一汽高尔夫轿车鼓式制动器设计

1、天津工业大学毕业设计（论文）题目：一汽高尔夫轿车鼓式制动器设计摘 要从制动系的功用及设计的要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证。对各种形式的制动器的优缺点进行了比较后，选择了前盘后鼓的形式。这样，制动系有较高的制动效能和较高的效能因素稳定性。随后，对鼓式制动器的具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。此次设计选择了领从蹄式鼓式制动器。并且选择了简单液压驱动机构和间隙自动调节装置。在设计计算部分，选择制动系的结构参数，计算制动器制动力矩，理想与实际制动力，制动效能因数等等。通过本次设计，把四年的所学又系统的整理了一遍，使自己在运用所学知识解决实际问题的基础上得到了提高，使自己又上了一个新的台

2、阶，为今后工作打下了坚实的基础。关键词：领从蹄式鼓式制动器；制动力矩；间隙自动调节装置；制动效能因数 ABSTRACTFrom the brake system function 、design requirements and the design parameters, we have demonstrated the program. Comparing advantages and disadvantages of brake of all forms, we have chosen the front disk back drum form. This brake system is

3、 also characteristic of higher braking performance and higher efficiency factors stability. Subsequently, I have had a detailed exposition to the design process of the right drum brake specific structure .This design selects the leading from the foot drum brake. And I have chosen a simple hydraulic

4、drive and automatic installations of the space conditioning. In terms of design, I have chosen structural parameters of brake system .I have also calculated brake torque, ideal and the actual power system, braking efficiency factor, and so on. During this design, I have organized systematically ackn

5、owledge of the four years in school. And I have improved in the use of the knowledge to solve practical problems. Thus I have raised a new stage, laying a solid foundation for the future work.Key words：Leading from the foot drum brake；Brake Torque；Automatic installations of the space conditioning; B

6、raking efficiency factor目 录第一章 绪论.11.1 汽车工业在国民经济中的重要地位.11.2 汽车制动系概述.11.3 设计的意义.2第二章 制动器的结构形式及其选择.32.1 制动器设计的一般原则.32.1.1 制动效能因数.3 2.1.2 制动效能的稳定性.32.1.3 制动器间隙调整的简便性.32.1.4 制动器的尺寸与质量.32.1.5 噪声的减轻.3 2.2 鼓式制动器与盘式制动器的分析选择.3第三章 制动系主要参数及其选择.6 3.1 制动力与制动力分配系数.6 3.2 同步附着系数.10 3.3 制动强度和附着系数利用率.12 3.4 制动器最大制动力矩

7、.13 3.5 制动器因数.15 3.6 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数.15 3.7 摩擦片摩擦系数.17第四章 制动器设计计算.18 4.1 制动蹄片上的制动力矩.18 4.2 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算.19 4.3 制动器的热容量和温升的核算.20 4.4 制动器因数的分析.21 4.5 驻车制动计算.22第五章 制动器主要零部件的结构工艺分析与强度计算.245.1 制动鼓.24 5.2 制动蹄.24 5.3 制动底板.25 5.4 制动蹄支撑.25 5.5 制动轮缸.25 5.6 制动器间隙.25 5.7 制动器主要零件的强度计算.26 5.8 液压制动驱动机构的设计计算.26

8、5.8.1 制动轮缸直径d的确定.265.8.2 制动踏板力Fp的确定.27第六章 技术经济性、安全性及其环保分析.29结论 .31参考文献.32附录1.33附录2.38谢辞.46前 言随着现代科学技术的发展和人们生活水平的提高，人们的生活节奏也随之加快。并且伴随着高速公路的建设和立交桥的修建，使得交通越来越便利，人们的出行也越来越方便。现在交通工具越来越发达，尤其是汽车品种多种多样，发展日新月异，越来越多的先进技术应用到汽车的配置上，使得汽车这一人们普遍使用的交通工具的性能越来越优越，越来越安全。高速、安全、环保、节能、舒适是现代汽车的发展方向，而汽车的安全、节能和环保则是汽车工业发展过程中

