(完整word版)制动器毕业设计一

1、目录摘 要 .IAbstract . II第1章 绪 论 .11.1本课题的目的和意义 .11.2汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势 .11.3鼓式制动器技术研究进展和现状 .11.4研究重点 .2第2章 汽车总体参数的选择及计算 .32.1汽车形式的确定 .32.1.1轴数 .32.1.2驱动形式 .32.1.3布置形式 .32.2汽车质量参数的确定 .32.2.1质量系数 .42.2.2汽车总质量 .42.2.3载荷分配 .42.3汽车主要数据的确定 .52.3.1质心高度 .52.3.2轴距 .5第3章 制动器的结构型式及要求 .63.1鼓式制动器的结构形式 .73.1.1领从蹄式制

2、动器 .83.1.2单向双领蹄式制动器 .123.1.3双向双领蹄式制动器 .133.1.4双从蹄式制动器 .143.1.5单向增力式制动器 .143.1.6双向增力式制动器 .143.2鼓式制动器方案的确定 .15第4章 理想制动力及其分配 .164.1制动力与制动力分配系数 .164.2同步附着系数.224.3制动器最大制动力矩.22第5章制动器的设计计算.245.1鼓式制动器的结构参数.245.1.1制动鼓内径D. 245.1.2摩擦衬片宽度b和包角1 . 255.1.3摩擦衬片起始角.265.1.4制动器中心到张开力Fo作用线的距离e . 275.1.5制动蹄支承点位置坐标a和c. 2

3、75.1.6摩擦片摩擦系数f . 275.2固定凸轮式（S型凸轮）气制动器的制动器因数计算 .275.3制动力的计算 .295.3.1所需的制动力计算.295.3.2制动器所能产生的制动力计算.295.4制动蹄片上的制动力矩.315.5行车制动效能计算.345.6驻车制动计算 .355.7摩擦衬片的磨损特性计算.37第6章制动器的结构及主要零部件设计 .396.1制动蹄.396.2制动鼓.396.3摩擦衬片.406.4摩擦材料.416.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 .426.6制动支承装置.436.7制动轮缸.446.8张开机构.446.9制动蹄回位弹簧.44第7章结论.45致谢.46参考文

4、献.472011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计I据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引 起的事故为总数的45%可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。 此外, 制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济 效益的重要因素。制动系既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留 原地不动。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济 效益起着重要的保证作用。本文通过对常用的鼓式制动器的工作原理分析，根据车型特点，车载受力等因数， 完成了鼓式制动器总体设计与核验。关键词：制动系统，运输经济效益，

5、鼓式制动器2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计2AbstractAccording to the information on the vehicle itself as a result of problems causedby trafficaccidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total nu mber of45%. So brak ing system is an extremely importa nt system to en sure traffic safe

6、ty. In addition,the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicletransportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It notonly can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ aft

7、erparking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, thereliability of parking, and transport economic efficiency.This article through to the commonly used drum brakes, according to the working prin ciplean alysis models characteristics, such as car stress

8、, complet ing the factor of drum brakeoverall desig n and nu clear check.Key words: Brak ing systems , Tran sportati on econo mic ben efit, Drum brake2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计1第 1 章绪论1.1 本课题的目的和意义车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车的制动性能是由 汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将 直接影响汽车整车性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重

9、大交通事故 往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的 制动性能是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动过程是很复杂的，它与汽车总布置 和制动系各参数选择有关。汽车制动系统主要由供能装置、传能装置、控制装置和制 动器组成，制动器的实际性能是整个制动系中最复杂和最不稳定的因素，因此制动器 的设计在整车设计中显得非常重。1.2 汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势随着汽车安全性的日益提高，汽车制动系统也历经了数次变迁和改进。从最初的 皮革摩擦制动，到后来的鼓式、盘式制动器，再到机械式ABS制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子ABS制动系统、数字式电控AB

