ZK1060型卡车制动系设计说明书

1、ZK1060型卡车制动系设计武汉科技大学本科毕业设计（论文）题 目 ZK1060型卡车制动系设计姓 名 专 业 学 号 指导教师 *二0一四年五月35目 录中文摘要英文摘要1汽车制动系统简介11.1制动系概说11.2盘式制动器21.3鼓式制动器21.4驻车制动器42制动器的选择及其主要参数62.1前轮制动器的选定62.2后轮制动器的选定62.3ZK1060型卡车制动器的设计参数62.4制动力与制动力分配系数62.5同步附着系数102.6制动器最大制动力矩113制动器主要结构参数设计133.1盘式制动器主要结构参数133.11制动盘直径D。133.12制动盘厚度h133.13摩擦衬块内半径R1及

2、外半径R2133.14制动衬块面积133.2鼓式制动器主要结构参数143.21制动鼓内径D143.22摩擦衬片宽度b和包角153.23摩擦衬片起始角。163.24制动器中心到张开力F。作用线的距离e163.25制动蹄支撑点位置坐标a和c173.26摩擦片摩擦系数f174制动器的设计计算184.1制动器因数的计算184.2盘式制动器有效半径的计算194.3鼓式制动器制动蹄自锁条件检验计算204.4行车制动效能计算214.5驻车制动计算224.6摩擦衬块的磨损特征计算234.7液压制动驱动机构的设计计算255制动器主要结构零件设计285.1盘式制动器主要结构零件设计285.11制动盘285.12制

3、动钳285.13制动摩擦块285.2鼓式制动器主要结构零件设计295.21制动鼓295.22制动蹄305.23制动底板305.24制动支撑装置305.3制动轮缸305.4摩擦材料315.5制动器间隙的调整方法及相应机构31结论33致谢34参考文献35ZK1060型卡车制动系设计摘 要汽车制动系统是保障行车安全的极为重要的一个系统，对汽车行驶的安全性、停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。汽车制动系统主要有供能装置、传能装置、控制装置和制动器组成，如何提高汽车制动性能，历来是汽车设计研究中的重点。本次设计选定的是ZK1060轻型卡车制动器的研究和设计，通过对卡车整体参数的分析，选择出合适

4、的制动器，根据卡车各项参数确定制动器的主要结构参数，并对其进行计算并且校核，然后对制动器的各个零件进行结构设计，完成制动器的设计，最后完成制动器装配与主要零件工作图的绘制。关键词：制动系统；盘式制动器；鼓式制动器；液压制动驱动机构此毕业设计获得 2014届优秀毕业设计荣誉，共有4张零件图，1 张装配图，并且有开题报告、外文翻译、答辩稿，答辩ppt，保证让你的毕业设计顺利过关！先找份好的工作，不再为毕业设计而发愁！有需要零件图和装配图的同学请联系QQ：994166684）ZK1060 truck brake system designAbstract Automotive braking sys

5、tems is extremely important to ensure traffic safety system for cars with security, parking and transportation reliability plays an important economic role guarantee. Automotive braking systems mainly for energy devices, energy transfer, controls and brakes composition, how to improve the braking pe

6、rformance of the car, the car has always been the focus of the study design. The selected design is ZK1060 light truck brakes research and design, through the analysis of overall truck parameters, select the appropriate brakes, brake identify key structural parameters according to the parameters of

7、the truck, and its calculation and checking , then the various parts brake structural design, to complete the design of the brake, the brake assembly to finalize drawn map with major parts work.Keywords: Brake system ；Disc brakes ；Drum brakes ；Hydraulic brake drive mechanism1汽车制动系统简介1.1制动系概说汽车的制动性是汽

8、车的主要性能之一，它关系到交通安全问题。制动时发生的制动距离过长、侧滑等情况造成重大的交通事故。良好的汽车的制动性是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动性通常是指强制汽车在短距离内减速、控制下坡速度、维持行驶方向的稳定性和停车的能力。汽车的制动装置可由以下四部分组成，即为行车制动、驻车制动、应急制动和辅助制动装置。每辆汽车都必须具备两种制动系，使行驶中的汽车减速至停止的制动系叫行车制动系，使已停止的汽车停驻不动的制动系称为驻车制动系，这是第一种系统。应急制动系成为第二制动系，他是为了保证在行车制动系失效时仍能有效的制动。辅助制动系是使汽车下坡时车速稳定的制动系。汽车制动系统是一套用来使四个车轮减

