车鼓式制动器行业滞后于整车行业，并不具备超前于整车技术的条件。因此，我国汽车鼓式制动器行业的发展规模取决于汽车整车业的发展规模与速度。长期以来，为了发挥鼓式制动器的优势，各汽车行业都将鼓式制动器的工作过程和性能计算分析作为研究的主要任务。当前制动器的设计主要包括制动器各种性能的预测和制动器结构设计。为此开发了制动器仿真分析软件和专用计算机辅助设计软件。现阶段对鼓式制动器的设计主要采用多体力学仿真软件，建立鼓式制动器制动器效能因数的非线性动力学仿真模型，建立模型时间短，在计算机上即可仿真求解。制动系统设计首先应该考虑系统的约束条件；其次再根据系统的约束条件来确定所设计制动器的类型。最后对制动器仿真，通过可视化界面将数据库与仿真软件结合，为整车制造厂提供简洁方便的服务1.3制动器的设计意义汽车的行车制动性能是汽车行车安全性能的一项重要指标。所以在当前形势下，如何开发出具有良好制动效能和高可靠性的制动系统至关重要。制动器是制动系统中的执行机构，驾驶员通过制动踏板和一系列传力介质将力传至制动轮缸，制动轮缸向制动蹄施加促动力使蹄片和制动鼓紧密贴合而产生制动力矩，来是汽车制动的。现代汽车几乎采用的是摩擦式制动器，对于制动器来讲如何获得较高的制动效能及制动效能稳定性，才是设计制动器的关键，亦是保证行车安全性能的保障。因此如何改进制动器结构，使制动器具有优良的制动性能，对于汽车行驶安全性具有重大意义。2制动器类型及方案的选择一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转零件施加制动力矩；使旋转零件转速降低，同时依靠车轮与路面的附着作用，产生地面制动力以使汽车减速摩擦式制动器主要分为盘式制动器和鼓式制动器。2.1盘式制动器制动盘是摩擦副中的旋转零件，工作面是金属盘的两侧端面【1】。制动钳是由装在横跨制动盘两侧的钳形支架中的制动块和促动装置组成，制动块是由工作面积不大的摩擦块和金属背板组成【1】。每个制动器一般有2～4个制动块。盘式制动器有钳盘式和全盘式两大类。2.1.1全盘式盘式制动器全盘式制动器是由制动盘、摩擦片和金属背板组成。盘式制动器在工作时，制动盘的整个圆面都会与摩擦片接触。由于这类制动器的结构和性能的特殊性，一般很少用作车轮制动器。2.1.2钳盘式制动器定钳盘式制动器的制动钳完全固定安装在车桥左、右两外缘端面上。为了能使制动器能产生制动力矩，则必须在制动盘两侧装设可在制动盘轴向浮动的促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。浮钳盘式制动器又可分为滑动钳盘式制动器和摆动钳盘式制动器两类。2.1.3盘式制动器特点盘式制动器与鼓式制动器相比，有如下优点制动器效能对摩擦因数依赖程度较小，所以制动效能稳定性好。浸水后效能降低不大，而且只需经一两次制动就可恢复正常。以较小的体积和质量，可输出较大的制动力或制动力矩，有利于减轻整车质量和节约安装空间。制动盘沿厚度方向上的热膨胀量小，在制动过程中不会导致制动踏板行程过大【1】。容易实现间隙自动调整，其他维修作业也较方便。2.2鼓式制动器2.2.1领从蹄式制动器图2-1图2-1所示为领、从蹄式制动器制动时制动蹄的受力分析简图。轮缸中有两个直径相等的活塞，并且都可以在缸内轴向浮动，制动时两个活塞分别对两个制动蹄施加的推力大小相等，所以又被称为等促动力制动器。即如图2-1所示情况，当制动蹄片绕支承点旋转的方向与制动鼓旋转方向相同时，制动蹄片会对制动力矩起增势作用，这样的制动蹄被称为领蹄。当制动蹄片绕支承点旋转的方向与制动鼓旋转方向相反时，制动蹄片会对制动力矩起减势作用，这样的制动蹄被称为从蹄。在汽车倒车制动过程中由于车轮旋转方向会反向，领蹄和从蹄会改变属性，但是制动器仍然具有领蹄和从蹄各一个，所以制动效能不会发生变化。领、从蹄式制动器由于其结构特点，领蹄和从蹄所受到的摩擦力矩是不一样的，领蹄上的摩擦力矩大约是从蹄的2～2.5倍。显然领蹄摩擦片的磨损速度比从蹄快很多，所以有些制动器的领蹄摩擦片会比从蹄摩擦片厚一些。这样的制动蹄不具有互换性。2.2.2单向双领蹄式和双向双领蹄式制动器图2-2单向双领蹄式制动器，每一个制动蹄都配装有一个制动鼓轮缸。两套制动蹄、轮缸、支撑销在制动底板上的布置形式是关于圆心中心对称布置。两个轮缸与同一根油管相连，已达到两轮缸的油压相等。由于前进时，两蹄都是领蹄，所以制动效能比领从蹄式高；而在倒车制动时两个蹄片均是从蹄，制动效能低于领、从蹄式制动器。