10、S制动系统，等等。 近10年来，西方发达国家又兴起了对汽车线控系统的研究，线控制动系统应运而生， 并开展了对电控机械制动系统的研究。简单来说，电控机械制动系统就是把原来液压 或者压缩空气驱动的部分改为电动机驱动，借以提高响应速度，增加制动效能，同时大大简化了结构，降低了装配和维护的难度。由于人们对制动性能要求的不断提高，传统的液压或者空气制动系统在加入大量 电子控制系统（如ABS TCS ESP）后，结构和管路布置越来越复杂，加大了液压（空气）回路泄漏的隐患，同时装配和维修的难度也随之提高；因此，结构相对简单、功能集 成可靠的电控机械制动系统越来越受到青睐。可以预见，EMB各最终取代1传统的液

11、压（空气）制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。1.3 鼓式制动器技术研究进展和现状长期以来，为了充分发挥蹄-鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研 究工作和技术改进一直在进行中，尤其是对蹄-鼓式制动器工作过程和性能计算分析 方法的研究受到高度重视。2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计2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，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。1997年，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

12、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年提出一种四蹄八片（块）式制动器，通过对结构参数合理匹配设计，制动 效能因数有一定地提高，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，提出一种具有多自由度联动蹄的新

13、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。另外，近年来则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。对于关键磁性介质一 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

14、 景。尽管对蹄-鼓式制动器的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统蹄-鼓式制动 器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可为后续设计提供理论参考。1.4 研究重点根据设计车型的特点，进行参数选择；确定制动器的结构方案；完成制动器的总 体和主要零部件的设计。2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计3第 2 章汽车总体参数的选择及计算2.1 汽车形式的确定汽车的分类按照GB/T3730.12001将汽车分为乘用车和商用车。不同形式的汽车， 主要体现在轴数、驱动形式、以及布置形式上有区别。2.1.1轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车 的总质量、道路

15、法规对轴载质量的限制和轮胎负荷能力以及汽车的结构等。包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不 在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在19t26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴或四轴以上的形式。由于本设计的汽车是重型，其总质量大于19t，所以采用三轴布置方案。2.1.2驱动形式由于本设计的汽车总质量大于19t，所以采用6X4的驱动形式。2.1.3布置形式货车可以按照驾驶室与发动机相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏 置式四种。货车又可按发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。平头式货车

16、的发动机位于驾驶室内，其主要优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最 小转弯直径小，机动性能好；不需要发动机罩和翼子板，汽车整备质量减小，驾驶员 视野得到明显改善，采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱 与整车的俯视面积之比比较高。平头式货车得到广泛的应用。所以本设计采用平头式的布置形式，并且采用发动机前置后桥驱动。2.2 汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车整备质量mo、载客量、装载质量、质量系数mo、汽2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计4车总质量ma、轴荷分配等。本设计中给出装载质量Ma=20。2.2.1质量系数质量系数m0是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即

17、m0二me/m。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，m0值越大，说明该汽车的设计水平和工艺水平越先进。参考同类型的汽车的质量系数值（表2-1）后，综合选定本设计中的质量系数值表 2-1 不同类型汽车的质量系数m0汽车类型mo货车轻型0. 80-1 . 10中型1. 20-1 . 35重型1. 30-1 . 70由此可以确定汽车的质量系数mo=2O/12=5/32.2.2汽车总质量汽车总质量ma是指装备齐全，并按照规定装满客，货时的整车质量。商用货车的总质量ma由整备质量mo、装载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分 组成，即ma-momen165Kg式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数

18、，应等于座位数。代入数据，可得到总 质量Ma=32t2.2.3载荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负 荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相 近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动 桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和 提高在环路面上的通过性，为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷 不应过小，因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互 矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的

19、性能要求，使用条件等，合理地选择轴荷分 配。2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计5表 2-2 各类汽车的轴荷分配满载空载车型前轴后轴前轴后轴乘发动机前置前轮驱动47% 60%40% 53%56% 66%34% 44%用发动机前置后轮驱动45% 50%50% 55%51% 56%44% 49%车发动机后置后轮驱动40% 46%54% 60%38% 50%50% 62%商4汉2后轮单胎32% 40%60% 68%50% 59%41% 50%用4汶2后轮双胎，长、短头式25% 27%73% 75%44% 49%51% 56%货4汉2后轮双胎，平头式30% 35%65% 70%48% 54%