9、速或停止的零件。当驾驶员踩下制动踏板时，制动动作开始。踏板装在顶端带销轴的杆件上。踏板的运动促使推杆移动，移向主缸或离开主缸。主缸安装在发动机室的隔板上，主缸是一个由驾驶员通过踏板操作的液压泵。当踏板被踩下，主缸迫使有压力的制动液通过液压管路到四个车轮的每个制动器。液压管路由钢管和软管组成。它们将压力液从主缸传递到车轮制动器。很多汽车都采用助力制动系统减少驾驶员在制动停车时必须加到踏板上的力。助力制动器一般有两种型式。最常见的型式是利用进气歧管的真空，作用在膜片上提供助力。另一种型式是采用泵产生液压力提供助力。驻车制动器总成用来进行机械制动，防止停放的车辆溜车，在液压制动完全失效时实现停车。绝

10、大部分驶车制动器用来制动两个后车轮。有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制功器，因为在紧急停车中绝大部分的制动功需要用在车辆的前部。驻车制动器一般用手柄或脚踏板操作。当运用驻车制动器时，驻车制动钢索机械地拉紧施加制动的秆件，驻车制动器由机械控制。汽车是陆地上最主要的交通工具，汽车的制动系统对汽车的行驶和停靠的起着重要的保证作用。如今，伴随着高速公路的迅速发展、汽车车速的提高以及车辆对于不同环境的适应，对汽车制动系的工作可靠性要求也就越来越高。另外，随着轻型载货汽车市场竞争的加剧，如何提高综合制动性能、延长产品使用期、降低成本等，已经成为主要的竞争手段。由此可见，制动系统是汽车十分重要的的组成部分，对

11、汽车制动系统的结构分析与设计计算显得非常重要。 1.2盘式制动器盘式制动器中连接车轮接受旋转摩擦的零件是一个以圆形面为工作表面的金属圆盘，称之为制动盘。与其产生摩擦的固定元件有很多种结构形式，一般来说可分为两类。一类是工作面积不大的摩擦衬块与其金属元弧形结构组成的制动块，每个制动器中有2-4块，这些制动块及其施力装置都装在制动盘两侧的夹钳形支架中，统称为制动钳，由制动钳和制动盘所组成的制动器称为钳盘式制动器。在另一类固定元件的结构中，制动盘的工作面可同时全部与摩擦面所接触，这种制动器称为全盘式制动器。钳盘式制动器又可分为定钳盘式和浮钳盘式两类。浮钳盘式制动器的制动钳一般是设计得可以相对于制动盘

12、轴向滑动。其中只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块附装在钳体上。全盘式制动器，摩擦衬片可与制动盘的的全部工作面相接触。全盘式制动器摩擦中的旋转元件和固定元件都是圆盘形的，分别为旋转圆盘和固定圆盘。全盘式制动器在重型汽车上应用较多。盘式制动器的优点：1、一般无摩擦助势作用，因而制动器摩擦系数对其制动效能的影响较小。2、制动器浸水后效能降低较少，可在一两次重复使用下恢复正常效能。3、在输出制动力矩相同的情况下，相比之下所用元件的尺寸和质量一般较小。4、制动盘在厚度方向的热膨胀量较小。5、十分容易实现间隙自动调整，很多保养修理作业也比较简单。盘式制动器的不足之处：1、制动效能较低，在液压制动系统

13、中需要的管路压力较高。2、兼用驻车制动时，需要加装的驻车传动装置比鼓式制动器更为复杂，因而在后轮上的应用受到限制。目前，盘式制动器在轿车上已经得到广泛应用，全部车轮在一些高性能轿车上应用以外，大都只用做前轮制动器，而与后轮鼓式制动器配合，以使汽车有较高的制动时的方向稳定性。在货车上，前轮盘式制动器采用的也相当普遍。1.3鼓式制动器鼓式制动器有内张型和外束型两种。轮缸式制动器总成的主要零部件有：制动鼓和轮毂总成、制动蹄总成、制动底板、液压轮缸、制动蹄回位弹簧及压紧装置、调节机构和驻车机构等。鼓式制动器的工作原理： 1、2制动蹄 3、5支承销 4制动鼓图 1.31鼓式制动器工作原理制动蹄1或2带有

