鼓式制動器畢業(yè)設(shè)計

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1、 裝備制造學(xué)院畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書 學(xué)生姓名： 張斌 專 業(yè)：工程機(jī)械運(yùn)用與維護(hù) 設(shè)計（論文）題目：輕型車鼓式后制動器設(shè)計 設(shè)計方案及參數(shù)： 主要技術(shù)參數(shù)：整車空載質(zhì)量：1672；（空載時軸荷分配：前軸60%，后軸40%）； 滿載質(zhì)量：4180；（滿載時的軸荷分配：前軸52%，后軸48%）； 質(zhì)心高度：0.7m（空） 0.85m（滿） 軸距：3.1m 輪胎規(guī)格：245/65R15 同步附著系數(shù)選擇：0.65 要求：滿載下

2、，30KM/h初速，制動距離7m 設(shè)計內(nèi)容 1、根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)，選擇設(shè)計方案，計算并確定零部件各參數(shù)繪出驅(qū)動橋的裝配圖及典型零件圖。 2、工程繪圖量一般不少于折合成圖幅為A0號的圖紙3張，其中手工繪圖不少于1張。 3、查閱相關(guān)參考文獻(xiàn)15篇以上。翻譯與課題有關(guān)的2萬印刷字符的外文資料，約5000個漢字。 4、撰寫設(shè)計說明書一份，正文字?jǐn)?shù)不少于2萬字。 指 導(dǎo) 教 師 系、部 主任 教 學(xué) 院 長 目 錄 中文摘要 I

3、 英文摘要 II 第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇 1 1.1鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu) 1 1.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類 2 1.2.1 領(lǐng)從蹄式制動器 2 1.2.2 雙領(lǐng)蹄式制動器 6 1.2.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 7 1.2.4 單向増力式制動器 9 1.2.5 雙向増力式制動器 9 第2章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 13 2.1 制動力與制動力分配系數(shù) 13 2.2 同步附著系數(shù) 18 2.3制動器最大制動力矩 20 2.4 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 21 2.4.1 制動鼓內(nèi)徑D 22 2.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β 22 2.4.3 摩擦

4、襯片起始角 24 2.4.4 制動器中心到張開力P作用線的距離a 24 2.4.5 制動蹄支承點位置坐標(biāo)k和c 24 2.4.6 襯片摩擦系數(shù)f 24 第3章 制動器的設(shè)計計算 25 3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 25 3.2制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 27 3.2.1所需制動力計算 27 3.2.2制動踏板力驗算 28 3.2.3 確定制動輪缸直徑 29 3.2.4輪缸的工作容積 29 3.2.5 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算 30 3.3制動蹄片上的制動力矩 31 3.4制動蹄上的壓力分布規(guī)律 35 3.5 摩擦襯片的磨損特性計算 37 3

5、.6 制動器的熱容量和溫升的核算 40 3.7行車制動效能計算 41 3.8 駐車制動的計算 42 第4章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 45 4.1制動鼓 45 4.2 制動蹄 46 4.3 制動底板 46 4.4 制動蹄的支承 47 4.5 制動輪缸 47 4.6 摩擦材料 47 4.7 制動器間隙 48 結(jié) 論 50 致 謝 51 參考文獻(xiàn) 52 附 錄 1 53 附 錄 2 54 河北工程大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 摘 要 鼓式制動也叫塊式制動，現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的制動蹄位

6、于制動輪內(nèi)側(cè)，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內(nèi)側(cè)，達(dá)到剎車的目的。 制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災(zāi)嚴(yán)重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄—鼓式制動器。本設(shè)計就摩擦式鼓式制動器進(jìn)行了相關(guān)的設(shè)計和計算。在設(shè)計過程中，以實際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國工廠目前進(jìn)行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式及、制動器主要參數(shù)，然后計算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動效能因數(shù)、制動減速度、耐磨損特性、制動溫升等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動器主要零部