20、46% 52%车6江4后轮双胎19% 25%75% 81%31% 37%63% 69%本设计选择6 4后轮双胎，平头式的数据进行计算。2.3 汽车主要数据的确定2.3.1质心高度汽车的质心高度参考同类型重型货车可以选择空载时的质心高度为hg=940mm满载时的质心高度取为hg=1480mm2.3.2轴距轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径 等有影响。当轴距小时，上述指标均减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有 影响。轴距过短，会带来一系列缺点，车厢长度不足或后悬过长，制动或上坡时轴荷 转移过大，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏，车身纵向角震动过大，此外还会导

21、致 万向节传动的夹角过大等问题。综合各方面数据选择重型货车的轴距L=5200mm第 3 章制动器的结构型式及要求汽车制动器除各种缓速装置外，几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋 转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的，根据旋转元件的不同 分为鼓式和盘式两大类，2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计6不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，鼓式刹车蹄 的耐用程度也比盘式制动器高，而且盘式制动器比鼓式制动器要贵些，因此许多重型 车至今仍使用四轮鼓式的设计。其工作原理如图3.1所示。1、2 制动蹄 3、5 支承销 4 制动鼓图 3.1 鼓式制动器工作原理带有摩擦片的制

22、动蹄1、2通过支承销5、3铰装在制动底版上。制动时，轮缸活塞(转动凸轮轴)对制动蹄施加张开力P，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓4表面 上。这是制动蹄1、2分别受到制动鼓作用的法向反力 Y1 Y2，和切向力 X1 X2， 而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的制动力矩 (X1+X2)R,(R为制动鼓工作半径)，从而达到使汽车减速的目的。制动系应满足如下要求：(1)能适应有关标准和法规的规定。(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。(3)工作可靠。制动效能的热稳定性好。(5)制动效能的水稳定性好。2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计7(6)制动时的操纵稳

23、定性好。(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求。(8)作用滞后的时间要尽可能地短。(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。(10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制 动。(11)能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路 不应出现结冰。(12)制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维6。3.1 鼓式制动器的结构形式制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。固定钳图 3-1 制动器的结构形式鼓式制动器一般可按其制动蹄受

24、力情况进行分类(见图3-1)，它们的制动效能、制动晋曲柄圆弧凸轮-渐讦城凸轮阿基米雷线凸轮全盘武双楔2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计8鼓式制动器的各种结构形式如图3-2a-f所示图 3-2 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）双向增力式不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2） 张开装置的形式与数量不同。（3）制动时两蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有 差别，并使制动效

25、能不一样。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。在评比不同形 式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义 为：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（MMR）与输入力Fo之比, 即M 卩K =FoR式中，K为制动器效能因素；R为制动器输出的制动力矩。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，即是其效能对的变化敏感性小。3.1.1领从蹄式制动器如图3-2（a）、（b）所示，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），蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制

26、动鼓的变为反向旋转，随之 领蹄与从蹄相互对调。制动鼓正、反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2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计9式制动器。由图3-2（a）、（b）可见，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，故又称增势蹄；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，故又称减势蹄。“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。对于两蹄的张开力R=卩2二 p 的领从蹄式制动器结构，如图3-2(b)所示，两蹄压 紧制动鼓的法向力相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”

27、作 用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势” 作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平 衡，其差值由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也 称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做 简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩 擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩 擦衬片包角适当地减小。对于如图3-2 (a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机 构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法

28、向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而 作用于两蹄的张开力P1、P2则不等，且必然有P10的车轮，其力矩平衡方程为：TfFBQ=0式（4.1）式中：Tf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，N mFB地面作用于车轮上的制动力， 之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮 胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N;re-车轮有效半径，m令Ff=Tf/ re式（4.2）即制动器制动力，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。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度，0时，大小亦相等，且 Ff仅由制动器结构参数所决定。即 Ff取决于制动器的结构

