基于UG的汽车制动器设计

摘 要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鼓式制动器。本设计就领从蹄式鼓式制动器进行了相关的设计和计算，并根据 UG 三维软件进行设计装配。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；UG 软件；制动参数 ABSTRACTThe braking system has a very important role in the car, if the failure will cause a serious disaster consequences. The main components of the braking system is the brake, still widely used in modern automobile drum brakes with higher braking efficiency. The design on the collar from the shoe drum brake design and calculation of, and in accordance with UG three-dimensional software design assembly.In the design process to the actual product, according to our factory brake new product development program, combined with the theoretical design requirements, first determine the structure of the brake according to the vehicle parameters and technical requirements of a given model, and , Brake main parameters, and then calculate the braking torque of the brake, the pressure distribution on the brake shoe, shoe deformation law, the braking effectiveness factor of the braking deceleration, wear-resistant characteristics, the brake temperature rise, etc., and in this on the basis of the structural design of the brake parts. Finally, to complete the assembly drawing and parts mapping.Key Words： Drum brakes; UG software; Braking parameters目 录第一章 绪论 .11.1 制动系统设计的意义 .11.2 鼓式制动器技术研究进展和现状 .11.3 本文的设计要求及任务 .2第二章 制动器介绍与分析 .32.1 盘式制动器 .32.2 鼓式制动器 .3第三章 制动系主要参数分析及选择 .73.1 制动力 .73.2 汽车制动时的地面制动力分析 .103.3 制动时的同步附着系数 .133.4 制动器最大制动力矩计算要求 .15第四章 制动器结构参数的选择和计算 .174.1 鼓式制动器的结构参数的选择 .174.2 鼓式制动器制动器的设计计算 .194.3 行车时的制动效能计算 .274.4 驻车制动时的计算 .28第五章 基于 UG 的鼓式制动器结构设计 .315.1 UG 软件介绍 .315.2 鼓式制动器的三维设计 .335.3 鼓式制动器摩擦材料的选择 .36总 结 .38参 考 文 献 .39致 谢 .401第 一 章 绪 论1.1 制动系统设计的意义随着高速公路的迅速发展和车流密度的日益增大，交通事故的发生也越来越频繁。因此，保证行车安全已成为现今汽车设计中的一项十分艰巨而关键的任务。而制动器作为汽车制动系统中一个重要的主动安全装置，人们对它的性能与结构上的设计要求也越来越高。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，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。制动器工作在比较复杂的环境中，影响其工作的因素很多，并且有些现象很难重现。试验研究要消耗大量的人力和物力，尤其是在产品的开发阶段。随着计算机技术的发展，各种大型软件的推出和不断完善，在此基础上建立的模型更加直观、准确，更能反映原型的实际情况。1.2 鼓式制动器技术研究进展和现状一直以来，为了使鼓式制动器的优势得以充分发挥，为了克服其主要缺点的研究工作和技术改进一直都在如火如荼的进行中，尤其是对鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究更是受到高度的重视。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，也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，只能平动而不能转动，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，研究者提出了一种“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。该制动器达到相同的制动力矩所要求的输入力是盘2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，又有人提了出一种四蹄八片（块）式制动器，这种制动器通过对结构参数合理匹配设计，制动效能因数有了一定地提高，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，科学家又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。此外，近年来也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。 1.3 本文的设计要求及任务本文要求通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，根据领从蹄式制动器的设计原理，确定各组成部分的设计参数，利用 UG 建模软件，以桑塔纳轿车后轮制动器为例建立三维实体模型和装配模型，完成产品的软件开发与设计。