9、需要解决的三大主题。尤其是汽车的安全性对于人们驾车出行非常重要。目前，基于汽车的安全性人们提出了各种设想，并且也研制出了各种新型的产品来提高人们行车中的安全系数。例如安全气囊，它是人们在出行时保证人身安全的一个辅助装置。不过它只有在高档轿车上装有，一般低档轿车上并没有配备。因此要加强汽车的安全性主要还是要改进汽车的制动系统，使制动系统的制动过程更短，制动效能更强，制动平稳性更好。汽车制动器的基本功用是使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地或坡道上驻留不动的机构。汽车制动器直接影响着汽车的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密

10、度的日益增大，为了保证行驶安全、停车可靠，汽车制动器的工作可靠性显得日益重要。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。针对目前汽车所面临的三大问题之一，即为了提高汽车行驶的安全性能，我对汽车的制动系统进行了新的设计，对制动系在原来的基础上进行了改进，使其制动性能更强，制动更平稳。我从制动系的功用及设计的要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证。并对各种形式的制动器的优缺点进行了比较后，选择了前盘后鼓的形式。这样，制动系有较高的制动效能和较高的效能因素稳定性。随后，对鼓式制动器的具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。在此次设计中选择了领从蹄式鼓式制动器。然后对制动轮缸进

11、行了设计，选择了简单的液压驱动机构，并且为了增加制动时的稳定性，增加了间隙自动调节装置。另外还对制动系的结构参数进行了计算和校核，如制动力矩，制动效能因数等等。这次的设计使我的知识丰富了很多，也使自己所学与实际联系的更加密切。天津工业大学2009届本科生毕业设计（论文）第一章 绪论1.1 汽车工业在国民经济中的重要地位自公元1886年，世界上第一辆汽车诞生以来，汽车工业已经经历了近百年的辉煌史。在这期间，经历了汽车制造业的三大变革，它已成为世界制造业的主导，在国民经济中占有举足轻重的地位。汽车，作为一种机动性很强的陆上交通工具，广泛的用于交通运输、工业生产、建筑、农业、林业及商业中的各个领域，

12、军工和社会团体等各行业。目前，全世界汽车的年总产量已突破4000万辆。汽车工业在国民经济中的地位，主要表现在以下几个方面：1)汽车工业产值高。汽车产品结构复杂，零部件数量多，加工精度要求高。不仅是生产资料，而且也同时作为消费资料来使用，因而市场量大，可实现大批量的流水式作业生产，能创造出很高的经济效益和社会效益，是增加出口创造社会财富的重要来源。2)大批量出口，增加外汇收入。目前，全世界汽车年出口量已达1600万辆，汽车市场突破国家界限，由国家内部的垄断与竞争转向全球生产，销售的竞争，成为一个国家外汇收入的主要来源。3)技术密集。汽车集中了机械、材料、电子、橡胶、化工、玻璃、冶金等行业的最新成

13、果。在设计和生产过程中不断采用新的试验技术、加工方法和各种新型材料，这不仅大大提高了汽车产品的质量和性能，而且有力的促进了科学技术的研究及进步。4)有力的带动了相关行业的发展，为社会提供了大量的就业机会。汽车工业是一个综合性产业，必须有相当广泛的行业提供支持。1.2 汽车制动系概述汽车要能驾驶自如，必须有良好的加减速性能。特别是对于安全性能，汽车应有良好的制动性能。特别是在越过障碍物，或是有碰撞行人或其它车辆的危险时，更需要在尽可能短的距离内，将车速降到很低或停车，如果汽车不具备这一性能，高速行驶及行车安全就不可能实现。另外，对已停驶，尤其对于在坡路上停驶的汽车应能可靠的停驻在原地不动。制动系

14、装置可分为行车、驻车、应急、辅助四部分装置。任何制动装置都具有供能装置，控制装置，传动装置和制动器四个部分组成。较为完善的制动系还具有制动力调节装置，以及报警装置，压力保持装置。随着汽车工业及道路条件的完善，致使车速逐步提高，安全问题也就理所当然的被人们所普遍关注。汽车的安全性与汽车的制动系关系密切，制动距离直接影响其安全性。近年来，也投入了大量的人力、物力以研制、开发新的制动器。目前，制动器主要分为盘式与鼓式两种，且有前盘后鼓的发展趋势。在高档轿车中，更多的采用盘式制动器，盘式制动器又有固定钳式和浮动钳式两种。近年来随着汽车性能的提高，固定钳结构上的缺点暴露较为明显，因而导致浮动钳的迅速发展