图2-3若将两个制动蹄片的四个端面都与制动轮缸活塞接触，无论是汽车前进制动还是倒车制动，都能使两蹄片处于增势状态。那么这样的制动器就被称为为双向双领蹄式制动器。双向双领蹄式制动器的结构也是成对设计的，这些结构既是按中心对称布置又是按轴对称布置的。由于制动蹄的两端都支承在活塞端部，所以所有支点都是浮动的。2.2.3双从蹄式制动器图2-4从图2-4上易看出，双从式制动器结构与双领蹄式制动器很相似，对于双从式制动器来说，它可由双领蹄式制动器中一个制动蹄的支承点与另一个制动蹄的促动轮缸交换位置而得到。虽然双从蹄式制动器前进制动时的制动效能很差，但制动效能受摩擦因数变化的影响较小，所以制动效能稳定性良好。因此仍然有少数汽车采用。2.2.4增力式制动器单向自增力式制动器的结构原理及制动蹄的受力情况如图2-5所示。支撑销4装在制动器上方，制动器不工作时，两蹄上端借各自的复位弹簧的拉力拉靠在支撑销4上。而前、后制动蹄的下端分别支撑在浮动的可调杠杆6的左右两端。虽然自增力式制动器在制动鼓尺寸和摩擦因数相同的情况下，制动效能在所有制动中是最好的，但是在倒车制动时，由于其独特的结构使得它的制动效能双从蹄式制动器的制动效能还要低。图2-5双向自增力式制动器是采用的双活塞式制动轮缸，如图2-6所示，双活塞式制动轮缸的两活塞同时向两蹄顶端施加大小相等的推力，从示意图中可以看出无论是汽车在前进制动时还是在倒车制动时双向自增力式制动器均能起到双向自增力的效果。自增力式制动器的制动效能受摩擦因数变化的影响很大，所以制动效能稳定性较差；此外，自增力式制动器在一些特殊的情况下制动力矩增长很快，会导致磨损加剧，从而缩短制动器的使用寿命。图2-62.3制动器型式及方案的确定虽然自增力式的制动效能最高，但是其造价高工艺复杂，而且制动效能稳定性差，目前应用的较少；双领蹄式制动器和双从蹄式制动器在布置液压管路方面比较简单方便。最后说到领、从蹄式制动器，该制动器是最先被开发出来的，经过多年的经验积累，技术成熟；虽然制动效能和稳定性居于中游，但是结构简单，目前被各类车型广泛应用。由上面分析，本次所设计的制动器是用于轿车后轮的领、从蹄式制动器，该制动器兼作驻车制动。3制动系的主要参数的选择3.1理想的前、后制动力分配曲线在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力，并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力【2】。即（3-1）在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都抱死（无论是同时抱死或分别先后抱死）时，地面作用于前、后轮的法向反作用力为（3-2）由式（3-1）和（3-2）得（3-3）消去变量，得（3-4）式（3-4）画出的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力发分配曲线，简称I曲线。图3-1I曲线一般可以用作图法求得。先将式（3-3）的第一式按不同的值画在上图中，所得到的是一簇与坐标轴成的平行线，接着再对（3-3）第二式以不同的值画在上图中；得到一簇通过原点斜率不等的直线。对于这两组直线来说，对于同一个，均可找到两条直线，这两条直线的交点能同时满足（3-3）两式中和的关系的点。将这些相同值的两直线的交点逐一连接起来便得到了如图3-1所示的I曲线。I曲线是在任何路面，任何工况下都能使汽车前后、轮同时抱死的曲线。由分析易知，车轮同时抱死时，，所以I曲线也是同时抱死时前、后车轮地面附着力的关系曲线。同时进一步指出，在不同附着系数的路面上行驶时只有满足I曲的前、后制动气制动力分配关系，才能使汽车前、后车轮同时抱死，较好的利用附着条件。3.2制动力分配系数与同步附着系数的确定在实际制动过程中，通常前后、制动力分配不可能按I曲线分配；所以绝大多数汽车的前、后制动力分配值是固定的。一般把前轮制动器制动力与汽车总制动器制动力的比值来表示分配关系，该比例系数被称为制动器制动力分配系数，以符号β表示，即（3-5）通过前、后制动器制动力与总制动力的关系，不难得出以下关系式（3-6）在图3-2中β线与I曲线交点处的附着系数称之为同步附着系数。对于具有固定比值的汽车来说，只有在该附着系数的路面上制动才能达到同时抱死。由由式（3-3）和（3-6）可得同步系数计算公式（3-7）本次设计中取满载时同步附着系数。将相关数据带入（3-7）得则，根据公式（3-7），求得空载工况下的同步附着系数图3-23.3制动力分配的合理性分析3.3.1利用附着系数和制动效率前、后制动力呈固定比值的汽车只有在同步附着系数的路面上才能达到前、后轮同时抱死的工况。在同步附着系数之外的路面上制动时，车轮抱死之前的制动强度是小于地面附着系数的。由此可以得出结论：在制动强度小于地面附着系数的路面上，任何车轮都不会发生抱死现象。为了便于分析上述观点，下面介绍利用附着系数（又称为被利用的附着系数）这一概念，定义为（3-8）制动力分配线通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评价。利用附着系数越接近制动强度线，就表明地面附着条件利用的越充分。制动力分配的合理化最理想的情况是利用附着系数和制动强度相等；并且前、后轮制动力分配曲线与利用附着系数曲线是一一对应的，即具有理想制动力的汽车，其利用附着系数就是对角线（）。，通过式（3-9）还可得出利用附着系数与制动强度的之间关系曲线。（3-9）式中，和分别表示前、后轴的利用附着系数。图3-3由利用附着系数与制动强度的关系曲线可以看出，无论是在满载还是空载的工况下，都是前轮先于后轮抱死；并且各种工况下利用附着系数与制动强度的关系曲线都接近理想的利用附着系数与制动强度的关系曲线（的对角线）故该汽车的制动力分配是合理的。