3第 二 章 制 动 器 介 绍 与 分 析制动器是用以产生制动力矩的部件，制动器按照结构可分为鼓式制动器和盘式制动器；按安装位置可分为车轮制动器和中央制动器。车轮制动器可用于行车制动和驻车制动，中央制动器只用于驻车制动和缓速制动。2.1 盘式制动器盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。2.1.1 钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。2.1.2 全盘式在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点:（1）制动稳定性好.它的效能因素与摩擦系数关系的 K-p 曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性。 （2）盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。（3）输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。 （4）制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。 （5）车速对踏板力的影响较小。42.2 鼓式制动器鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛应用干各类汽车上。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两种结构型式。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路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，并利用制动鼓的外因柱表面与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一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。鼓式制动器按蹄的类型分为：领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双向双领蹄式制动器、单向增力式制动器、双向增力式制动器几种类型。2.2.1 领从蹄式制动器如图 2-1 所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄 1 为领蹄，蹄 2 为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方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。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，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， “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 2-1 领从蹄式制动器结构图5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、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。2.2.2 双领蹄式制动器汽车前进时两个制动蹄均为领蹄的制动器称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图 2-2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作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。图 2-2 双领蹄式制动器工作原理2.2.3 双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。62.2.4 单向增力式制动器单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。图 2-3 单向增力式制动器结构图2.2.5 双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常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经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钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、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也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。在现在的大多数的轿车上都采用的是盘式制动器，由于其良好的热和水衰减行，鼓式制动器基本被盘式所代替。但在大型的载货汽车上鼓式制动鼓器由于其制动效能高，故采用的比价多。本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。7第 三 章 制 动 系 主 要 参 数 分 析 及 选 择在制动器的设计中，要考虑的因素很多，制动器的设计的目的是要让汽车在可控的范围内停车，保护人的安全。所以汽车制动器的设计在汽车整个设计中尤为重要。在它的设计中，从汽车整体对于制动器性能的要求出发，同时影响汽车制动的因素考虑，其汽车整体考虑因素有：汽车的轴距 L；车轮的滚动半径 ；汽车空、满载时的总r质量 ， ；空、满载时的质心位置，包括质心高度 ， ，质心距前轴距离 ，amgh1L质心离后轴轴距 ；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷 ，后轴负荷 等。同时考虑2L1G2到制动器本身的因素有：制动力及分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩和制动因素等。通过以上不同的参数的考虑则可以初步设计制动器的几何和性能参数。3.1 制动力汽车制动时轮胎平衡模型建立，下图是轮胎制动时的平衡模型图。aWrbXFz图 3-1 制动轮胎模型由制动力矩所引起的、地面作用在车轮上的切向力，在没有出现滑动的情况下，由平衡方程得：（3-1）式中： 汽车前进的速度和方向；apTbXTFrT8W 汽车车重给车轮轴的压力；r 轮胎滚动半径； 汽车给车轴的前进推力； 地面给车轮的制动力；bXF 地面给车轮的支持力；z驱动力矩；T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，又称为周缘f力。 