7、件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞：鼓式制動器，制動力矩，制動效能因數(shù)，制動減速度，制動溫升 ABSTRACT Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside

8、 wheel friction 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 widely used in high performance brake shoe - b

9、rake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle accord

10、ing to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake

11、temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping. KEY WORDS：drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration, brake temperature rising I 第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選

12、擇 除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機(jī)排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。 鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上（對車輪制動器）或變速器殼或與其相固定的支架上（對中央制動器）；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故稱為蹄式制動器。外

13、束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作某些汽車的中央制動器，現(xiàn)代汽車已經(jīng)很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是指這種內(nèi)張型鼓式制動器。 1.1鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu) 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖1.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?

14、 圖 1.1 鼓式制動器簡圖 (a)領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式 制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的轉(zhuǎn)動方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 1.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類 1.2.1 領(lǐng)從蹄式制動器 如圖1.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進(jìn)時的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制

15、動鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)。這種當(dāng)制動鼓正，反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器，稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖1.1（a），（b）可見，領(lǐng)蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。  圖 1.2 PERROT公司的S凸輪制動器 圖 1.3 俄KamA3汽車的S凸輪式車輪制動器 1 制動蹄；2凸輪；3制動底板；4調(diào)整臂；5凸輪支座及制動氣室

16、；6滾輪 對于兩蹄的張開力的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖1.1（b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向反力應(yīng)相等。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動鼓使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減少。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器稱為非平衡式制動器。液壓或鍥塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命均勻?？蓪奶愕哪Σ烈r片包

17、角適當(dāng)?shù)販p小。 對于如圖1.1（a）所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄制動器，在制動時，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩應(yīng)分別相等，而作用于兩蹄的張開力，則不等，并且必然有<。由于兩蹄的法向反力在制動鼓正，反兩個方向旋轉(zhuǎn)并制動時均成立，因此這種結(jié)構(gòu)的特性是雙向的，實際上也是平衡式的。其缺點是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為0.6~0.8。因為凸輪要求氣壓驅(qū)動，因此這種結(jié)構(gòu)僅使用于總質(zhì)量大于或等于10t的貨車和客車上。 領(lǐng)從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式（見圖1.1（a），圖1.2，圖1.3），鍥塊式（圖1.4），曲柄式（參見圖

18、1.10）和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的（見圖1.1（b），圖1.5，圖1.6）。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。當(dāng)張開裝置中的制動凸輪和制動鍥塊都是浮動的時，也能保證兩蹄張開力相等，這時的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。 圖 1.4 鍥塊式張開裝置的車輪制動器 1 制動蹄；2制動底座；3制動氣室；4 鍥塊；5 滾輪；6 柱塞；7 當(dāng)塊；8 棘爪； 9 調(diào)整螺釘；1

19、0 調(diào)整套筒 圖1.5制動輪缸具有兩個等直徑活塞的車輪制動器 圖 1.6制動輪缸有四個直徑活塞的車輪制動器 1 活塞； 2 活塞支承圈； 3 密封圈；4 支承； 1 制動蹄； 2 制動底板； 3制動器間隙調(diào) 5 制動底板；6 制動蹄；7 支承銷； 凸輪；4偏心支承銷 9 制動蹄定位銷；10 駐車制動傳動裝置 領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作中，重型載貨汽車前，后輪以及轎車后輪制動器。

20、 根據(jù)支承結(jié)構(gòu)及調(diào)整方法的不同，領(lǐng)從蹄鼓式液壓驅(qū)動的車輪制動器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖1.7所示 圖 1.7 領(lǐng)從蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動） （a）一般形式；（b）單固定支點；輪缸上調(diào)整（c）雙固定支點；偏心軸調(diào)整；（d）浮動蹄片；支點端調(diào)整 1.2.2 雙領(lǐng)蹄式制動器 當(dāng)汽車前進(jìn)時，若兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶悖虼?，它又稱為單向為單向雙領(lǐng)蹄式制動器。如圖1.1（c）所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄，制動輪缸等機(jī)件在制動底板上是以制動底板