3.3.2对前、后制动器制动力分配的要求根据ECE制动法规，为了保证制动时汽车的方向稳定性和足够的制动效率，对轿车提出了如下要求：对于之间的各种车辆，要求制动强度图3-4由ECER13法规轿车的制动力分配图可以明确看出，轿车满载工况下，前、后轴利用附着系数曲线均在所确定直线下方，即满足通过上面的讨论和分析前后制动器制动力分配是合理的。3.3.3制动过程的分析及所需要最大制动器制动力的确定当前轮抱死时（3-10）由于 （3-11）由（3-10）和（3-11）得（3-12）式（3-12）就是在前轮抱死的情况下，前、后地面制动力的关系式（上式在前、后车轮同时抱死时也成立）。将式（3-12）按不同的值画在图3-5便得到f线组。图3-5同样，当后轮抱死时可得如下关系式（3-13）因此依次连接图3-5的各交点便得到前面所讨论的I曲线。本次所设计的轿车后轮制动器是要保证能在地面最大附着系数的路况上安全制动。要使其可靠制动，则所设计的制动器必须满足：所产生的制动器制动力足够提供，汽车以满载工况行驶在最大地面附着系数的路况下，制动时所需要的所需要的最大制动器制动力。由图3-6，开始时，前、后车轮均未抱死，所以前、后制动器制动力分别等于各自的地面制动力并都按β线线性增长。当增长到B点时，β线与的r线和f线同时相交，故此时前、后车轮同时抱死。当过B点以后，制动器制动力仍然随着踏板力的加而线性增长；但，不再随β线性增长，而是保持在B点不变。在B点之前（包括B点），始终有，。当到达B点时，前、后制动器制动力达到最大。所以B点（当制动器制动力超过B点继续增加，地面制动力已不再增长，此时的制动器制动力已无意义）即为本次所设计后轮制动器所需要的制动器制动力。制动全过程中各制动力关系也可由图3-7简单表示。图3-6该轿车满载时在（地面附着系数等于同步附着系数）的路况上前、后轮制动时，制动器所需要产生的最大制动力为——为车轮滚动半径根据轮胎型号查GB/T2978—2008得，带入数据计算得图3-74制动器的设计计算4.1鼓式制动器主要参数的确定4.1.1制动鼓内经D从提高制动效能和增强散热能力出发，在设计过程中希望直径越大越好。但又受到轮辋内径的限制；同时由于直径的增大，使其本身的质量也会增加，使汽车的非悬挂质量增加而影响汽车行驶的平顺性。为了便于散热，制动器制动鼓与轮辋之间应预留20～30mm的间隙。对轿车而言一般取D/Dr=0.64～0.74对货车和客车而言一般取D/Dr=0.70～0.83所定轿车车型轮胎型号为：185/60R14T由轮胎型号易知轮辋直径Dr=14×25.4=355.60mm制动鼓直径取值范围D=355.60×(0.64～0.74)=227.58～263.14mm下表中国制动鼓内径均符合QC/T309-1999《制动鼓直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定表1-1制动鼓最大内径（摘自汽车工程手册·设计篇）轮辋直径（in）——121314151620/22.5制动鼓最大内径（mm）轿车180200240260————货车/客车220240260300320420综上所述，制动鼓内径：D=240mm4.1.2制动鼓厚度n制动鼓一般是由灰铸铁铸造而成。在保证制动鼓与轮辋之间的间隙的前提下，为了保证制动器具有较大的刚度和热容量应使其有足够的厚度，对于轿车而言，其厚度约为7～12mm。其周边还有环向加强筋以增强刚度，热容量和散热性，一遍经过2～4次大修之后仍有足够的刚度。故制动鼓厚度选取n=10mm4.1.3摩擦衬片的宽度b和包角β摩擦衬片的包角β一般在90º～120º范围内选取。如果包角过小会使摩擦衬片上单位压力过高加速摩擦衬片磨；而过大又不利于散热。经实践验证衬片包角β=90º～100º时，衬片磨损最小，制动温度也比较低且制动效能最高。故摩擦衬片包角选取β=100º摩擦衬片宽度b可由公式A=Rβb（β为弧度）进行初步选择，A为衬片的摩擦面积A应满足表1-2要求。表1-2衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量ma/t单个制动器总的衬片摩擦面积A/cm2乘用车0.9～1.5100～2001.5～2.5200～300商用车1.0～1.5120～2001.5～2.5150～250（多为150～250）2.5～3.5250～4003.5～7.0300～6507.0～12.0550～100012.0～17.0600～1500（多为600～1200）选取b=50则根据设计经验，一般衬片的宽度与制动鼓内径之比b/D为0.16～0.26。0.16<b/D=50/240=0.21<0.26符合设计经验，故摩擦衬片宽度取b=50mm4.1.4制动器中心到蹄片张开力p作用线的距离e在保证制动轮缸不与其它部件不发生干涉的条件下，e值越大越好。初步设计阶段可取e=0.8R。故e可初步取为e=0.8R=0.4D=0.4×240=96mm4.1.5摩擦片的起始角通常是将衬片布置在制动蹄外缘的中央位置并使。