29、型式、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 Tf，Ff和 FB均随之增大。但地面制动力 FB受着附着条件的限制，其值不可能 大于附着力 F，即FBF式（4.3）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 Ff和地面制动力 FB达到附着力 F 值时，车轮即被抱死并在地面上 滑移。此后制动力矩 Tf即表现为静摩擦力矩，而 Ff=Tf/re即成为与 FB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 FB达到附着力 F 值后 就不再增大，而制动器制动力 Ff由于踏板力 FP的增大使

30、摩擦力矩 Tf增大而继续上升如 图3.1o2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计17L2-汽车质心离后轴距离；图 4.1 制动器制动力与踏板力关系曲线后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：Lg dtZ2事（L1罟）Lg dt式（4.4）式（4.5）式中：G汽车所受重力；L汽车轴距；Li汽车质心离前轴距离;/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、图 4.2 汽车制动时整车受力分析图2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计18hg汽车质心高度；2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计19g重力加速度；dU汽车制动减速度dt若在附着系数为;（我们选择在沥

31、青路面上制动，则选取;=0.8）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为C Hi IFB二FBIFB2二-T二Gq制动强度，亦称比减速度或比制动力;FB1， FB2前后轴车轮的地面制动力。此时 FB等于汽车前、后轴车轮的总的附着力 F，亦等于作用于质心的制动惯性 力 m，即有dtFB=F=GF詈有质心到前轴的水平距离 根据常规公式:L1_、(gi Xi) 为 gig dt式（4.7）则得水平地面作用于前、Z2后轴车轮的法向反作用力的表达式:-G（L2hgJG-hg）式（4.8）式（4.9）式中L1质心到前轴的水平距离gi各总成（或载荷）质量G1Xi各总

32、成（或载荷）到前轴的水平距离轴荷（或簧载质量）L11$ i瓦gi丿G2gi.式中G1前轴负荷（或前簧载质量）2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计20G2后轴负荷（或后簧载质量）L轴距质心到前轴的水平距离空载时 6000 .5200 = 2600V 12000丿满载时在本设计中，重型货车在满载时的基本数据如下：轴距 L =5200mm，质心距前轴的距离 L 4160mm，L2二LL|= 1040 mm，汽车 所受的重力G二mag =32 9.8 10313600N,同步附着系数:=0.8,汽车满载时的质 心高度 hg=1480mm。重型货车在空载时的基本数据如下：质心距前轴的距离L 2

33、600 mm，L2二L - L,= 2600 mm，32000 9.8故满载时：Z1（1040 1480 0.8）5200=134124.3N32000 7.8Z2(4160 -1480 0.8)5200=179475.7N空载时：12000 9.8乙(2600940 0.8)5200=75806.812000 9.8乙(2600 -940 0.8)5200=41793.2N由以上两式可求得前轴车轮附着力为：F1珂G* FBF =G（L hg）：G1L2= 1G1Egi丿L_6400.5200 4 1 60I 32000丿式(4.10)2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计21后轴车轮

34、附着力为：L hgGF2=(GfFB)=-(L:hgp式(4.11)故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：32000 疋 9.8 F1(1040 1480 0.8) 0.85200=107299.4N32000 x9.8 F2(4160 -1480 0.8) 0.85200=143580.6N空载时前、后轴车轮附着力12000 9.8F1(2600 940 0.8) 0.85200=60645.4N12000 9.8 F2(2600 -940 0.8) 0.85200=33434.6N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

35、系数和坡度情况等，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。由式(4.7)、式(4.10)、(4.11)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Ff2二 FBFB2=-式(4.12)Ff1/Ff2二 FB,FB2=(L2%)/(L1 -hg)式(4.13)式中卩仆一一前轴车轮的制动器制动力，卩门二 FB1=少1；Ff2后轴车轮的制动器制动力，Ff2二 FB2二 Z ；FB1前

36、轴车轮的地面制动力；FB2后轴车轮的地面制动力；2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计22乙，Z2地面对前、后轴车轮的法向反力;G 汽车重力;L1， L2汽车质心离前、后轴距离;hg汽车质心高度。由式（4.12）、（4.13）得将上式绘成以 Ff1，Ff2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4.3所示。如果汽车前、后制动器的制动力 卩仆，Ff2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 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 Ff1与汽车总制动 力 Ff之比来表

37、明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数:上_ _FfFf1- Ff2代入数据得空载时：1 =0.645满载时：1 =0.428式中LFf2汽车的轴距-（兽fhg式（4.14）式（4.15）则:=L式（4.16）图 4.3 空载与满载时理想制动力分配曲线2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计23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周缘力， 故1又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计24用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装ABS防抱死制动系统4.2 同步附着系数式（4.

