东风EQ1146VZ4后轮制动器的毕业设计

1、目 录1引言22制动器的结构分析与方案的选定32.1盘式制动器32.1.1定钳盘式制动器32.1.2浮钳盘式制动器42.1.3全盘式制动器42.2鼓式制动器42.2.1领从蹄式制动器72.2.2单向双领蹄式制动器72.2.3双向双领蹄式制动器72.2.4单向自增力式制动器72.2.5双向自增力式制动器82.3制动器方案的选定83理想制动力的分配 83.1东风EQ1146VZ4后轮制动器设计中需要的整车参数83.2前后轮制动力的分配83.3同步附着系数133.4制动器最大制动力矩144制动器结构设计与计算144.1领从蹄式鼓式制动器的结构参数144.1.1制动鼓径D144.1.2制动鼓厚度n16

2、4.1.3摩擦衬片宽度b和包角164.1.4 摩擦片起始角174.1.5 制动器中心到蹄片开力作用线的距离e174.1.6 制动蹄支承点位置坐标a和c174.1.7摩擦片摩擦系数f174.2制动器效能因数计算184.2.1凸轮开机构主要参数的确定与凸轮特性的计算184.2.2 固定式凸轮式气制动器的因数计算 204.3制动力计算214.3.1所需制动力计算214.3.2制动器所能产生的制动力214.4制动蹄制动力矩的计算225制动性能的计算235.1制动距离与制动减速度235.2最大驻坡度236制动器主要零部件的设计与选材246.1制动蹄246.2制动鼓256.3摩擦衬片266.4摩擦材料26

3、6.5制动蹄和制动鼓之间的间隙自动调整装置276.6制动支承装置276.7 开机构 286.8 制动蹄回位弹簧286.9 制动器的热容量和温升的校核287结论29参考文献30致31东风EQ1146VZ4后轮制动器的设计（交通学院 机械设计制造与其自动化专业）摘要：当今社会，汽车逐渐成为人类不可或缺的交通工具之一，它在给我们带来便利的同时，其安全性也越发值得我们予以关注。在汽车的各种各样的性能中，备受人们关注的性能之一是汽车的制动性能即汽车行驶过程中能在较短距离停车且能维持制动时的行驶方向稳定性和在下长坡过程中能维持一定车速的能力。汽车制动性与我们息息相关的交通安全等问题密切相关，制动距离太长和

4、制动抱死侧滑等情况往往会导致威胁乘员安全的交通事故，故决定汽车驾乘者安全性的关键因素之一是汽车的制动性。由此可见，改善和优化汽车的制动性能刻不容缓。该设计的最终任务是对东风EQ1146VZ4进行后轮制动器的设计，首先通过对各类制动器的分析归类，通过各种比较分析选择最能满足所要求的制动效能的制动器，然后对各个参数进行设计计算和相关校核，最后对各组成部件进行结构设计和材料选择，继而完成整个制动器的设计与装配，并完成鼓式制动器的UG简图。关键词：制动系统；制动性能；鼓式制动器；制动方向稳定性The Design of Dongfeng EQ1146VZ4s Rear Wheel Brake(Scho

5、ol of Transportation，mechanical design & manufacturing and automation specialty)Abstract：In today's society，automobiles gradually becomes one of human indispensable means of transportation，It brings us convenient and at the same time, its security is more worthy of our attention. Among a lot

6、 of performance in the car, the braking performance, which is the car parking within short distances and maintain under the directional stability and long slope to maintain a certain speed ability, gets more and more people's attention. Breaking is directly related to traffic safety, major accid

7、ents often related to the long distance of breaking and sideslipping when emergency braking. So the brake system is very important in order to ensure the traffic safety .Visible, how to improve the performanceof automobile braking has become a hot research topic.The step of research and design of Ca

8、r back wheel braking of Dongfeng EQ1146VZ4 is as follows: First, compare the various kinds of brake to select the most appropriate brake, and then calculate the design of each of the selected parameters and check the last part of the structural design, and finally, complete the design and assembly t

9、he entire brake, and the paper of UG.Key words: Braking systems; Braking ability; Drum braking; Braking direction stability1 引言目前，伴随着汽车行业的逐步发展，人们对于汽车零部件的设计制造要求越来越高，制动系执行机构制动器的设计缺陷和制造调整误差导致汽车在制动时出现的制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力的现象依然是交通安全的重大危害。因此正确的制动器设计应该得到进一步的准确深入的研究。国外的技术发展迅速。国外的汽车设计制造和开发优化过程中，将计算机仿真技术应用于其中的案