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性能和磨损的均匀性。故摩擦片的起始角可取4.1.6制动蹄支承点位置坐标a和c在保证两蹄支承端毛面不致于相互干涉的前提下尽可能加大a减少c初步设计时可暂定为a=0.8R制动蹄支承点位置a和c可初步取为a=0.8*R=0.4*D=0.4×240=96mmc=0.2*R=0.1*D=24mm4.2蹄片上力矩的计算本次所设计的的鼓式制动器的类型是支承销支承的领从蹄式制动器。由于制动器摩擦材料的摩擦系数和所产生的摩擦力对制动器因数影响很大，而研究制动蹄摩擦面上压力的分布规律可以很好地分析制动器因数。在研究制动蹄摩擦面上压力的分布规律时，通常做一下假设：制动鼓和制动蹄为绝对的刚形体；在促动力的作用下，变形只发生在摩擦衬片上；压力与变形只遵循胡克定律。4.2.1径向压力分布规律图4-1绕支承销转动的蹄的径向变性分析由图4-1易知由于制动鼓为刚性体会阻止制动蹄的运动，则其径向分量位移将会受到压缩，径向压缩为即由图4-1中的几何关系可以很容易得出蹄片上任意一点处压力可以写成——压力分布不均匀时蹄片上的最大压力由上式，易知其最大压力在连线呈度的径向线上。在长度方向上压力分布不均的程度，可用不均匀系数Δ评价——假想压力分布均匀时的平均压力

4.2.2由于本次所设计的制动器的类型是支承销支承的领从蹄式制动器，它的制动蹄只具有一个自由度。对于只有一个自由度的制动蹄力矩的计算采取微元法。在摩擦片上取一段微元面积，让其位于角内。由制动鼓作用在所取微元面积上的法向力为（4-1）而摩擦力产生的制动力矩为在由到区段上积分上式得到（4-2）图4-2制动力矩计算简图图4-3张开力计算简图若制动衬片上压力分布均匀时，有（4-3）由式（4-2）和（4-3）能计算出不均匀系数为虽然上两式能计算出制动力矩，但却不易求得；所以在实际计算过程中通常用来计算制动力矩比较简捷。增势蹄所产生的制动力矩为（4-4）式中，为增势蹄的法向合力；为摩擦力的作用半径。为求得张开力为求得张开力与法向合力的关系式，可写出制动蹄上力的平衡方程式（4-5）式中，为轴和力的作用线的夹角；为支承反力在轴上的投影。根据式（4-4）和式（4-5）得对于紧蹄，其制动力矩为对于松蹄，其制动力矩也能类似表示为(4-6)为计算、、、值，必须求出法向力及其分量。沿着相应的轴线作用有和，它们的合力为。根据式（4-1）有所以有式中，,根据式（4-2）和式（4-4），并考虑到由于领从蹄式制动器两蹄片是按轴对称分布，所以领蹄和从蹄蹄片的和角度分别都相同。很显然两蹄片的和作用半径也分别相等。蹄片上的制动力矩就是领蹄和从蹄摩擦力矩之和，即由于是轮缸驱动，。由式(4-6)中的分母等于零时，可得自锁条件，即若就不会发生自锁现象。将（带入计算时以弧度表示），，，带入以上各式得因为，所以该制动器不会发生自锁现象。由式（4-2）和式（4-6）可以计算出领蹄表面最大的压力为（4-7）4.3制动器效能因数制动器因数是用来评价各种类型制动器制动效能高低的指标。其定义为，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，即式中——制动器的摩擦力矩——制动鼓或制动盘的作用半径——促动装置对制动蹄施加的促动力。对于只有一个自由度的制动蹄，器制动因数则为（4-8）单个领蹄的制动蹄因数（4-9）单个从蹄的制动蹄因数（4-10）将各数据带入（4-8）、（4-9）、（4-10）中得4.4制动器制动力的计算一个制动器所能产生的制动力为由于制动器能产生的最大制动力至少要等于所需要的最大制动器制动力故由得为制动轮缸对制动蹄的张开力的初定设计值制动轮缸对制动蹄施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系如下

制动管路压力一般不超过8～12MPa，本次设计选。所以，轮缸直径应符合国标HG2865—1997中规定的尺寸系列，具体尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。由于所需制动器制动力和附着力之间的关系易知，所设计的制动器制动力稍大于所需制动器最大制动力即可，因此所选轮缸直径稍大于17.48mm即可。即将带入式（4-7）中得故所设计的参数合理。4.5驻车制动的计算图4-4根据图4-4，可得出得出停驻时的后桥附着力为汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为汽车能停驻的极限上坡倾角汽车能停驻的极限上坡倾角，可根据后桥上的附着力和制动力相等的条件求得，即由得到同理，可以类似推导出汽车能停驻的极限下坡倾角为分别将满载时相关数据带入上两式求中求得在=0.8的路况上的驻车倾角满载时：，汽车满载在上坡时后轴的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值==4.6摩擦片磨损特性的计算摩擦片的磨损受众多多因素影响。因此要理论上对衬片的磨损性能进行计算是非常困难的。通过实验表明摩擦表面的温度和摩擦力是影响磨损特性的重要因素。