14、摩擦片通过支承销5、3铰装在制动底版上。在制动过程中，轮缸活塞（转动凸轮轴）对制动蹄施加一个张开力P，使其能够绕支承销转动，并最终抵靠在制动鼓4表面上。这时制动鼓作用的法向反力 、 ，和切向力 、 作用在制动蹄1、2，从而使制动蹄上的反向切向力能够对制动鼓产生一个与它的旋转方向完全相反的制动力矩（+）R，（R为制动鼓工作半径），从而使汽车达到减速的目的。鼓式制动器可按照它们的制动蹄受力状况进行分类，它们的制动效能受制动鼓的受力平衡状态、车轮旋转方向等方面影响。 鼓式制动器的各种结构形式如图1.32a-f所示。图1.32 鼓式制动器示意图（a） 领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸

15、张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式。在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。制动效能的稳定性是指其效能因素K对摩擦因素的敏感性。使用中随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对制动器的变化敏感性小。鼓式制动器的缺点主要有三个方面：制动衰退，制动调节和制动跑偏。鼓式制动器作为汽车制动器出现的历史较早，但由于结构方面的问题使它在制动过程中散热和排水性能较差，制动效率容易导致下降。因此，在轿车领域上其占有率逐步下降。但由于其成本相对较低，在一些实用性轿车中应用较多，并且由于结构特点，在后轮和驻车制动上应

16、用广泛。1.4驻车制动器驻车制动器通过车辆内部的踏板、操纵杆和手柄来操作。脚踏板和安装在车辆地板上的操纵杆是最常用的控制驻车制动器的装置。所有的驻车制动器操纵杆装置集成为一个棘轮机械装置，将制动器锁在制动位置。如果行车制动器摩擦装置用来充当驻车制动器，在驻车制动器操纵装置固定的同时，行车制动器踏板也应该放下。因为制动液压系统提供了实际的制动力，比机械力更大，所以采用行车制动器可增加驻车制动器的制动力。驻车制动机械装置只是将制动器锁在适当的位置。如果驻车制动器仅仅由踏板、操纵杆或手柄操作，制动力将很小，拉杆机构上的拉索也会很长。所有的驻车制动器都采用手动。松开过程随驻车制动器操纵装置的结构而不同

17、。后鼓式驻车制动器利用后轮制动器进行驻车制动，在后轮鼓式制动器的基础上，添加了驻车制动控制装置。当驾驶员进行驻车制动时，其拉索、杠杆和平衡器对两侧后鼓式制动器上的驻车制动杠杆施加压力。此杠杆和驻车制动器支柱使制动蹄朝制动鼓移动，迫使制动蹄向外压靠到制动鼓上，实现驻车制动。驻车制动时，制动蹄将保持与制动蹄接触的位置。当拉索上的拉力解除时，回位弹簧拉动制动蹄回到它未制动的位置。鼓式驻车制动器常用在汽车和轻型货车上。鼓式制动器有很高的静摩擦系数，并且有自增力作用，如果使用双伺服制动器，伺服作用也增加了作用力，所以鼓式制动器是很好的驻车制动器。在后盘式制动器中，盘式制动钳是由机械装置驱动的，此装置把制

18、动钳活塞往里推向摩擦块，继而推向制动盘，进而实现驻车制动。常见的是一个大螺距螺钉由驻车制动操作杠杆带动其转动。当螺钉转动时，固定在活塞内的螺母使活塞沿着该螺钉轴向移动，作用到制动器上。螺钉的操作杠杆装有回位弹簧，活塞内的螺母通过弹簧加载，因此活塞在常规的液压制动过程中能够移动。有的汽车使用独立的驻车制动器，完全与行车制动系统无关，通过阻止传动轴转动而使汽车保持原地不动。 2制动器的选择及其主要参数2.1前轮制动器的选定盘式制动器的制动效能受摩擦系数的影响较小，浸水后效能降低较小，且制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，考虑到轻型卡车的特点，便于维修作业，前轮选择浮钳盘式制动器。2.2后轮制动器的选定

19、考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，后轮选择凸轮式领从蹄式制动器。2.3 ZK1060型卡车制动器的设计参数1.整车整备质量 G。=2680kg2.额定最大载货质量 Ga =3495kg3.负荷分配 满载：Ga前=1850kg Ga=4325kg 4.轮距 前轮1442mm 后轮1458mm5.轴距 L=2600mm6.质心高度 空载：hg。=750mm 满载：hg1=980mm7.质心距前轴距离 空载：L1=1450mm 满