与地面制动力 的方向相反，当车轮角速度 0 时，大小相等。 仅由制FbXFfF动器结构参数所决定，即 取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮f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 ，fT和均随之增大。但地面制动力 受附着条件的限制，其值不可能大于附着力 ，bX bX 即=Z （3-bXF2） 式中： 轮胎与地面间的附着系数；Z 地面对车轮的法向反力；当地面制动力达到最大的附着力的时候，这时车轮即将抱死，此时再增大制动器制动力，驱使车轮抱死。下面是图 3-3 制动器制动力 ，地面制动力 与踏板力 的fFBFP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：1Z2p9= （3-1Z2gGLh3）= （3-21ghL4）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；1 汽车质心离后轴距离， mm；2 汽车质心高度， mm； gh 附着系数；这里采用桑塔纳 2000GLS 作为参考车型，下面是其参数表：表 3-1 桑塔纳 2000GLS 参数表其中在空载时质心离前轴距离为 1256mm，离后轴为 1400。满载时： = 10608.7N215409.8(3610.7)Z= 4483.3N空载时： 车重满载（N） 1540Kg 质心高度（mm） 810（空载950）车轴距（mm） 2656 附着系数 0.7质心（满载）离前轴距离（mm） 1356 车重空载（N） 1120Kg质心（满载）离后轴距离（mm） 1300 车轮半径（mm） 17815409.8(130.7)26Z12.(5.)10= 8533.7 N= 2442.3 N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为:表 3-2 前后车轮附着力3.2 汽车制动时的地面制动力分析3-4 汽车制动事受力分析车辆工况 前轴法向反力 (N) 后轴法向反力 (N)1Z2Z汽车空载 8533.7 2442.3汽车满载 10608.7 4483.32109.8(2560.7)Z11根据图示汽车总的地面制动力为：= + = =G a （3-5）XF12XGdugt式中：a（a= ） 制动强度； 前轴车轮的地面制动力；1XF 后轴车轮的地面制动力；2通过以上两式可可求得前，后车轮附着力为：= = （3-1F2gXhLG2gGLah6）= = （3-7）21gXL1gL由已知条件可得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：故满载时： 10608.70.71FZ= 7426.1 N4483.30.72= 3138.3 N空载时： 8533.70.71FZ= 5973.6 N2442.30.72= 1709.6 N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：满载时： =7426.1 N =3138.3N1F2F空载时： =5973.6 N =1709.6N dugt12在汽车制动时，各个车轮的制动器制动力不同，同时在每个轮胎的附着系数也不近相同，每个车轮达到最大的地面附着力的时间也不同，所以会出现下面的几种情况。（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的。由上面的分析不难求得在任何附着系数 的路面上，前，后车轮同时抱死时，即前、后轴车轮附着力 同时被充分利用的条件是：+ = + = G （3-1fFf1X2F8）= = （3-12/ff12/X1/ggLh9）式中 ： 前轴车轮的制动器制动力， = = ；1fF1fFX1Z 后轴车轮的制动器制动力， = = ；2 22 前轴车轮的地面制动力； X 后轴车面制动力；2， 地面对前，后轴车轮的法向反力；1ZG 汽车重力；， 汽车质心离前，后轴距离；1L2 汽车质心高度；ghL 汽车的轴距。由式（3-8）和（3-9）可知，前、后车轮同时抱死时，前、后制动器的制动力 ，1fF是 的函数。2fF由式（3-8）和（3-9）中消去 ，得（3-2 122141gf f fgghLGGFF 10）13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1fF2f线即 I 曲线。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1fF2f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。但是，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1fFf来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 = = （3-1fF12f11）联立式（3-8）和（3-9）和式（3-11 ）可得：= （3-Lhg212）故 满载时： = =（1300+0.7810）/2656=0.70空载时： = =（1400+0.7950 ）/2656=0.78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器制动力，故 又可通称为制动力分配系数。同时整个制动系应加装 ABS 防抱死制动系统，汽车制动更加安全和智能。3.3 制动时的同步附着系数由式（3-11）可得表达式 = （3-21fF13）上式在 I 曲线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。I 曲线图中 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02gLh2g14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。