15、。1.3 设计的意义一个国家汽车工业的发展水平反映出该国家的整体工业水平。要发展一个国家的汽车工业，就汽车行业来说，汽车设计应处于一个举足轻重的位置。制动器的设计作为汽车设计的一个重要环节也是非常重要的，尤其是随着现代汽车技术的发展，道路条件的日益改善，车速越来越高，安全问题也愈受重视，制动器恰是影响汽车安全性的一个重要部件。因此，能够设计，制造出具有高制动性、可靠性的制动器是改善汽车设计的一个重要环节。本次设计遵循以下原则：首先满足制动器效能，再考虑降低生产成本，减少体积和质量，在选择材料和机械加工方法中还要考虑环保问题。总之，通过本次设计，使制动器性能得到改善、成本降低，与此同时，还减少了

16、制动器生产及使用过程中对周围环境的污染。第二章 制动器结构形式及选择2.1 制动器设计的一般原则2.1.1 制动效能因数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器效能因数。在评比不同结构形式的制动器的效能时，常用一种制动效能因数无因次指数： （2-1）其中：K效能因数；Fo:输入力；：制动器输出制动力矩； R制动鼓的作用半径。2.1.2 制动效能的稳定性制动器效能的稳定性主要取决于其效能因数K对摩擦系数f的敏感性（），而f是一个不稳定因素，影响f的因素除摩擦副材料外，主要是摩擦副表面温度和水湿程度，而其中温度的影响最为显著。因此使制动器的热稳定性好，这就要求选择其效能好、摩擦系

17、数f敏感性较低的制动器形式，还要求其摩擦材料有良好的抗衰退性和恢复性，而且应使制动鼓有足够的热容量和散热能力。2.1.3 制动器间隙调整的简便性因制动器间隙的调整是汽车保养作用中较频繁的项目之一，故选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证调整操作简便。故而最好采用自动调节装置。本次设计也是 。2.1.4 制动器的尺寸与质量随着车速的日益提高，出于行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择很小。有时为了保证所要求的制动力矩而确定的制动鼓的直径就可能过大而难以在轮辋内安装。这就要求选择尺寸小而效能高的制动器。2.1.5 噪声的减轻影响噪声的主要因素是摩擦材料的摩擦特性，即动摩擦系数对滑动速度的变化关系。此

18、外，制动器输入压力越高，噪声也越大。制动器温度对噪声也有影响。因此为消除噪声就有必要采取某些结构措施1。2.2 鼓式制动器与盘式制动器的分析选择1a.鼓式制动器可分为：领从蹄式（a图）；双领蹄式（b图）；双向双领蹄式（c图）；双从蹄式（d图）；单向增力式（e图）；双向增力式（f图）：图2-1 鼓式制动器简图双领蹄式制动器的缺点是由于制动鼓转向方向的改变，使制动效能下降很多；双向双领蹄式制动器在前进、倒车制动时效能不变，故广泛用于中、轻型货车及部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时需另设中央制动器；双从蹄式制动器在前进、倒车制动时效能发生改变，使制动效能下降很多；领从蹄式制动器的效能及稳定性适中

19、。前进，倒车时制动效能不变，结构简单，造价低，普遍用于中、重型货车上前、后轮制动器；增力式制动器，制动力矩较大。但其效能太不稳定，且需选用摩擦性能较稳定的摩擦衬片。单项增力式制动器在倒车时效能大为降低，只有在少数轻、中型货车、轿车上用于前轮制动器2。2b.盘式制动器依据其固定元件的结构形式大体上可以分为两大类。一类是工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成的制动块，每个制动器有24个。这个制动块及其制动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳型支架上，总称为制动钳。这种由制动盘和制动钳组成的制动器称为钳盘式制动器。另一类固定元件的金属背板和摩擦片也呈圆盘形。使用这种固定元件，因其制动盘的全部工作面可同时与摩