汽车的制动过程中制动器会将机械能转化为内能，在紧急制动过程中由于制动时间很短，产生的热量来不及传至与制动器相连的其它金属部件，此时制动器几乎承受了全部热能耗散任务。热载荷越大，则衬片的磨损越严重同时制动效能的稳定性也会下降。4.6.1比能量耗散率的计算由于汽车的总质量，摩擦衬片的表面积及制动器的类型各有不同，因而需要一项相对的量来评价热载荷大小的指标。目前各国普遍采用比能量耗散率作为评价热载荷的评价指标，所采用的计量单位为W/mm2。比能量耗散率有时也称为单位负荷，或简称能量负荷。单个前、后轮制动器比能量耗散率分别为式中——汽车总质量（kg）——汽车回转质量换算系数——汽车制动初速度（m/s）——汽车制动终了速度（m/s）——制动减速度（m/s2）——制动时间（s）——前制动器衬片的摩擦面积——后制动器衬片的摩擦面积在汽车紧急制动到停车的情况下，，并认为，故（4-11）（4-12）（4-13）据相关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜，计算时取减速度j=0.6g。乘用车制动初速度为100km/h。将，，，式（4-12）和式（4-13）得e2=0.86W/mm2而，e2<1.8W/mm2，所以满足要求。4.6.2摩擦衬片比摩擦力的计算比摩擦力是指摩擦衬片上单位面积上的制动器摩擦力。单个车轮制动器的比摩擦力为（4-14）式中——单个制动器制动力矩——制动鼓半径——单个制动器的衬片摩擦面积时将后轮制动器的各相关参数带入（4-14）得因为，N/mm2，所以满足要求。4.6.3衬片与制动鼓之间平均压力P的计算式中：F为摩擦衬片与制动鼓间的法向力；A为摩擦衬片的摩擦面积。目前由于磨损问题受到更大重视，可取（当摩擦系数时），紧急制动时允许取。（4-15）（4-16）将相关数据带入式（4-15）和式（4-16）得故所设计制动器结构合理。4.7制动蹄支承销剪切应力的计算在前面的章节中，已经求得领蹄和从蹄上的法向力、，制动力矩、以及张开力。那么支承销上的剪切力便可由下式求得。（4-17）式中：A表示支承销横截面积，单位为mm2；S1,S2分别表示领蹄和从蹄支承销的支撑力；，分别表示领蹄和从蹄支承销所受剪切力；表示许用剪应力。根据图（4-3）列出领蹄上的平衡方程得到：则，由于领蹄上的力矩大于从蹄上的力矩，故只需要计算领蹄上的力矩即可。式中得各参数在前面已经计算出，将个数据带入上式得到：选支撑销半径为5mm，由（4-17）可得：经查表，可知45钢的许用剪切应力许用值为80MPa，所以满足要求。5制动效能的评价汽车的制动效能是指汽车迅速降低车速直至停车的能力。评定制动效能的指标是制动距离s和减速度。【2】5.1制动减速度当忽略滚动阻力和回转质量的影响，制动减速度可由下式求得式中，是有效总制动力（N）；是汽车总重。式中，为前轮附着力矩，为后轴附着力矩，为车轮滚动半径。将，，带入上两式得5.2制动距离制动全过程总共包括四个阶段，即驾驶员看见信号的反应时间，制动器起作用时间，持续制动时间和放松制动器时间。其中又包括消除制动鼓与制动蹄之间间隙的时间段和制动器制动力增长时间段。一般所指的制动距离是开始踩制动踏板到汽车完全停止所经过的距离。其制动距离可由下式求得式中，取值一般在之间，在此处取，，将其带入上式得根据我国GB7258——2004规定，对于轿车，试验路面在，制动初速度为时，要求在任何载荷情况下，都能满足制动距离，制动减速度。根据上面计算结果来看，所设计汽车的制动效能是是满足GB7258——2004要求的。5.3制动效能的稳定性汽车在制动过程中，由于温度的升高会使制动器摩擦力下降的现象被称为制动器的热衰退性。热衰退性是当前汽车不可避免的现象，只是各类汽车的明显程度存在差异。热衰退性是评价制动效能稳定性的主要指标。影响制动器热衰退性的主要因素是制动器的结构和摩擦衬片的材料。制动器在正常工作状态时，通常工作温度在左右，摩擦副的摩擦因数在之间，这时的制动效能因数变化较小。但温度继续升高，某些摩擦片的制动效能因数下降的程度会很大，此时热水退性能表现的很明显。图5-16液压操纵机构的设计6.1工作轮缸的工作容积前面章节通过计算已经确定出轮缸的工作直径。领、从蹄式的轮缸工作容积可由式（6-1）求得（6-1）将相关数据带入式（6-1）得全部轮缸的总工作容积6.2制动主缸的工作直径与工作容积制动主缸应有的工作容积在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取。主缸活塞直径和活塞行程可由式（6-2）确定（6-2）一般，此处取。将相关数据带入上式求得，制动主缸的工作直径具体尺寸系列为：19,22,26,28,32,35,38,40,45mm。故工作主缸的工作直径取6.3制动踏板力与制动踏板行程的校核制动踏板力式中，为制动管路的液压；为踏板机构传动比在，一般在，本次取式中，为制动管路的液压；为踏板机构传动比在，一般在，本次取；为真空助力器的助力比，本次取；为踏板机构及制动主缸的机械效率，一般可取，本次取。将各相关数据带入式（6-3）得对于轿车而言，踏板力范围在。所以踏板力能满足此要求。