21、中心為對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 單向雙領(lǐng)蹄式制動器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結(jié)構(gòu)方案，如圖9所示。 圖 1.8 單向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動） （a）一般形式；（b）偏心調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整；（d）浮式蹄片，輪缸支座調(diào)整端；（e）浮動蹄片，輪缸偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整 雙領(lǐng)蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大減。中級轎車的前制動器常用這種形式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動時，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這這種結(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得

22、所希望的前，后制動力分配（）并使前，后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。 1.2.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。如1.1（d）及圖1.9，圖1.10所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上（圖1.1（d），圖1.9）或其他張開裝置的支座上（圖1.10，圖1.11）。當(dāng)制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側(cè)活塞（圖1.9）或其他張開裝置的兩側(cè)（圖1.10，圖1.11）均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面

23、上。 圖 1.9 雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動） （a）一般形式；（b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整 制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的轉(zhuǎn)向方向一致；當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向，反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄，故稱雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種這種制動器在汽車前進(jìn)和倒退時的性能不變，故廣泛用于中，輕型載貨汽車和部分轎車的前，后輪。但用作后輪制動器時，需另設(shè)中央制動器。 圖 1.10 LCCAS公司的曲柄機(jī)構(gòu)制動器 圖 1.11 PERROT的雙鍥式制動器

24、 1.2.4 單向増力式制動器 如圖1.1（e）所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。當(dāng)汽車前進(jìn)時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進(jìn)而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2-3倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。 雖然這種制動

25、器在汽車前進(jìn)制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕，中型貨車和轎車上作前輪制動器。 1.2.5 雙向増力式制動器 如圖1.1（f）所示，將單向増力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動器。對雙向増力式制動器來說，不論汽車前進(jìn)制動或倒退制動，該制動器均為増力式制動器。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。第一制動蹄是增勢蹄，第二制動蹄不僅是增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給

26、第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向増力式制動器也是屬于非平衡式制動器。 圖1.12給出了雙向増力式制動器（浮動支承）的幾種結(jié)構(gòu)方案，圖14給出了雙向増力式制動器（固定支點）另外幾種結(jié)構(gòu)方案。 圖 1.12 雙向増力式制動器（浮動支承）的結(jié)構(gòu)方案 （a）一般形式；（b）支承上調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整 圖 1.13 雙向増力式制動器（固定支點）的結(jié)構(gòu)方案 （a）一般形式；（b）浮動調(diào)整；（c）中心調(diào)整 雙向増力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制

27、動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進(jìn)行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正，反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 上述制動器的特點是用制動器效能，效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。増力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動蹄的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。 還應(yīng)指出，制動器的

28、效能不僅與制動器的結(jié)構(gòu)形式，結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他有關(guān)因素的影響。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時輸出的制動力矩最??；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數(shù)或簡稱為制動器因數(shù)BF（brake factor）來衡量，制動器因數(shù)BF可以用下式表達(dá)： BF=（f+f）/P 式(1.1) 式中 f，f：— 制動器摩擦副間的摩擦力，見圖1.1； ，：— 制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器：= f—制動器摩擦

29、副的摩擦系數(shù)； P—鼓式制動器的蹄端作用力，見圖1.1。 圖 1.14 制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線 1増力式制動器；2雙領(lǐng)蹄式制動器；3領(lǐng)從蹄式制動器；4盤式制動器；5雙從蹄式制動器 基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖15所示。BF值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的，因此摩擦系數(shù)變化時。BF值變化小的，制動效能穩(wěn)定性就好。 制動器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調(diào)整，對高效能的制動器尤為重要。 結(jié)合本次課題研究的對象（輕