10、例越来越多，虚拟样机技术也得到了迅猛发展与应用。考虑到汽车的经济性和安全性等因素与在某些通过具体实验探索很难得出与实际情况相吻合的结论的研究设计或优化中，经常需要借助系统仿真这一技术的辅助来进一步达成最终的设计目标。近年来，计算机的各项技术与领域都迈出了巨大发展的步伐，如今的计算机已经具有了功能强大的处理数据的能力，这使得计算机仿真技术的进一步应用推广与普与成为了可能，随之，虚拟样机技术已成为在工程问题领域的一种快速、便捷且行之有效的法宝。使用计算机仿真技术分析研究各项有关于汽车的性能时，应首先对汽车模型进行必要的简化，通常情况下会忽略对实验结果影响较小的各自由度的运动，生成一个符合实验要求的

11、简化模型。当然，简化模型的简化程度不同，最终利用仿真技术生成的实验结果与实际情况之间也会存在相应的偏差。另外，在深入探究制动时产生的振动与噪声的过程中，有限元思想逐步成为其一种不容小觑的建模手段。有限元分析法的基本思想是将连续的求解区域离散为一组有限个、且按一定方式互相联结在一起的单元的组合体,它利用每一个单元假设的近似函数来分片地表示全求解域上待求的场函数，单元的近似函数通常由未知场函数或其导数在单元的各个结点的数值和其插值函数来表达，这样，一个问题的有限元分析中，未知场函数与其导数在各个结点上的数值就成为新的未知量（即自由度），从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由度问题1。只要

12、求解出这些相关的未知量，就能够利用插值函数的方法，求出每个小单元有关场函数的相似值，最终获得整个求解域上的解的近似值。集中参数法是以前经常用到的分析方法，与之相比，有限元分析法更适合于类似繁杂的几何形状和边界的加载问题。相比之下，在国，某些学者也开始运用有限元的思想建立模型并对鼓式制动器展开了研究探索，在这之中，多数学者研究的方向为制动时的温度场变化和接触应力的问题。伟康在制动摩擦所导致的鼓式制动器的制动噪声、尖叫问题中，最终得出了鼓式制动器的尖叫和噪音是振动引起且此震动特性只决定于制动鼓和蹄片的结论，并建立了相关的三维解析模型以辅助实验；针对鼓式制动器的制动噪声问题，朱新潮的团队建立了相关的

13、结构闭环耦合模型来进行辅助研究；王宣峰通过研究得出了一套关于凸轮式鼓式制动器的较成熟的理论；柳建立的鼓式制动器的数学模型为日后的研究打下了基础；吴永海则在汽车制动系的设计过程中使用了计算机辅助设计，推动了汽车设计过程向着更好更快更优的方向发展。从汽车诞生之日起，汽车制动器的改进和设计问题就备受关注，以至于汽车制动系经历了多次变迁并逐步完善。其发展历程经历了皮革摩擦制、鼓式制动器、盘式制动器、机械式ABS制动系统，现在，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ABS制动系统等2。近年来，汽车线控系统的研究在外国某些发达国家逐渐开始受到重视，线控制动系统也因此得到迅速发展，加之

14、对电控机械制动系统的进一步探索，使制动系统已几近完美。 综合分析国外的科研成果，我结合自己的实际对东风EQ1146VZ4型汽车的后轮制动器展开了一定研究，希望通过设计优化可以使本车型的后轮制动器达到更优的制动效果。东风EQ1146VZ4型汽车作为我国自主设计并制造的一款新型中型载货汽车，其性能算是几近完美，期待我的这次设计能使这款车的后轮制动器的性能能够更加完美,预期目标包括：汽车制动效能能够有所提高；制动效能的恒定性更加有保障；在保证制动强度的前提下，尽量减小制动器的质量；尽量使用标准件，以降低生产费用；工作平稳可靠，抗热衰退性能好；结构简单，装卸方便，便于维修、调整，便于保证安装误差等。2