踏板行程制动踏板的工作行程为（6-4）式中，为主缸中推杆与活塞间的间隙；主活塞空行程。取，，将各数据带入式（6-4）得对于轿车而言，踏板行程一般小于150mm。所以踏板行程能满足此要求。7鼓式制动器的优化设计7.1设计变量,其中，为摩擦衬片包角，为支撑销中心到制动鼓中心的距离，为张开力到制动中心的距离，为支撑销中心到制动鼓纵轴之间的距离，为制动轮缸液压压力，为制动轮缸直径，为摩擦衬片宽度，制动鼓半径。7.2目标函数的建立通常用制动器效能因素来评价制动器制动效能的高低。对于制动器效能因数越大的制动器，则表明制动器制动效能越高。本次所设计的制动器要求要有较高的制动效能，所以将制动器制动效能因数作为优化目标。制动效能因数为：式中：K为制动效能因数；因此，紧蹄制动器效能因数为：松蹄制动器效能因数为：故：制动器效能因数为。取制动效能因数的倒数为优化目标函数，故目标函数为：，该函数的函数值越小，则表明制动效能因数越大，即制动效能越高。7.3建立约束函数（1）自锁约束保证鼓式制动器无自锁可能，需满足条件：(2)衬片表面最大压力约束衬片表面所承受的最大压力应小于许用值。即（3）压力分布均匀约束希望摩擦衬片上的压力均匀分布，则：（4）摩擦衬片的磨损特性约束摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度及压力等众多因素有关。在紧急制动时，要求摩擦衬片的比能量耗散率低于许用值。即：（5）制动器制动轮缸压力约束制动器制动轮缸压力应小于规定值，即：（6）边界约束条件，，，，，，，，7.4优化求解利用matlab7.0软件优化工具箱中的fmincon（）函数，对目标函数进行优化求解。在进行优化之前，需要建立目标函数文件和约束函数文件，分别命名为myfun.m和mycon.m。最后在matlab命令窗口键入调用命令和各变量的初始值及其上、下边界值。由于此函数输出的是目标函数的最小值，所以所求制动器效能因数的最大值，即为fmincon函数输出值的倒数值。（在调用函数时须注意，将matlab的工作路径设置成所调用函数所在文件位置。）7.5优化结果表7-1各参数优化前后对照表设计参数摩擦片包角β（度）支承销位置a（mm）支承销位置k（mm）张开力至中心距e（mm）制动缸油压p（Mp）优化前参数1009624969优化后参数12080251057.8设计参数制动轮缸直径d（mm）制动蹄宽度b（mm）制动鼓半径R(mm)摩擦片起始角制动器效能因数优化前参数17.550120401.68优化后参数2150.2131.5252.44由于制动鼓半径R、动蹄片宽度b与制动轮缸直径d都应满足国家标准规定尺寸系列。故经进一步整理得表7-2最终优化参数表设计参数摩擦片包角β（度）支承销位置a（mm）支承销位置k（mm）张开力至中心距e（mm）制动缸油压p（Mp）最终优化参数12080251057.8设计参数制动轮缸直径d（mm）制动蹄宽度b（mm）制动鼓半径R(mm)摩擦片起始角制动器效能因数最终优化参数2150130252.32通过对照制动器优化前、后各参数对照表，可以很显然看出优化后的制动器效能因数较优化前明显提高，因此本文所建立的目标优化模型是可行合理的。8制动器主要零部件的结构设计8.1制动鼓的结构设计由于鼓式制动器是靠制动鼓和制动蹄片之间的摩擦力来产生制动力的，所以会产生大量的热量，这就要求制动鼓要有足够的热容量，以保证其制动效能的稳定性。其次，制动鼓的材料与摩擦衬片的匹配程度、强度、刚度、都会对制动器的寿命造成影响。制动鼓有铸造的和组合式两种。铸造而成的制动鼓的材料多采用灰铸铁或合金铸铁，具有加工工艺流程简单、刚度高、耐磨、热容量大等优点。而组合式制动鼓的圆柱面可以浇注，腹板是由钢板冲压形成。组合式制动鼓具有质量轻，耐磨，并有较高的摩擦系数等优点。下图是常见的几种形式的制动鼓。图8-1制动鼓（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1冲压成形辅板；2铸铁鼓筒；3灰铸铁内鼓筒；4铸铝合金制动鼓若要计算制动鼓的厚度会很复杂，在设计时一般时根据设计经验选取。试验表明，壁厚在11～20mm范围内，摩擦表面的平均温度变化较小，具有稳定的制动效能。为了便于检查制动器间隙。本次设计所选制动鼓形式为：铸造形式的制动器，厚度为10mm。8.2制动蹄的结构设计图8-2铸铁制动蹄制动蹄可以分量类，一类是采用T型钢辗压或用钢板焊接而成的制动蹄，T型断面有利于保证其具有足够的刚度。另一类是铸铁或铸钢铸造而成的制动蹄制动蹄的。前者主要用于乘用车或质量较小的商用车，后者主要用于整备质量较大的商用车。T型蹄一般多用于轿车，在腹板上面通常开有散热槽，既可以散热又可以补偿轴向的热膨胀量，以使摩擦衬片磨损均匀。而对于质量较大的商用车的制动蹄断面有工字型，山字型等几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3～5mm，商用车在5～8mm之间摩擦衬片可以铆接或粘接在制动蹄上。本次设计取制动蹄片翼缘厚度为3mm，腹板为4mm，以粘接的方式与制动衬片联接。