20、载L2=1800mm质心距后轴距离 空载：L1=1150mm 满载L2=800mm8.轮胎245/70R16 滚动半径r=255mm2.4制动力与制动力分配系数汽车制动时，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，对任一角速度w0的车轮，其力矩平衡方程为： (2-1)式中：制动器对车轮作用的制动力矩，；地面作用于车轮的制动力，称地面制动力，; 车轮有效半径，。令 (2-2)并称之为制动器制动力，仅由制动器的结构参数所决定。当踏板力增大时，随增大而增大，但又受附着条件限制，其值不可能大于附着力，见图3-1，即 (2-3)式中：轮胎与地面间的附着系数；地面对车轮的法向反力。 图2-41

21、地面制动力与制动器制动力的关系 图2-42汽车受力分析图图2-42为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力矩以及汽车的滚动阻力矩。另外，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，且附着系数只取一定值。由图2-42，对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式： (2-4)式中：汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N;汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N;汽车轴距，；汽车质心距前轴距离，；汽车质心距后轴距离，；汽车质心高度，；G汽车所受重力，N;汽车制动减速度，。令，称制动强度，则式（2-4）又可表达为 (2-5)若在附着系数为的路面上制动，前后轮均抱死，此时汽车

22、总地面制动力等于汽车前后轴车轮的总附着力，见图2-42即有 （2-6）带入式（3-4）则得水平地面对于汽车全部车轮的法向力另一种表达形式： （2-7）地面对汽车的总制动力为 （2-8） 式中：制动强度；全部车轮对地面施加的制动力。由式（3-3）（3-5）及（3-8）可求出车轮对地面的附着力为 （2-9）上式表明：汽车的附着系数在不确定的路面上制动时，汽车的极限制动力不一定都为常数，而是制动强度或总制动力的函数。由式（2-8）（2-9）求得在附着系数为的路面上，前后车轮同时利用附着力的条件为（2-10）式中：，汽车制动器的制动力，N;，地面的车轮产生的制动力，N;，地面对前后车轮法向力，N;汽车

23、质心距前轴距离，mm；汽车质心距后轴距离，mm；汽车所受重力，N;汽车的质心高度，mm。由式（2-10）消去得 （2-11）以，为坐标将上式绘制成曲线，则成较为理想的制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3-3示。如果汽车制动器制动力能按I曲线规律分配，则可保证任一附着系数的路面上制动时，可使前后车轮同时抱死。然而，目前货车前后制动器制动力之比为一定值，以 （2-12）表示，即为制动力分配系数。2.5同步附着系数由式（2-12）得 （2-13）上式在图2-3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、后制动器动力分配线，简称线。图中线与I曲线交点

24、处的附着系数即为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构系数所决定。图 3-3 某货车的线与I曲线 图 2-51 某货车的线与I曲线对于全部车轮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，制动时后轮先抱死，汽车在这个时候容易发生后轴侧滑，使汽车的方向稳定性丧失。 (3)当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，汽车在这种工况下，也会失去转向能力。分析表明，只有在=的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。的选择与很多因数有关。若主要是在较好的路面上行驶，则

25、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。国外文献推荐货车满载时的同步附着系数。本次设计车型为轻型载货汽车，最大车速为100km/h，车速相对较低，此取。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，轿车的制动强度在0.150.8，其他汽车的制动强度在0.150.3的范围内时，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0.1+0.85(-0.2)。由式（2-10）（2-13）得 （2-14）2.6制动器最大制动力矩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

26、地面作用于车轮的法向力,成正比。由式（2.8）可知，双轴汽车的前、后车轮同时抱死时时制动力的比例为= （2.15）式中 ,汽车质心离前，后轴距离； 同步附着系数；汽车质心高度。一般来说，轿车车轮同时抱死制动力之比约为1.3-1.6；货车约为0.5-0.7车轮的计算力矩影响着制动器所能产生的制动力矩，即 = （2.16） = （2.17）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力；作用于前轴车轮上的地面法向反力；车轮有效半径,其中 =255mm故= （2.18）= （2.19） 由式（2-10）（2-13）得 （2-20）代入=0.6， =（700+0.68