30、型車鼓式后制動器），得出以下結(jié)論： 雖然領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性在各式制動器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時的制動性能不變，結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)，易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。根據(jù)設(shè)計車型的特點及制動要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機(jī)構(gòu)等因數(shù)，選用領(lǐng)從蹄式制動器，其支撐結(jié)構(gòu)型式為浮式平行支撐(便于調(diào)整制動間隙)。

31、 第2章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 制動器設(shè)計中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：汽車軸距L=3.1；車輪滾動半徑；汽車空，滿載時的總質(zhì)量，；空，滿載時的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度 ，，質(zhì)心離前軸距離，，質(zhì)心離后軸軸距，；空，滿載時的軸荷分配：前軸負(fù)荷，，后軸負(fù)荷，等。而對于汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)，同步附著系數(shù)，制動強(qiáng)度，附著系數(shù)利用率，最大制動力矩與制動因素等。 2.1 制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為 -=0 式（

32、2.1） 式中：— 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反， — 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； —車輪有效半徑，m。 令 式（2.2） 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當(dāng)車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副

33、的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 =Z 式（2.3） 或 == Z 式（2.4） 式中 — 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z— 地面對車輪的法向反力。 當(dāng)制動器制動力和地面制動力達(dá)到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)

34、為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動到=0以后，地面制動力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見圖2.1） 圖 2.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關(guān)系 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為： 式（2.5） 當(dāng)附著系數(shù)取到最大值時 即q=以上 式（2.5）可以寫成如下 式中：G — 汽車所受重力，N； L — 汽

35、車軸距，mm； — 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； — 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； — 汽車質(zhì)心高度，mm； — 附著系數(shù)。其中=du/gdt 取一定值附著系數(shù)=0.65；所以在空，滿載時由式（2.5）可得前后制動反力Z為以下數(shù)值 故 滿載時： =26963.17N =14000.233N 空載時： =8958.075N =7425.425N 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為 車輛工況 前軸法向反力，N 后軸法向反力,N 汽車空載

36、 8958.06 7425.43 汽車滿載 26963.17 14000.23 表2.1 圖 2.2 制動時的汽車受力圖 汽車總的地面制動力為 =+==Gq 式（2.6） 式中q（q=） — 制動強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動力； ， — 前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前，后車輪附著力為 == == 式（2.7） 由已知條件及式（2.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為

37、 故 滿載時： =17526.06N =9100.15N 空載時： =5822.75N =4826.59N 故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為： 車輛工況 前軸車輪附著力，N 后軸車輪附著力,N 汽車空載 5822.75 4826.59 汽車滿載 17526.06 9100.15 表 2.2 上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強(qiáng)度q或總制動力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動

38、力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （3）前，后輪同時抱死拖滑。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（2.6），（2.7）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 +=+=G == 式（2.8） 式

39、中 — 前軸車輪的制動器制動力，==； — 后軸車輪的制動器制動力，==； — 前軸車輪的地面制動力； — 后軸車輪的地面制動力； ， — 地面對前，后軸車輪的法向反力； G — 汽車重力； ， — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； — 汽車質(zhì)心高度。 由式（2.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 由式（2.8）中消去，得 式（2.9） 式中 L — 汽車的軸距。 將上式繪成以，為

40、坐標(biāo)的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖2.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) == 式（2.10） 聯(lián)立式（2.8）和式（2.10）可得 = 帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： ===0.66 空載

41、時： ===0.55 由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)。 圖 2.3 某載貨汽車的I曲線與線 2.2 同步附著系數(shù) 由式（2.10）可得表達(dá)式 = 式（2.11） 上式在圖2.3中是一條通過坐標(biāo)原點斜率為的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數(shù)=，

42、則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是： 式（2.12） 由已知條件以及式（2.12）可得 滿載時： 空載時： 根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。 故所得同步附著系數(shù)滿足要求。 制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線來評定。 利用附著系數(shù)就是在某一制動強(qiáng)度q

43、下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。 前軸車輪的利用附著系數(shù)可如下求得： 設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為，則 式(2.13) 而由式 可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為 式(2.14) 同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為：