8.3摩擦衬片的结构设计石棉材料做成的摩擦片在摩擦的过程中会产生有害物质，现在已很少使用；半金属阻材料的有点较多，现在被广泛使用；粉末冶金金属摩阻材料具有耐热性能高，摩擦因数稳定等优点；但是其制造工艺复杂，制造成本太高，目前应用较少，主要用于质量较大的商用车。一般摩擦衬片材料应满足具有稳定的摩擦因数、良好的耐磨性、不易产生噪音、不产生有害物质、等要求。本次摩擦衬片所选材料为粉末冶金。8.4制动底板的结构设计制动底板式制动器最为重要的部件。它是安装其它零部件的基体，由于在制动的过程中会承受各种力或力矩，很容易发生变形。为了增加制动底板的强度和刚度，通常会在其表面冲压出对加强筋。于重型汽车而言则采用可锻铸铁来取代钢板冲压的制动底板。8.5支承形式的设计制动蹄片的支承方式有两种。一种是浮动支承在支座上的浮是支承，该结构便于制动鼓与制动蹄全面接触。另一种形式是具有一个自由度的支撑销支承形式，该方式不具备自定心功能，为了使支承位置可调常采用偏心支承销或偏心轮，有些制动器为了可靠地保证制动蹄的正确位置，还加设有支承板。8.6制动轮缸制动轮缸是液压制动系的触动机构，通过活塞的外移推动制动蹄片外张与制动鼓内圆柱面接触而产生制动力矩。制动轮缸缸体材料一般采用灰铸铁，轮缸活塞是由铝合金制成。在活塞推杆外端面开有槽，以使制动蹄腹板端部能插入。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。8.7蹄与鼓之间的间隙调整装置在制动器不工作时，要求制动鼓能自由转动，蹄与鼓之间会留有一定的间隙，此间隙要尽可能小。这个间隙会影响制动踏板的行程和制动时间。在制动器工作过程由于存在磨损现象，是此间隙变大，这时就要求有一种调整装置能够不断的调整此间隙。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm。鼓式在制动器有两种。一种是手动间隙调整装置，该装置是由装在制动底板上的调整凸轮和锁销组成，该装置要求凸轮工作表面螺旋线半径增量和支撑销偏心量应超过衬片的厚度。另一种是间隙自动调整装置，该型式又有两种型式，即一次调准式和阶跃式。前者不需要人工精细调整，只需要一次完全制动就可以自动调整到设定间隙。这种调整装置由于受制动器的热变形影响，所设定的间隙较大，以至于踏板行程变大，目前已经很少采用。后者的特点是所设定的间隙较小，但必须经过很多次制动才能起一次调整作用，不能随时补偿微小的过量变形。本次所选方式为凸轮调整装置。9结论本次毕业设计是从鼓式制动器的选型开始的，根据所选制动器的类型确定了鼓式制动器的一些基本结构参数。随后根据路面情况选定了同步附着系数，再结合整车性能参数，计算出了空、满载时前、后轴制动力分配系数并绘制出了制动力分配线。在结束了前面的工作之后，接下来就进入了鼓式制动器的制动力矩和制动器效能因数的计算。经过计算出来的制动器效能因素只有1.68，根据相关资料显示此值偏低。所以在计算的末期，通过运用Matlab软件中的fmincon（）函数，以制动器效能因素为目标函数，个约束条件作为约束函数，对各结构参数进行优化，最终将制动器效能因数提升至2.32。紧接着根据优化后的结构参数，运用CATIA绘制出了三维图，最后根据三维图生成了二维零件图和装配图。

总结与体会本次毕业设计的内容是轿车后轮鼓式制动器的结构设计。通过本次毕业设计，使我对汽车制动系统的结构、原理和发展现状有了一定的认识；另一方面通过本次毕业设计的磨砺，提高了我查阅各种参考文献的能力和解决问题的能力。本文首先从制动器类别方面入手，简要介绍了各类制动器的结构特点；然后根据所选轿车的整车性能参数，确定出了所设计鼓式制动器的类型为：支承销支承的领、从蹄式制动器。在设计制动器之前，首先根据选定的同步附着系数确定了前、后制动器制动力的分配系数，并通过各种曲线分析了分配系数的合理性。接下来根据各种相关数据计算出了后轴所需要的最大制动器制动力矩。此力矩是设计制动器的关键，也是后续工作的基础。在鼓式制动器设计的过程中另一个很重要的参数是：制动器效能因数，该参数直接决定所设计制动器制动性能的优劣。制动器效能因数值越大，表明制动效能越高，反之，表明制动效能越低；鉴于初步设计所得到的制动器效能因数较低，在本文设计尾声的时候，用MATLAB对该参数进行了优化，使其由1.68提升到2.32。由于本人个人知识和能力有限，在制动器设计过程中主要运用的是传统的设计方法，关于鼓式制动器还有一些性能未作分析，例如制动效能的稳定性和制动方向的稳定性。另一欠缺方面，本文较少用到现代设计方法，设计周期较长。现阶段对鼓式制动器的设计主要采用多体力学仿真软件，建立鼓式制动器制动器效能因数的非线性动力学仿真模型，建立模型时间短，在计算机上即可仿真求解。所以采用现代设计方法是发展趋势。致谢通过本次毕业设计，使我对大学四年来所学习的知识得到了一次完整的融合。将理论和实践有效的统一，使专业知识得到了进一步升华。在这漫长的两个多月的时间里，无论是从心里还是技能方面都得到了锻炼和提升。在毕业设计的过程中会遇到很多困难，在这些困难面前我失败了无数次，但每次都在无数次的重复后将其击倒，这是内心不断强大的一个历程。