38、15）可表达为:上式在图4.3中是一条通过坐标原点且斜率为（1-1 ）/ 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=0，则称线与I曲线交点处的附1着 系数;：o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1 p 10二LL2式(4.佝hg满载时：5200 0.428 -10400=0.8011480空载时：5200 0.645 -2600c=0.801940利用附着系数就是在某一制动强度q下，不发何生任车轮抱死所要求的最小路面附着系数。4.3 制动器最大

39、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，这时制动力与地面作 用于车轮的法向力 乙忆2成正比。由式（2.8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时 被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为Ff1=Z1= L2+(phgFf2=Z2= L1 -hg式中 L1,L2汽车质心离前，后轴距离;；0同步附着系数;fl式(4.17)式（4.19）Ff22011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计25hg汽车质心高度。2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计26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，即丁们=卩讥

40、式（4.20）Tf 2_ Ff 2re式中：Ff1-前轴制动器的制动力，Ff1= Zv;Ff2-后轴制动器的制动力，Ff2二 Z2；乙-作用于前轴车轮上的地面法向反力；Z2作用于前轴车轮上的地面法向反力；re-车轮有效半径。根据市场上的大多数货车轮胎规格及国家标准GB-T_2977-1977;选取的轮胎型1200-24。可得有效半径 re=540mmTf1max= Z1%=G(L2+叽阻Tf 2max= pTf 1max由式(4.19)，式(4.20)可得小 m 313600“Tf 1max=( L2* hg)re=-(1040 +0.8X1480 )X0.8X0.54=57941.70N m

41、十 1B1-0.428Tf2max=- Tf 1max=57941.70=77436.10N mP0.428式（4.21）式（4.22）式（4.23）2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计27第 5 章制动器的设计计算5.1 鼓式制动器的结构参数5.1.1制动鼓内径D输入力Fo一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但D的增大（图5-1）受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该 间隙不小于2030mm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。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制 动时的温度。制动鼓

42、的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。图 5-1 鼓式制动器主要几何参数制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：乘用车D/Dr=0.64-0.74商用车D/Dr=0.70-0.83制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309-199制动鼓工作直径及制动蹄片宽度 尺寸系列。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150m，载货汽车和客车的制动 鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mn设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径 （见 表5-1）。表 5-1 制动鼓最大内径轮辋直径/in1213141516202011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计28制动鼓最大内径/mm轿车1

43、80200240260-货车、客车220240260300320420初选轮辋直径20英寸，则轮辋直径Dr=20X25.4mm=508mm而对应的制动鼓最大内径D =420, D/Dr=420/508=0.826,满足货车对制动鼓直径 与轮辋直径比值的要求。5.1.2摩擦衬片宽度b和包角1摩擦衬片宽度尺寸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。这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积，即A =Db（r J/360 mm2式（5-1）式中：D制动鼓内径（mm ）;b 制动蹄摩擦衬

44、片宽度（mm）;：1，：2分别为两蹄的摩擦衬片包角，（） 摩擦衬片的包角通常在=90：120；范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角1=90100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 一：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，因为过大不仅不利 于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，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2.5MP的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计 资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬

45、片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如表5-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R,衬片宽度b及包角，即：A=Rb1式（5-2）式中，是以弧度为单位，当A，R, 1确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。表 5-2 制动器衬片摩擦面积2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计29汽车类型汽车总质量 ma/t单个制动器总的衬片摩擦面积送A/mm2轿车0.9-1.5100-2001.5-2.5200-3001.0-1.5120-2001.5-2.5150-250(多为 150-200)客车与货车2.5-3.5250-4003.5-7.0300-6507.0-12.0550-1