44、 式(2.15) 由此得出利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線為： 圖2.4 制動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線——空載 圖2.5 制動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線——滿載 根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應(yīng)符合下列要求： (1) 值在0.2～0.8之間時，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2) (2) q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 q值在0.3～0.45時，若2不超過=q線以上0.05，則允許2線，即后軸利

45、用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。 由以上兩圖所示，設(shè)計的制動器制動力分配符合要求。 2.3制動器最大制動力矩 應(yīng)合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為 == 式（2.16） 式中 , — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； — 同步附著系數(shù)； — 汽車質(zhì)心高度。 通常，上式的

46、比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（2.17） = 式（2.18） 式中： — 前軸制動器的制動力，； — 后軸制動器的制動力，； — 作用于前軸車輪上的地面法向反力； — 作用于前軸車輪上的地面法向反力； — 車輪有效半徑。 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪

47、胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn)GB 9744-2007；給出的輪胎為：245/65R15，可根據(jù)公式計算出車輪的直徑D=2450.65*2+1525.4=699.5mm 車輪的有效半徑 ： 式中，—輪胎變形系數(shù)，范圍10%～12%。 可得：=345mm 對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 == 式（2.19） = 式（2.20） 由式（2.19

48、），式（2.20）可得 ===7906.83Nm = = 當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 (1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； (3)前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 2.4 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 2.4.1 制動鼓內(nèi)徑D 輸入力P一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大D(圖 2.6 )受輪輞內(nèi)徑限制

49、。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。 由選取的輪胎型號145/80R12，得 Dr=1525.4=381.0mm 故 D=0.75381.0=285.75mm 由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，從表2.3 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20，22.5 制動鼓最大內(nèi)徑/mm 轎車 180 200 240

50、 260 — — 貨車 220 240 260 300 320 420 表2.3 取得制動鼓內(nèi)徑=280mm 輪輞直徑Dr=381.0mm,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=0.70~0.83；經(jīng)過計算，初選數(shù)值約為0.75，屬于0.70~0.83范圍內(nèi)。因此符合設(shè)計要求。 圖2.6鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 2.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦

51、面積為A=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。 試驗表明，摩擦襯片包角為：90～100時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角。 摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動時使

52、其單位壓力不超過2.5MPa，以及國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=60mm。 表 2.4 制動器襯片摩擦面積制動器襯片摩擦面積 汽車類型 汽車總質(zhì)量m/t 單個制動器總的襯片摩擦面積/mm 轎車 0.9-1.5 1.5-2.5 100-200 200-300 客車與貨車 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 120-200 150-250(多為150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1

53、200) 根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的表5-2 增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式(2.21) 式中，是以弧度(rad)為單位， 故摩擦襯片的摩擦面積A=14060110/1803.14mm2 =161.2cm2 單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=322.37cm2，如表2.4所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。 2.4.3 摩擦襯片起始角

54、 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90-/2=。 2.4.4 制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖 2.6 )盡可能大，以提高制動效能。初取a=0.8R左右，則取a=112mm 2.4.5 制動蹄支承點位置坐標(biāo)k和c 應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大(圖2.6 )。初取k=0.2R=28mm，c=110mm。 2.4.6 襯片摩擦系數(shù)f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言

55、，提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動器設(shè)計時，取=0.38可使計算結(jié)果接近實際。 第3章 制動器的設(shè)計計算 3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖3.1。平行支座可視作斜支座的特例，即圖3.

