领从蹄鼓式制动器设计说明书

1、目录1、 整车性能参数 11. 发动机12. 整车基本参数13. 制动系统参数12、 设计计算 21. 制动器主要参数的确定21) 制动鼓内径d22) 摩擦村片宽度b和包角23) 摩擦衬片起始角34) 制动器中心到张开力p作用线的距离a35) 制动体制动蹄支撑点位置坐标k和c36) 制动鼓厚度n37) 摩擦片摩擦系数32. 制动力与制动力矩分配系数43. 制动器因数54. 制动蹄自锁能力65. 摩擦衬片的磨损特性计算76. 制动轮缸直径d的确定87. 制动蹄支承销剪切应力计算93、 参考文献10一整车性能参数1.发动机： 最大转矩/ 157/2800nm/rpm 最大功率/ 65/4500kw

2、/rpm2. 整车基本参数： 整车装备质量（空车质量）/kg 1470 满载总质量/kg 2495 轴荷分配/kg 空载 前轴 895 后轴 575 满载 前轴 800 后轴 1695 车长/mm 4085 轴距/mm 2515 最小离地间隙/mm 后桥下 195 最高车速/km/h 105 轮胎型号: 165/60r143. 制动系统参数 前轮 后轮 制动器类型 领从蹄鼓式 双领蹄鼓式 制动效能因数 1.4 3.3二计算及说明结论1.制动器主要参数的确定（1）制动鼓内径d 输入力一定时，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)受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够

3、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。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：乘用车： 货车： 依据轮胎规格：165/60 r14 得轮辋直径 则制动鼓内径直径 取280mm 制动鼓内径尺寸应参照专业标准qc/t309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。 （2） 摩擦村片宽度b和包角 试验表明，摩擦衬片包角=90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。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

4、，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120。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0.91.51.52.5100200200300客车与货车1.01.51.52.52.53.53.57.07.012.012.017.0120200150250（多为150200）25040030065055010006001500（为6001200）取 =100。 摩擦村片宽度尺寸b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，衬片的摩擦面积为根据中华人民共和国专业标准 qc

5、/t 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列取(3)摩擦衬片起始角一般将衬片布置在制动碲的中央，即令。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。(4)制动器中心到张开力p作用线的距离a在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下。应使距离e尽可能大，以提高制动效能。暂定 (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a，减小c。暂定 k=25mm(6)制动鼓厚度n 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其散热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，

6、摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚： 轿车制动鼓壁厚取为712mm。 货车取为1318mm。本设计取制动鼓厚度为 n=10mm。 制动鼓有铸造的和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取。(7)摩擦片摩擦系数 摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能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

7、系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。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。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在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片材料在温度低于250时，保持摩擦系数已无大问题。本设计取。制动器主要参数制动鼓内径dd=280mm包角=100摩擦片的宽度bb=90mm摩擦衬片的面积摩擦衬片起始角制动蹄支承点坐标a与ca=112mm c=25mm摩擦片摩擦系数2.制动力与制动力矩分配系数 前、后制动器制动力分配关系将影响汽车的制动方向稳定性和附着条件的利用，是汽车制动系设计时必须考虑

8、的问题。一般根据前、后轴制动器制动力的分配、装载情况、道路附着条件和坡度等因素，当制动器制动力足够时，汽车制动过程可能出现三种情况：前后轮同时抱死拖滑；前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。如前所述，前后轮同时抱死工况可避免后轴侧滑，并保证前轮只有在最大制动强度下，才使汽车失去转向能力，这种工况道路附着条件利用较好。前轮较后轮先抱死，虽然不会发生侧滑，但是汽车丧失转向能力。在一定速度下，后轮较前轮先抱死一定时间，会造成汽车后轴侧滑。前轴负荷：后轴负荷：式中 制动力分配系数:=0.513.制动器因数 支承销式领从蹄制动器单个领蹄的制动蹄因数k1 单个从蹄的制动蹄因数

9、k2 上两式中整个制动器因数要求的制动器因数为2.1。在10%范围内，符合要求。4.制动蹄自锁能力在计算鼓式制动器时，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。 采用由张开力p计算制动力矩的方法。 增势蹄产生的制动力矩可表达为： 式中 单元法向力的合力； 摩擦力的作用半径。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 式中 轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。得 对于增势蹄可用下式表示为 对于减势蹄可类似地表示为 为了确定，及，必须求出法向力n及其分量。如果将dn看作是它投影在轴和轴上

10、分量和的合力，则有： 因此 式中 。并考虑到 则有 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： 因为 所以不会自锁。5.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

11、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。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 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（m/s）；总质量35t以下的 货车取=22.2m/s； j制动减速度ms2，计算时取j=0.6g； t制动时间，s； al，a2前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，e1e2故仅计算e1则有

12、鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8wmm2为宜，所以比能量耗损率符合。6.制动轮缸直径d的确定当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的衬片与制动鼓之间的平均单位压力取 则单个车轮制动器比摩擦力为制动器效能因数轮缸直径：根据hg28651997标准规定的尺寸系列选取，具体为19mm,22mm,24mm,25mm,28mm,30mm,32mm,35mm,38mm,40mm,45mm,50mm,55mm.所以取d=28mm7.制动蹄支承销剪切应力计算 由图所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面，其法向合力n1，n2与支承销反力s1，s2分别平行，如图所示。 对两蹄分别绕中心o取距，得 s1s2，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即为： 支承销由45号钢制造并高频淬火。则屈服强度 剪切应力 符合要求。d=280mm=100b=90mma=112mmc=112mmk=25mma=0.88b=0.88bf=1.6d=28mm三参考文献1 王国权 袭国庆.汽车设计-课程设计指导书.北京