46、00012.0-17.0600-1500(多 600-1200)制动鼓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。本设计中，摩擦衬片包角一：，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999制动鼓 工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列可取b=140mm由式（5-2）得A 二 Rb：=210 180100二=659.40cm2180单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=1318.80 cm2如表6-2所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。由式（6-1）可得A-二Db（打 勺）/360=理泊420 180 （100 100）/360 = 1318.80 cm25.1.3摩擦衬

47、片起始角 r摩擦衬片起始角 r 如图5-1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。S =90 -C /2） =402011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计305.1.4制动器中心到张开力F。作用线的距离e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a尽可能地大,以提高起制动效能，初步设计时可暂取e = 0.8R左右。取e = 172 mm5.1.5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5-1）。初步设计可取=0.8R

48、左右,c=42mma=0.8R=0.8x210=168mm5.1.6摩擦片摩擦系数f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系数偏离正常值的敏感性的要求，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。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，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250E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

49、动器的制动力矩，取f=0.4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。在本设计中选取 f=0.4。5.2 固定凸轮式（S 型凸轮）气制动器的制动器因数计算固定凸轮式气制动器在结构上属于绕支撑销式领一从蹄制动器，因其凸轮只能绕 固定轴转动，作用于领蹄和从蹄上的张开力P不等，使领蹄的效能有所下降，而从蹄的效能有所增长。这样，固定凸轮式气制动器的总的平均制动器因数可按下式计算:单个领蹄的制动蹄因数BF4BFn BFT2BFT2BFT2式（5-3）2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计31h / aHBF= f (A fB)r / r单个从蹄的制动

50、蹄因数：h / a，BFT2=f (A fB) r f r上两式中a0一 sin ct0cos a3A二o .a34 sin sin -B a，2o必B 二 1 coscosr 22式中：a。-角:对应的圆弧，单位为弧度以上各式中的有关结构尺寸参数f =0.4 ， a =168，ot0= 100 ，a3= 200。将数值代入式（5.6）和式（5.7）计算得：A=0.883B=0.911带入式(5-4)和式(5-5)计算得:BFT1=1.871式（5-4）式（5-5）式（5-6）式（5-7）h=336，r =210，图 5-2 支承销式制动蹄2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计32BF

51、T2=0.598将得到的结果代入式（5.3）得BF=1.7885.3 制动力的计算5.3.1所需的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:hgdU) g dt hgdU)dt)汽车总的地面制动力为:前、后轴车轮附着力为:F1二心半 FB) L(L2qhg)：F2二半-FB1) =山hg)：故所需的制动力F需=F2= (G 学-FBf) = G (Li qhg)式(5.8)32000 7.8=(4160 -0.8 1480) 0.85200=143580.55 N5.3.2制动器所能产生的制动力计算由制动器因数BF的表达式（即,BF =

52、fN；N2）,式（5.9）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乙=L（L2FB=FBFBG=Gqg dt2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计33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，即式中 Tf制动器的摩擦力矩;R制动鼓的作用半径;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。由调压器调节的储气罐压力，一般为0.52Mpa 0.8Mpa,而安全阀限定的最高压 力则为0.9Mpa左右。这里我们选择储气罐压力最

53、小为0.52Mpa。由张开力计算公式P 二2Qh式(5.11)aQ 制动气室的推杆推力；hQ力对凸轮轴轴线的力臂；a2两蹄的张开力P对凸轮中心的力臂。选择h=104，a=42。制动气室的推力计算公式Q=0.52A式(5.12)活塞式制动气室的工作面积A = 0.0173m2=0.0173 106mm2得到 Q=8996 N;代入式(5.11)中，得到P=44552N;由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力BFTfPR式(5.10)2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计34F能=BFXPXR/re2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计35=1.788X44552X21