15、 制动器的结构分析与方案的选定2.1 盘式制动器旋转原件（制动盘）和固定原件（制动钳）相互作用构成了anghu钳盘式制动器。在钳盘式制动器的制动摩擦副中，制动盘作为制动器工作过程中的旋转原件，呈圆盘状，由强度足够的金属材质制成，其工作表面为盘的端面。而作为固定原件的制动钳则是由制动块和与之配合的促动装置组成的。制动块是由工作面积不大的摩擦块和金属背板组成。单个制动器中的制动块个数为2-4个。2.1.1 定钳盘式制动器定钳盘式制动器的制动钳与浮钳盘式制动器的区别在于其是固定不动的，它安装于汽车车桥上，被完全固定住，因而制动块促动装置是必不可少的，它安装在制动盘的两侧，分别用于推压制动器两侧的制动

16、块使其向制动盘方向移动。缺点：所需的油缸数量多，制动钳的结构略显繁杂；油缸的位置处于制动盘的两侧，两者的连通需要钳油道或外部油管来完成，在增加了横跨制动盘的管路后，定会加大制动钳的尺寸，从而不适用于现代化轿车的设计要求；制动器的热负达到一定限值，制动过程所需的制动液容易发生汽化，失去原有的制动能力；不可单独用于驻车制动，若要使其同时适用于驻车制动，机械促动的驻车制动钳作为附加设备需要加装其中。2.1.2 浮钳盘式制动器 浮钳盘式制动器与定钳盘式制动器相比具有相当的优越性，浮钳盘式制动器采用单侧油缸的设计，也就不需要跨越制动盘的油道，故不仅在轴向和径向上的尺寸有所缩小，使其布置得与车轮轮毂的距离

17、更小，且制动液发生受热汽化的可能性也明显减小。2.1.3 全盘式制动器顾名思义，全盘式制动器的整个制动盘能够同步与摩擦片压紧产生制动摩擦力，因此此类制动器的制动力足够大，多数安装于重型汽车上。2.2 鼓式制动器需要ug图的可以联系我图1 鼓式制动器构造 汽车上所用的制动器的工作原理绝大多数是利用机械摩擦原理工作的，制动器的分类主要是依据其旋转元件的种类，一般将制动器分为鼓式制动器和盘式制动器。前者的摩擦副中的旋转原件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。由于重型车所需的行驶车速通常并不是特别高，盘式制动器并没有鼓式制动蹄耐用，且在价格上更便宜的鼓式制

18、动器大大降低了运输成本，因此现在很多重型汽车的四轮上采用的仍然是鼓式制动器。鼓式制动蹄器的工作原理如图2。1、2-制动蹄 3、5-支承销 4-制动鼓图2 鼓式制动器工作原理制动蹄1和制动蹄2分别通过支承销5和支承销3铰装于制动底版上。制动器制动过程中，轮缸产生的压力（转动凸轮轴）作用于制动蹄上，使其以支承销为支点发生转动后紧紧接触于制动鼓4的摩擦表面上，因此两个制动蹄会分别受到制动鼓给予的法向反力和切向力，相应的，制动蹄在制动鼓上会产生切向反力，这个力对制动鼓形成一个阻碍其旋转的制动力矩，大小为（+），直到完成整个减速制动过程。 通常对制动系的要求如下3：(1)符合当地各项标准和法规的相关规定

19、；(2)制动效能能够满足制动距离和制动时间要求；(3)工作平稳可靠，稳定性好； (4)制动效能的抗热衰退性能能够满足要求；(5)制动效能的抗水衰退性能能够满足要求； (6)制动过程中的操纵稳定性好，满足驾驶安全性要求；(7)制动踏板和手柄的位置与行程符合人机工程学要求；(8)制动器作用滞后时间尽量减少，提高灵敏度；(9)制动时的制动噪声尽量减轻，无尖叫；(10)保持悬架和转向装置的距离恰当，不产生相互作用的运动干涉。 (11)能在全天任何时段正常使用，高温时气制动管路不会产生气阻现象，低温时液压制动管路不会结冰；(12)整个制动系统的各部件成本低、使用寿命长；选择摩擦材料时应满足环保要求，应禁

20、用有害人体的石棉刹车片。根据制动蹄的受力情况可将鼓式制动器分为以下种类，其各种结构形式如图3所示（a）领从蹄式（用凸轮开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸开）；（c）双领蹄式（非双向）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式图3 各类鼓式制动器结构图各类鼓式制动器的区别主要有：（1）起固定制动蹄作用的支点的位置和数量不尽一样；（2）整个制动过程中两制动蹄片之间是否产生相互作用；（3）制动器开装置的个数和方式有所不同。通常情况下制动效能是用制动效能因数的无因次特性表示的，制动效能因素的定义式为（2-1）2.2.1领从蹄式制动器见图3的(a)、(b),图中制动器上的箭头方向代表汽车行驶