0同步附着系数的计算公式是：（3-20gLh14）由已知条件以及式（2.12）可得满载时：（26560.7-1300（26560.70-1300）/810= 0.69）/810=0.69空载时： （ （26560.78-1400）/950=0.7126560.78-1400）/950=0.71 根据设计经验，轿车空满载的同步附着系数 和 应在下列范围内 0.650.80，0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1要抱死或前、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为，则(3-15)1fXGduFagt而由式 可得前轴车轮的利用附着系数为:(3-16)12()XgFaZLh同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：（3-17）21()BgFqZLh0g 20ghduagt12()gGZLh15由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：图 3-5 制动强度与利用附着系数关系曲线空载图 3-6 制动强度与利用附着系数关系曲线满载 根据 GB 126761999 ，由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。3.4 制动器最大制动力矩计算要求16在设计制动器的时候不仅要考虑汽车整体性能的要求，在确定了合理的制动力分配系数后，能更好的为制动器的设计提供了安全设计范围，在合理的前提下确定前、后制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和制动稳定性。而最大制动力就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（3-9 ）可知，双轴汽车前，后车轮附着1Z2力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为= = （3-12fFZ21gLh18）式中： 同步附着系数。0通常，上式的比值中轿车约为 1.31.6，由计算公式： = （3-1fTfeFr19） = （3-2ffe20） 式中： 前轴制动器的制动力， ；1fF1fFZ 后轴制动器的制动力， ； 车轮有效半径。2 2er选取的轮胎型为 195/60R14，由 GB2978 可得有效半径 =290mm为保证在 的良好路面上能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移，前、后轴的车0轮制动器所能产生的最大制动力矩为：= = （3-1maxfTeZr2geGLhr21）= （3-2axf 1maxf22） 即得= =219.75 1maxfT2geGLhrmN17= =94.182maxfT1maxfN通过对制动器最大制动力的计算，为更好地选取制动力各参数提供了依据，为本次制动器的设计提供重要的参考，使其满足汽车对于制动的基本要求。可见，无论是对于汽车制动模型的建立，还是对于最终制动器最大制动力的设计，都有十分重要的意义。第 四 章 制 动 器 结 构 参 数 的 选 择 和 计 算4.1 鼓式制动器的结构参数的选择4.1.1 鼓式制动器的内径选择在选择领从式鼓式制动器的内径过程中，由于输入力是一定的，随着制动鼓内径的增大，制动力矩也随之增大，与此同时制动鼓的散热能力也越强。但随着内径 D 的增大却要受到轮辋内径的限制，故制动鼓和轮辋之间应该保持足够大的间隙，这个间隙不能小于 20mm，否则将会造成制动鼓散热不良，此外，轮辋受热后很可能把内胎粘住或将气门嘴烧坏。所以制动鼓应该保持恰当的壁厚，此外还要保证具有较大的刚度和热容量，以减小制动时温度的升高。18根据桑塔纳 2000 的轮胎型号：195/60R14，从而得知轮辋直径Dr=1425.4=355.6mm 制动鼓的内径为 D=0.75355.6=266.7mm。由 QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 ，选取制动鼓内径为 260mm，轮辋直径 Dr=355.6mm,制动鼓的直径 D 与轮辋直径 之比的范围为：D/Dr=0.700.83；经过计算，初选数值约r为 0.75，在 0.700.83 的范围之内,符合设计的要求。图 4-1 鼓式制动器的主要几何参数4.1.2 摩擦衬片宽度 b 和包角 摩擦衬片的使用寿命受摩擦衬片宽度尺寸的影响，所以摩擦片宽度尺寸的选取是比较重要的。如果摩擦衬片的宽度尺寸取的窄，那么磨损速度就快，导致摩擦衬片的寿命比较短；相反，如果摩擦衬片宽度尺寸取的宽，质量变大，使得不便加工。制动鼓内径确定以后，衬片的摩擦面积 A=Rb；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越小，磨损特性越好。由统计资料分析，随着汽车总质量增大，单个车轮鼓式制动器的衬片面积也增大，初选摩擦衬片包角 。01根据在紧急制动时使其单位压力不超过 2.5MPa，国家标准 QC/T3091999 选取摩擦衬片宽度 b=40mm。经查阅国外统计资料知，随着汽车总质量增大，单个车轮鼓式制动器的衬片面积也增大，制动器各蹄片摩擦衬片总摩擦面积越大，制动时产生的单位面积正压力越小，从而使得磨损亦越小。制动鼓半径 R、摩擦衬片宽度 b 及包角 又决定了单个摩擦衬片的摩擦面积 A，即:19(4-1)RbA公式中 是以弧度(rad)为单位，所以摩擦衬片的摩擦面积 A=13040100/1803.14mm2=90.71cm2，单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=180.34 cm2，如表4-1 所示，摩擦衬片宽度 b 的选取合理。表 4-1 制 动 器 衬 片 摩 擦 面 积4.1.3 摩 擦 衬 片 起 始 角 0一般说来，衬片通常布置在制动蹄的中央，即令 =90- /2= 。00354.1.4 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，应该让距离尽可能大，以提高制动效能，初取a=0.8R左右，故取a=86mm。4.1.5 制 动 蹄 支 承 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，使k尽可能小而c尽可能大，初取k=0.2R=27mm，c=80mm。4.1.6 衬 片 摩 擦 系 数 f选择摩擦片时不仅要让其摩擦系数高，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。即使这样也不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，对领从蹄式制动器来说，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汽车类别 汽车总质量 m/t 单个制动器总的衬片摩擦面积 A/ 2cm轿车 0.91.5 1002001.52.5 2003001.01.5 1202001.52.5 150250（多为 150200）2.53.5 250400客车与货车 3.57.0 3006507.012.0 550100012.017.0 6001500（多为 6001200）20要的。另外，在选择摩擦材料时应尽可能的采用减少污染和对人体无害的材料。