20、擦衬片接触，所以这种制动器称为全盘式制动器3。目前，钳盘式制动器已愈来愈多的被各级轿车和货车用作车轮制动器。钳盘式制动器主要有以下几种结构形式：固定钳式制动器，如图（a）所示，制动盘两侧均有油缸。制动时，仅两侧油缸中的活塞驱使两侧制动块向盘面移动。这种制动器的主要优点是： （1）除活塞和制动块外无其它滑动件，易于保证钳的刚度；（2）结构及制造工艺与一般的制动轮缸相差不多，容易实现从鼓式到盘式； （3）能适应分路系统的要求；图2-2 盘式制动器简图就目前汽车发展趋势来看，随着汽车性能要求的提高，固定钳结构上的缺点也日益明显。主要有以下几个方面：（1）固定钳式制动器至少要有两个油缸分置于制动盘两侧

21、，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管（桥管）来连通，这就使制动器的径向和轴向的尺寸都比较大，因而在车轮中布置比较困难；（2）在严酷的使用条件下，固定钳式制动器容易使制动液温度过高而汽化，从而使制动器的制动效能受到影响；（3）固定钳盘式制动器为了要兼充驻车制动器，必须在主制动钳上另外附装一套供驻车制动用的辅助制动钳，或者采用盘鼓结合式制动器，其中用于驻车制动的鼓式制动器只能是双向增力式的，但这种双向增力式制动器的调整不方便。浮动钳式制动器可分为滑动钳式（图b)和摆动钳式（图c）。与固定钳式制动器相比较，其优点主要有以下几个方面：（1）钳的外侧没有油缸，可以将制动器进一步移近轮毂。因此，在布

22、置时比较容易；（2）浮动钳没有跨越制动盘的油管或油道，减少了受热机会，且单侧油管又位于盘的内侧，受到车轮遮蔽而冷却条件较好等原因，所以其制动液汽化可能性较少；（3）浮动钳的同一组制动块可兼用于行车和驻车制动；（4）采用浮动钳可将油缸和活塞等紧密件减去一半，造价大为降低。这一点对于大批量生产的汽车工业是十分重要的14。 本次设计选择领从蹄式鼓式制动器。第三章 制动系主要参数及其选择制动器设计中需要预先给定的整车参数有：汽车轴距L；车轮滚动半径rr；汽车空、满载时的总质量，；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷，；后轴负荷，；空、满载时的质心位置：质心高度，；质心距前轴距离，；质心距后轴距离，等。而对汽

23、车制动性能有着重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等。3.1 制动力与制动力分配系数汽车制动时，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0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，单位为Nm；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，单位为N；车轮有效半径，单位为m。 （3-2） 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力。与

24、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形式、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。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 (3-3)或 (3-4)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的增大使摩

25、擦力矩增大而继续上升(见图3-1)5。 图3-1 制动力关系图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Z1 Z2为 (3-5)式中：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；汽车质心高度；重力加速度；-汽车制动减速度。令=，称为制动强度,则汽车制动时水平地面对汽车前、后车轮的法向反力,又可以表达为 (3-6)若在附着系数为的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力等于汽车前、后轴车轮的总的附着力,亦等于作用于质心的制动惯性力，即有 （3-7）或 （3-8）代入(3-5)式,则得水平地面作用

26、于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式: (3-9) 式(3-5),式(3-6)及式(3-9)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6。汽车总的地面制动力为 (3-10) 式中（）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、后轴车轮附着力为 (3-11)上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，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

27、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。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7。由式(3-9)、式(3-10)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 (3-12)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。 （3-13） （3-14）由式(3-11)可知，前、后车轮同时抱死时

28、，前、后轮制动器的制动力，是的函数。由式(3-11)中消去，得 (3-15)式中汽车的轴距。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3-2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，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动力与汽车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: （3-16）图3-2 某汽车的I曲线与线又由于在附着条件所限定的范围内，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。8

29、3.2 同步附着系数由式(3-16)可得 (3-17)上式在图中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前、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曲线交点处的附着系数为同步附着系数。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： （3-18） 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

30、侧滑使汽车失去方向稳定性。(3)当=，制动时前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力9。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du/dt=qg=g，即q=，q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q，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可用附着系数利用率 (或附着力利用率)来表达，可定义为： (3-19) 式中汽车总的地面制动

31、力；汽车所受重力；制动强度。当=时， q=，=1,利用率最高。直至20世纪50年代，当时道路条件还不很好，汽车行驶速度也不很高，后轮抱死侧滑的后果也不显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定得较低，即处于常遇附着系数范围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势。如何选择同步附着系数，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，的