27、50）/2600=0.47由式（2.19），式（2.20）可得=61750（700+0.8850）0.80.2552600=6686Nm = =10.4786920.47=7540Nm3制动器主要结构参数设计3.1盘式制动器主要结构参数3.11制动盘直径D。制动盘直径D。应尽可能大些，当加大制动盘的有效半径时，可以使动钳对制动盘的压力得以降低，减少衬块的摩擦力以及单位耗损程度。制动盘的直径受到轮辋直径的限制，一般选择其直径为轮辋直径的70%-79%。本次设计汽车的轮辋直径为16英寸，又因为G。=2680kg,所以D。取320mm.3.12制动盘厚度h制动盘的质量和工作时温度的升高状况与制动盘的

28、厚度相关。一般来说，制动盘的厚度不应该取得过大；但是为了较少温度升高的幅度，制动盘厚度又不应该取得太小。制动盘有实心和空心两种，空心制动盘是为了通风散热的需要而在制动盘的中间铸出通风孔道。实心制动盘厚度一般可取为10-20mm,通风式制动盘厚度一般取为20-50mm,采用较多的是20-30mm,在高速运动下紧急制动，大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘，这样可使制动盘温度减低20%-30%。这里选用实心式制动盘，h取20mm。3.13摩擦衬块内半径R1和外半径R2摩擦衬块外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。若比值偏大，工作时衬块的外圆与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最

29、终将导致制动力矩变化较大。根据制动盘直径可确定摩擦衬块外径R2=150mm。考虑到R2/ R11.5，可选取R1=110，则R2/ R1=1.411.5。3.14制动衬块面积对于盘式制动器衬块工作面积，一般根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在1.6-3.5kg/cm内选用。根据卡车的实际情况，选取A=90cm3.2鼓式制动器主要结构参数3.21制动鼓内径D在输入力一定的情况下，制动力矩随着制动鼓的增大而增大，散热能力也随之增强。轮辋内径限制制动鼓的内径，轮辋与制动鼓之间应该有一定的间隙，一般来说间隙不应小于20-30mm，否则会使轮辋受热后可能粘住内胎，制动鼓散热条件变差。制动鼓的壁厚应该可以

30、用来保证有较大热容量和刚度，以用来适时减少制动器制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，制动鼓的加工精度也应该有所保证。图3-11鼓式制动器的主要设计数据一般来说，汽车制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：轿车 =0.64-0.74货车 =0.70-0.83制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列。轿车制动器中轮辋外径一般比制动鼓内径大125mm-150mm，卡车和客车的轮辋外径比制动鼓内径大80mm-100mm，在设计时制动鼓的内径可以按照轮辋直径的尺寸来确定（见表3-12）。表3-12汽车制动鼓内径参考轮辋直径/in121314151620制动鼓

31、最大内径/mm轿车180200240260-货车、客车220240260300320420初选轮辋直径16英寸，则轮辋直径=1625.4mm=406.4mm。本次设计取制动鼓的内径为=310mm，=310/406.4=0.763，满足货车实际设计要求。3.22摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片的包角通常在 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角在 时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120，摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，但不宜过大。单个鼓式车轮制动器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又取决

32、于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角 ，即：=式中：为摩擦衬片包角，单位为弧度。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，可以减少磨损，但质量大，不易加工，不易保证与制动鼓全面接触，且增加了成本。设计时一般按初选。且应尽量按国产摩擦衬片规格选择。参汽车行业标准取b=60mm。摩擦衬片的摩擦面积为：=由下图表 取540， ，即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和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表3-13。表3-13衬片摩擦面积衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器

33、摩擦衬片总面积轿车 0.9-1.5 1.52.5 100200 200300货车及客车 1.01.5 1.52.5 2.53.5 3.57.0 7.012.0 12.017.0 120200150250 (多为150200) 250400 300650 55010006001500 (多为600-1200) 3.23摩擦衬片起始角。摩擦衬片起始角如图3-11所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。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，以改善制动效能和磨损的均匀性。 3.24制动器中心到张开力作用线的距离e在制动轮缸能够布置在制动鼓内的情况下，制动鼓内部中应使距

34、离a尽量大些，用来提高起制动效能，在此次设计中可取左右。取e=0.8160124mm 3.25制动蹄支承点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图3.1）。此次设计取a=0.8R,c=40mm。a=0.8R=0.8160=124mm3.26 摩擦片摩擦系数摩擦衬片的选择片不仅要考虑摩擦系数的高低，更要考虑其热稳定性能，受温度和压力的影响要小。制动器选用摩擦材料的摩擦系数的稳定值一般来说，为0.3-0.5。摩擦材料的摩擦系数愈高，它们耐磨性能就会越差。制动器时在设计选取摩擦材料时，选取较为适宜的摩擦系数作为摩擦材料。一般来说，当温度低于250时，制动器