目前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数 =0.350.40已无大问题。f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。f4.2 鼓式制动器制动器的设计计算4.2.1制 动 器 从 蹄 因 素 计 算 对于浮式蹄而言，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)。平行支座可以看作斜支座的特例， ，对于最一般的情0况;单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数 BFT3= (4-2)3TBF)/()(22HfGFEfD单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数 BFT4= (4-3)4TBF)/()(22fFEf在上两式中：(4-4)sin)/(cos/ rcfrfracDss (4-5)o)( afEss (4-6)incsfG(4-7)( sFH(4-8)tasf为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则 =0.20.3。 角正负号取值sf sf按下列规则确定：当 ， 为正； ， 为负，这样浮式领从制动器因2/02/0数为：(4-9)43TBF对于平行支座式的支撑形式，以上各式中 ， ，0取 =0.3，f=0.4，故可得：sf/rofracDs21=81/105+86/105+0.3（27/105）=1.67cos)/(rfEs=0.3（81/105） cos0=0.23=0.77+cosGinsf=1(i)sHFf=0.77-（0.3cos0-0）=0.48=0.3tansf故得：=3TBF)/()(22HfGFEfD=（0.381.67+0.38 20.23）/（0.77-0.381+0.38 20.48）=2.08=4T )/()(22ff=（0.381.67-0.38 20.23）/（0.77+0.381+0.38 20.48）=0.16故得： 43TBF= 2.08+0.16=2.2 4.2.2制 动 驱 动 机 构 设 计（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 Z1， Z2为：00i/4srfor(10/8)3.14sin086/15.3(27/105)i5 12()ghduZLt22故汽车总的地面制动力为：前、后轴车轮附着力为：故所需的制动力 F 需 = = 3134 N（2) 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 及制动轮缸中的液压力 P 有wd如下关系：从蹄无支撑： 典型值 2.2从蹄有支撑： 典型值 2.6(4-10)pPdw2式中， 考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压 = 812MPa，取 = pp9MPa。由 及张开力的计算公式：需能 F（4-pdPw2411）制动器因数可表示为：21()ghGduZLt12XXGduFagt21 2()()XghLLh5409.8(1350.781).2612 1ggGFa12ttTBFPR122tt23（4-ewrpBFd/42需12）rpew2需=17.1mm914.356d（F 需是 4-11 计算出来的，p=9 ，BF 是 4-10 r 制动鼓 130）轮缸直径应在 GB752487 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 =22。wd（3）轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积：（4-13） 式中 ：个轮缸活塞的直径；wdn轮缸的活塞数目；个轮缸活塞在完全制动时的行程： 在初步设计时，对鼓式 4321制动器取 =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1式制动器 约等于相应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、2材料弹性模量及单位压力计算；， 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。34可得，一个轮缸的工作容积：21nwwVd214nwwVd24=759.9mm3全部轮缸的总工作容积：(4-14) mwV1式中 m-轮缸数目，则全部轮缸的总工作容积 V =3039.5mm3（4）制动器产生的制动力计算制动器因数 BF 表示制动器的效能，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(4-15)PRTBFf式中 制动器的摩擦力矩；fR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:(4-16)式中 ： 制动轮缸直径wdP制动轮缸中的液压压力得：张开力 P=（3.14/4）17.5 29N=2163.65NpdPw2425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 =BFPR/re=2.242163.6110/270=1974.49N后轴能产生的制动力F=2 F 能 =21974.49N=3948.97NF=2F 能 =3948.97N F 需 =3404.45N故所设计制动器结构参数合理。(5)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，所以在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，影响磨损的重要因素是摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等。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，制动器几乎承担了汽车全部动力的耗散。由于在短时间内热量来不及散到大气中，使得制动器温度升高。这就是所说的制动器的能量负荷。能量负荷愈大，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 。2/mW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(4-17) 121)(tAvmea(4-18) )(22t(4-19)jvt1式中 汽车回转质量换算系数；汽车总质量；am26 汽 车 制 动 初 速 度 与 终 速 度 ， ； 计 算 时 货 车 取21v， sm/= 90 km/h(25m/s)；1vj制动减速度， ，计算时取j=0.