54、0/540=30978.4 N由于本设计是三轴，这里的后轴乃是实际的中轴和后轴的等效轴所以后轴能产生的制动力F=4*F能=4X30978.4 N=123913.6 NF=2 F能=123913.6 N .F需=61216N故所设计制动器结构参数合理。5.4 制动蹄片上的制动力矩在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法更为方便。图 5.3 张开力计算用简图增势蹄产生的制动力矩可表达如下:為二 fN1?1式中N1单元法向力的合力；-摩擦力 fN1的作用半径(见图5.4)。由力 N1与张开力 R 的关系，得出制动蹄上力的平衡方程式:图 5.4 制动力矩计算用简图2011 届机械设计制造及其自动化

55、专业毕业设计36P cos。+ 氐-汕(cosd + f sind) =0Ra-S1xC沁=0式(5.13)式(5.14)式(5.15)2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计:-=12537式中“捲轴与力弘的作用线之间的夹角3x支承反力在X轴上的投影。得2 = hR/c(cos、V f si nJ-f 叩式(5.16)对于增势蹄：TTf1= p fhPMcYcos 十 f sin 厲)fPJ式(5.17)对于减势蹄：T?f 2= P2fh：2/c (cos- f sin辽)f i2 = P B2式(5.18)为了确定：-1，嘉及，、2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见图5.7)

56、看作是 它投影在 X1轴和 y1轴上分量dNx和dNy的合力，则有：ofNx=dNsin：N=f dNcosa=qmaxbR*sin2acoada =qmaxbR(/cos2 )/4式(5.20)aa因此Ny门、二arctan( -)二arctan(co s 2二-cos 2：)/(2：- sin2- sin 2 )Nx如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和厂同，显然两种蹄的 :和值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力 矩之和，即Tf-TTf1 Tpf 2= P1B1F2B2由之前的计算可得上式各参数如下：c二c2k2=1682422=173.17

57、mmh=a+c=172+168=340mm:=25”Gt 2-ucmaxbRsina曲=qmaxbR(2B -sin2a + sin乃)/4式(5.19)式中-? - ? 0并考虑到则有2 二 N；N；=4R(cos -cos：)/ (cos2：-cos2：)2(2：-sin2二 sin2 )2式(5.21)式(5.22)式(5.23)式(5.24)式(5.25)2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计38则：丄COS2a - cos2a1二、辽二、二arctan,2P -sin2a +sin2a丄cos(2 x 25 cos(2 x 125 )=arcta n 110c c2 180

58、3.14si n(2 125) si n(2 25)=11.03S -匚=4R(cos：-cos )/ (cos2 -cos2：”)2(2：-sin2：sin2.)2: : - : :2100 : :4 210(cos25 -cos125)/. cos(2 25 ) cos(2 125 )2 f=0.35式 f ：ccox成立，不会自锁：1一 c sin、1由式(517)可求出领蹄表面的最大压力为qR h 码qm ax12bR (cos a - cos a ) c (cos 61+ f sin 62) f P1 R，h，1，R, c，见图4.3；.二”，二厂见图5.3；，b摩擦衬片宽度；摩擦系

59、数34840 x340 x234.925555140 2102(cos25 -cos125)173.17(cos11.03 0.4 sin 11.03)-0.4 234.9=2.763Mpa5.5 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式(5.29)由此得出式(5.30)式中：Ga汽车所受重力，N;一一附着系数；g -重力加速度，g=9.8 m/s2;v制动初速度，m/s。故最大减速度Jmax=0.8 g1V2制动距离S= (t1t2)vm3.625.92 Jmax式(5.28)qmax1汽车的最大减速度max由下式确定:Jmax式(5

60、.31)2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计41式中：t1机构制动滞后时间；t2制动器制动力增长过程所需时间;t1+t2制动作用时间，一般在0.2s0.9s之间，取h+t2=0.5;2011 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计42V制动初速度，由表取为50km/h1502故制动距离S=一 0.5 50一3.625.92 x0.8 x9.8=19.25 m我国试验路面_0.7，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 m/s2。经过验证该制动器符合要求。5.6 驻车制动计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图5-5所示,图 5.5汽车在上