35、的摩擦材料可以保持摩擦系数=0.35-0.40。在本次设计中摩擦材料的摩擦系数选取为=0.4。4制动器的设计计算4.1制动器因数的计算制动器因数表示制动器的效能，在制动器中，制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与与输入力之比，称之为制动器因数，它可表示制动器的效能，其计算公式如下： (4.1) 式中：制动器产生的摩擦力矩； R制动鼓或制动盘的有效半径； P输入力，在制动器中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。在钳盘式制动器中，一般来说，两侧的制动块对制动盘的压紧力为P，则其在两侧工作面上对制动盘所施加的摩擦力为2FP，此处为制动盘盘与制动块之间的摩擦系数，（=0

36、.4）因此可以算出钳盘式制动器的制动因数为：BF=2=0.8鼓式制动器的制动器因数，可以用以下方法计算出来：单个领蹄的制动蹄因数为： 图 4-11支承销式领从蹄制动器的制动器因数计算用图 （4-2） （4-3） 整个制动器因数=BFT1+BFT2 （4-4）制动器结构参数：b=124mm，h=248mm，c=120mm计算得 BFT1=1.31， BFT2=0.58， =BFT1+BFT2=1.894.2盘式制动器有效半径的计算假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为 T=2FR （4-5）式中：摩擦因数；F单侧制动块对制动盘的压紧力；R作用半径。 平均

37、半径Ra为 Ra=(R1+R2)/2式中,R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。有效半径Re即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。即，Re=4/31-R1R2/(R1+R2)2(R1+R2)/2=4/31-m/(1+m)2Ra （4-6）Re=4/310.73/(1+0.73) 130=131mm4.3鼓式制动器制动蹄自锁条件检验计算在鼓式制动器中，我们必须检查制动蹄蹄是否会发生自锁的现象。对于支承销式领从蹄式制动器，领蹄不自锁的条件为： （4-7） 图4-31制动蹄自锁条件检验计算用图=+=+=35.4712440arctan30arctan01ckba =+=+=7.21435

38、.4721202103aaa86.095.086.0482.086.02.092sin2sin4cossin=+=-=a3a。a3a。a。A88.029.050.015512412cos2cos1=-=+=a3a。aRB=0.86128/(1600.88)=0.78因为0.40.78，因而本次设计中，制动蹄不会发生自锁现象。 4.4行车制动效能计算行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。汽车的最大减速度由下式确定： (4-8)由此得出 (4-9)式中：汽车所受重力，N;附着系数;g重力加速度，g=9.8 ;v制动初速度。最大减速度=0.8 g制动距离S

39、= (4-10) 式中： 机构制动滞后时间；制动器制动力增长过程所需时；+制动作用时间，一般在0.2s0.9s之间，取+0.4s； V制动初速度，此处取为50/h。故制动距离s=17.86m我国试验路面 ，任意载荷，制动初速度50km/h时，紧急制动，要求制动距离要不大于20m，制动减速度不小于5.9 。经过验证该制动器符合要求。4.5驻车制动计算 图4-51上坡时汽车停驻的受力情况根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由 （4-11）上坡时汽车可能停驻的极限上坡路倾角为 （4-12）下坡时汽车在可能停驻的极限下坡路倾角为 （4-13 ）轻型货

40、车一般要求最大停驻坡度不应小于25%，单个后轮驻车制动器的动力矩上限为。 满载时：上坡时汽车可能停驻的极限上坡路倾角为 =38.4下坡时汽车可能停驻的极限下坡路倾角为 =24.8空载时：上坡时汽车可能停驻的极限上坡路倾角为 =29.5 下坡时汽车可能停驻的极限下坡路倾角为 =20.3单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为4.6摩擦衬块的磨损特性计算温度、压力、摩擦系数和表面状态等摩擦衬块的状况是影响摩擦衬片磨损的重要因素。摩擦衬片的磨损特征通常由比能量耗散率、比摩擦力、平均压力和比摩擦功来进行衡量。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。