32、数值就决定了前后制动力的分配比。的选择与很多因素有关。首先，所选的应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。此外，的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，的选择是一个综合性的问题，上述各因素对的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。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：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0.550.70；大型客车及中重

33、型货车：0.450.65。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，轿车在0.15q0.8，其他汽车在0.15q0.3的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.20.8的范围内，必须满足q0.1+0.85(-0.2)10。3.3 制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动强度和附着系数利用率的定义式。下面再讨论一下当=、时的q和。根据所定的同步附着系数，可以由式(3-17)及式(3-18)求得 (3-20)进而求得 (3-21)当=时：，故，q=；=1当的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。3.4 制动

34、器最大制动力距应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，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,成正比。由式(3-12)、式（3-13）、式（3-14）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 （3-25）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1.31.6；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约，即 （3-26） （3-27）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

35、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，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）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 (3-28) (3-29)对于选取较大值的各类汽车，则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 (3-30) (3-31)式中该车所能遇到的最大附着系数；制动强度，由式(3-30)确定；车轮有效半径。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。3

36、.5 制动器因数式(3-1)已给出了制动器因数BF的表达式（即，），它表示制动器的效能，因此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，用于评比不同结构形式的制动器的效能。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 (3-32)式中：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，若作用于两蹄的张开力分别为，制动鼓内圆柱面半径制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力距分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数应分别为 （3-33）整个

37、鼓式制动器的制动因数则为 （3-34）则时，则有 （3-35）3.6 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数1制动鼓直径D或半径R当输入人力P一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且制动力矩越大，则使制动器的散热性能越好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，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，不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，此间隙一般不应小于20mm30mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为轿车 D/Dr=0.640.74货车 D/Dr=0

38、.700.83 轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm100mm。对于深槽轮辋，由于其中间深陷部分的尺寸比轮辋名义直径小得多，所以其制动鼓与轮辋之间的间隙有所减小，应予以注意，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径表3-1 制动鼓最大内径轮辋直径1213141516制动鼓最大内径轿车180200240260货车、客车2202402603003202制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b这两个参数加上已经初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积，即 （3-36）式中：D制动鼓内径，单位为mm； b制动蹄摩擦衬片宽度； 、分别为两蹄的摩擦衬片

39、包角，单位为（）。 摩擦衬片的包角通常在=90120范围内选取，实验表明，摩擦衬片包角=90100的磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。 摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，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2.5MPa的条件来选择衬片的宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b，另外，根据国外统计资料可知，单位鼓式车轮总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，而单个摩擦衬片的摩擦面积A取决于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角,即制动器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。表3-2 制

40、动器衬片摩擦面积车型空载/kg满载/kg油缸直径/mm最大内径/mm高尔夫945144530260摩擦系数轮辋内径/mm最大面积起始角衬片宽度/mm0.33801504080 （3-37）3. 摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令=40，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，以改善制动效能和摩损的均匀性。4. 张开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取=0.8R=104mm。5. 制动蹄支销中心的坐标位置k与c制动蹄支销中心的坐标尺寸k应尽可能地

41、小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可暂取c=0.8R=100mm。3.7 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，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜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。一般来说，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以早期制动器设计时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦材料在温度低于250时保持摩擦系数f=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

42、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。 第四章 制动器设计计算4.1 制动蹄片上的制动力矩在设计制动鼓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。为了计算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处，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 （4-1）摩擦力产生的制动力矩为而 （4-2）积分上式，得 （4-3）当法向压力均匀分布时，则有 （4-4）上式是由压力计算制动力矩的方法，在实际计算中也可

43、采取用张开力P计算制动力矩的方法。增势蹄产生的制动力矩可表达如下： （4-5）式中：摩擦系数； 单元法向力的合力； 摩擦力的作用半径。若以知制动蹄的几何参数及法向压力的大小，便可用上式计算蹄的制动力矩。计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能。蹄式制动器的自锁条件为 （4-6）如果式 （4-7）成立，则不会自锁。 图4-1 制动力矩计算简图4.2 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算摩擦衬片(衬块)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非常困难的。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(衬块)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。它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为Wmm2。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 （4-8） （4-9）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，单位为；计算时轿车取(27.8)；总质量3.5t以下的货车