作为一个本科毕业生，由于本身的知识和能力有限，毕业设计中会出现很多欠缺的地方。指导老师为了尽量是我的毕业设计完善，每周都会检查我的毕业设计并提出整改建议。如果没有指导老师的督促指导，我想对于我来说，要完成这项任务是异常艰难的。所以，在此我要感谢的指导老师向阳。当我每次遇到困难时向老师总会在百忙之中为我排忧解难。同时我还要感谢在做毕业设计过程中给予我帮助的同学！最后，感谢西华大学四年来对我的培养！参考文献[1]臧杰，阎岩．汽车构造[M]．北京：机械工业出版社，2010．[2]余志生．汽车理论[M]．北京：机械工业出版社，2009．[3]林慕义，宁晓斌．工程车辆全动力制动系统[M]．北京：冶金工业出版社，2007．[4]林秉华．最新汽车设计实用手册[M]．黑龙江：黑龙江人民出版社，2005．[5]张枫念．汽车零部件设计计算与VB编程实例[M]．北京：化学工业出版社，2012．[6]林慕义，张福生．车辆底盘构造与设计[M]．北京：冶金工业出版社，2007．[7]《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，2000．[8]中国汽车技术研究中心标准化研究所．汽车标准汇编[M]．吉林：吉林大学出版社，2000．[9]陈家瑞．汽车构造[M]．北京：机械工业出版社，2009．[10]王望予．汽车设计[M]．北京：机械工业出版社，2004．[11]王国权，龚国庆．汽车设计课程设计指导书[M]．北京：机械工业出版社，2009．[12]阎金华．MATLAB7.2优化设计实例指导教程[M]．北京：机械工业出版社，2006．[13]成大先．机械设计手册[M]．北京：化学工业出版社，2004．[14]陈克．利用Matlab优化设计汽车鼓式制动器[J]．机械设计与制造，2003（4）．[15]杨仁华．基于汽车制动综合性能的鼓式制动器优化设计[J]．中国西部科技，2010,09(23)．[16]米洁，吴欲龙．汽车鼓式制动器多目标优化设计[J]．机械设计与制造，2010(1)．[16]孙丽．鼓式制动器设计与效能分析[J]．现代制造工程，2010(8)．附录一制动器制动器制动蹄制动鼓 附录二优化程序目标函数functionf=fun2(x)u=0.35;f=1/((u*(x(2)+x(3))/((sqrt(x(2)^2+x(4)^2))*(cos(atan((cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))/(2*x(1)+sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))))-u*sin(atan((cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))/(2*x(1)+sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1)))))))+u*(4*x(8)*(cos(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1))-cos(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1)))/sqrt((cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))^2+(2*x(1)+sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))^2))))+(u*(x(2)+x(3))/((sqrt(x(2)^2+x(4)^2))*(cos(atan((cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))/(2*x(1)+sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))))+u*sin(atan((cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))/(2*x(1)+sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1)))))))-u*(4*x(8)*(cos(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1))-cos(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1)))/sqrt((cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-cos(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)+x(1))))^2+(2*x(1)+sin(2*(pi-x(9)-atan(x(4)/x(2))-x(1)))-sin(2*(p