41、在汽车中，单个车轮制动器的比能量耗散率分别为： （4-14） （4-15） 式中：汽车总质量；，汽车制动时的初速始度与终速度，ms；此处取=50km/h(14m/s)； 制动时间，； 、前后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W/mm，鼓式制动的比能量耗损率以不大于为宜 所以摩擦衬片选取合适。比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制动器的比摩擦力为 （4-16）式中:单个制动器的制动力矩；制动鼓半径（或制动盘有效半径）；单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于为宜。；磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度

42、至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功即比滑磨功来衡量： （4-17） 式中:汽车总质量，kg；汽车最高车速，；车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，；许用滑磨功，轻卡取6001000。大致在标准范围内，故摩擦衬片合适。4.7液压制动驱动机构的设计计算制动轮缸是用于将主缸产生的液压转换成给予制动蹄张开力的部件。对于领从蹄式制动器来说，制动轮缸为双活塞式。钳盘式制动油缸一般直接在制动钳中加工出来或嵌在制动钳内，一般是单缸或双缸的形式。制动轮缸（钳盘式制动器油缸）对制动蹄（块）施加的张开力P。与轮缸直径和制动管路压力的关系为： (4-18) 第个轮缸的工作容积为 (4-19)式中，第个轮缸活塞的直

43、径；轮缸中活塞的数目；第个轮缸活塞在完全制动时的行程。所有轮缸的总工作容积为： (4-20)式中：为轮缸数目。制动油路压力一般不超过1012MPa,对盘式制动器可更高。此处取，张开力计算，由式（2-1），液压驱动制动器所需张开力 盘式制动器轮缸：;鼓式制动器轮缸：，根据气压液压制动橡胶皮碗标准规定的尺寸，选，。在初步设计时可取=2.0-2.5mm，取，由式（4-18）（4-19）计算得 所有轮缸的总工作容积为：制动主缸由灰铸铁制造，也可采用低碳钢冷挤成形；活塞可由灰铸铁、铝合金或中碳钢制造。制动主缸的工作容积可取为： （4-21）式中： 为所有轮缸的总工作容积。 主缸活塞行程可用下式确定： (

44、4-22)一般 取，由式（4-21）（4-22）得，参照制动主缸规定的尺寸系列，选。制动踏板力的计算用如下公式：图4-71液压制动驱动机构的计算用简图 (4-23)式中，制动踏板机构的传动比，、 见图5-1。制动踏板机构及液压主缸的传动效率，一般取=0.820.86。由式（5-6）,取， 制动踏板力满足的要求，最大踏板力一般为500N(轿车)或700N（货车）。设计时，制动踏板力可在200350N的范围内选取。 制动踏板工作行程用下式表示： (4-24)式中，主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取=1.52.0；主缸活塞空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程

45、。在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形以及用于制动驱动系统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的全行程应大于正常工作行程的40%-60%，以便保证制动管路中获得给定的压力。货车踏板全行程应不大于180mm。5制动器主要零件结构设计5.1盘式制动器主要结构零件设计5.11制动盘制动盘一般由摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制成，为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。用于钳盘式制动器的制动盘其结构形状为礼帽形，其圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。 制动盘工作面的加工精度应达到下述

46、要求，平面度允许差为0.012mm，表面粗糙度为Ra0.7-1.3um，两摩擦表面的平行度不应大于0.05mm，制动盘的端面圆跳动不应大于0.03mm。5.12制动钳 制动钳由可锻铸铁KHT-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金或钢制造。为

47、了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，必须减少传给制动液的热量。为此，应减小活塞与制动块背板的接触面积，有时也可采用非金属活塞。制动钳的安装位置可以在车轴之前或之后。制动钳位于轴后能使制动时轮毂轴承的合成载荷减小，制动钳位于轴前，则可避免轮胎向钳内甩溅泥污。5.13制动摩擦块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌或铆接在一起。衬块一般设计为扇面形，矩形，正方形或长圆形的。在汽车制动过程中，摩擦衬块的磨损较快，因此摩擦块的厚度较大。轻型汽车的摩擦衬块厚度在7.5-16mm之间，重型汽车的摩擦衬块厚度在14-22mm之间。5.2鼓式制动器主要结构零件设计5.21

48、制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓简变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板震动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，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加强肋，用来加强刚度和散热效果（图5.21a）。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图5.21b）；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图5.21c）；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图5.21d）。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。 制动鼓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热容量，但实验表明，壁厚由10mm增至20mm时，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：