56、1中，對于最一般的情況： 圖3.1 浮式蹄 (a)平行支座 (b) 斜支座 單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)BFT3 = 式(3.1) 單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)BFT4 = 式(3.2) 上兩式中 式(3.3) 式(3.4) 式(3.5) 式(3.6)

57、 式(3.7) 式(3.8) 為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=0.2～0.3。角正負(fù)號取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為 式(3.9) 對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，， 取=0.3，f=0.4， 故可得： =[110/130+112/130+0.3（28/105）]

58、 =1.77 =0.3（110/130） cos0 =0.25 = =0.78 + =1 =0.78-（0.3cos0-0） =0.48 =0.3 得： = =（0.41.77+0.420.25）/（0.78-0.41+0.420.48） =1.64 = =（0.401.77-0.420.25）/（0.78+0.401+0.4020.48） =0.639 得 =1.64+0.839

59、 =2.479 表 3.1不同類型制動器的制動器因數(shù) 3.2制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 3.2.1所需制動力計算 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得： 地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為： 汽車總的地面制動力為： 前、后軸車輪附著力為： 故所需的制動力F需= 式(3.10) = =9100.15N 3.2.2制動踏板力驗算 制動踏板力可用下式計算：

60、 . 式(3.11) 式中 ——主缸活塞直徑，為36.7mm； ——制動管路的液壓； ——踏板機(jī)構(gòu)傳動比，，一般為2～5，取4.5； ——真空助力比，取4.5 ，——見圖3.2； ——踏板機(jī)構(gòu)及制動主缸的機(jī)械效率，可取0.85～0.95，取為0.92。 圖3.2 液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)計算用簡圖 根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗取制動時的踏板力為=250N， 可得制動管路的液壓p= 式(3.12)

61、 = =8.7Mpa 考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓p=8－12Mpa，故符合設(shè)計要求 3.2.3 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系： 式(3.13) 制動管路液壓制動時一般不超過10-12Mpa，壓力越高輪缸直徑就越小，但對管路特別是特制軟管及管接頭則提出了更高的要求，則取p=9Mpa 在本設(shè)計中選取輪缸直徑為38mm，則張開力F為 F

62、=2 /4=10201.86N>9100.15N 輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。 取得 =38mm 3.2.4制動主缸直徑的確定 第個輪缸的工作容積為 （3-13） 式中：—第個輪缸活塞的直徑； —輪缸中的活塞數(shù)目； —為第個輪缸活塞在完全制動時的行程；在初步設(shè)計時，對鼓式制動器可取=2.0～2.5mm（取=2.0mm）。

63、 由式（3-2）可得 ==4.53ml 全部輪缸的總工作容積 （3-3） 式中：m為輪缸數(shù)目。則 18.12ml 制動主缸應(yīng)有的工作容積為 式中：—制動軟管的變形容積； —全部輪缸的總工作容積。 在初步設(shè)計時，考慮到軟管變形，乘用車制動主缸的工作容積可取為；商用車取。則 23.556ml 主缸活塞行程和活塞直徑為

64、 （3-4） 一般=（0.8～1.2） ，取=1.1。 主缸的直徑應(yīng)符合QC/T311—1999中規(guī)定的尺寸系列，具體為19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。 則 36.7mm 取35mm。 通常，汽車液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)制動輪缸與制動主缸缸徑之比。 在本設(shè)計中：符合要求。 3.3制動蹄片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為α

65、處，單元面積為bRdα 。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，dα為單元面積的包角，如圖3.3 所示。 圖 3.3 制動力矩的計算簡圖 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 式（3.21） 算得 ；而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動力矩為 圖 3.4 張開力計算用簡圖 算得 在由α′至區(qū)段上積分上式，得

66、 式（3.22） 當(dāng)法向壓力均勻分布時，得 式（3.23） 由式(3.22)和式(3.23)可求出不均勻系數(shù) 算得 式（3.22）和式（3.23）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達(dá)如下： 式（3.24） 式中 ——單元法向力的合力； ——摩擦力的作用半徑(見圖 3.3 )。 如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。 為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： 式（3.25） 式中 —— 軸與力的作用線之間夾角； ——支承反力在工：軸上的投影。 解式（3.25），得 式（3.26） 對于增勢蹄可用下式表示為 式（3.27） 對于減勢蹄可類似地表示為 式（3.28）