21、过程中制动鼓的转动方向(正向旋转)，蹄1和蹄2分别为领蹄和从蹄。汽车处于倒车的运行工况时，制动鼓的转向与之前反向，继而领蹄和从蹄的角色相互对调。因此领从蹄式制动器的一大特点是无论是前进制动还是倒车制动，制动器总能保持领蹄和从蹄的数量不变且同时存在。由图3中的(a)、(b)可知，作用于领蹄的摩擦力起到了压紧制动蹄的作用，所以此摩擦力矩起到了“增势”的效果，故领蹄又叫做增势蹄；而作用于从蹄上的摩擦力起到了分离从蹄和制动鼓的作用，所以摩擦力矩显现“减势”的效果，故从蹄又叫做减势蹄。“增势”增加了领蹄受到的法向反力；而在“减势”的作用下，从蹄受到的法向反力有所减小。图3中，（a）的领从蹄式制动器装有定

22、心凸轮开装置的，它在汽车制动减速过程中，确保领蹄和从蹄的移动量保持一致，同样的，领蹄和从蹄上受到的法向反力和制动力也都一致，而领蹄和从蹄上的受到的开力<。无论在制动鼓正向还是反向旋转时，领从两蹄的法向反力均相等，因此是平衡式的。但其驱动凸轮的力要求较大并且效率不高，仅适用于10t的车辆中。2.2.2 单向双领蹄式制动器其结构简图见图3（c）。此类型制动器属于平衡式制动器，大多应用于中级轿车的前轮制动器。2.2.3 双向双领蹄式制动器其结构简图见图3（d）。此类制动器不同于领从蹄式制动器，它的领蹄和从蹄在制动鼓正向和反向转动时并不相互变换，它也属于平衡式制动器。其在轻型和中型载货汽车和部分

23、轿车的前后轮制动器中应用广泛。2.2.4 单向自增力式制动器结构简图如图3（e）所示。汽车制动鼓正向旋转制动时，在制动鼓尺寸和摩擦系数一样的条件下，这种制动器的制动效能不仅高于领从蹄式，而且也高于双领蹄式制动器；但汽车在倒车工况下制动时，单向自增力式制动器的性能却与前进制动时大相径庭，制动效能大大减小。因此此类制动器的应用围不大，一般只用于少数中轻型的货车和轿车的前轮制动器的设计中。2.2.5 双向自增力式制动器其结构见图3（f）。此类制动器在制动鼓正向和反向转动时，蹄鼓摩擦都起到了自增力作用，且两种工况的制动效能几乎无差异，多用于高级轿车。2.3 制动器方案的选定由于东风EQ1146VZ4要

24、求的行驶车速不是太高，所以制动时需要的制动效能无需太高，因此处于制动效能的中等水平的领从蹄式制动器完全符合制动要求。此外，领从蹄式制动器的制动蹄片与制动鼓之间的间隙调整便捷，增加了附装驻车制动装置的可能性，且凸轮式领从蹄式驻车制动器的构造简单易懂，制造成本较低，因此本次设计选用凸轮式领从蹄式制动器作为东风EQ1146VZ4这款车的后轮制动器。3 理想制动力的分配3.1 东风EQ1146VZ4后轮制动器设计中需要的整车参数尺寸参数：长11950mm；宽2470mm；高2910mm；轴数：2前悬：12451mm； 后悬：3795mm；前轮距：1940mm； 后轮距：1860mm；轴距：6910mm

25、；总质量：14400kg；整备质量：6705kg；发动机型号：EQD210-20；排量：6234ml；发动机功率：155kw；最高车速:90km/h；轮胎规格：10.00-203.2 前后轮制动力的分配在水平良好路面上汽车制动时，若在对车轮的受力分析中不计车轮滚动阻力偶矩和减速时的惯性力、惯性力偶矩的影响时，汽车车轮在制动时的受力图如图4所示。图4 车轮在制动时的受力情况由力矩平衡得-r=0 （3-1）式中，为车轮制动器中摩擦片与制动鼓或制动盘相对划转时的摩擦力矩，单位为N·m;为地面制动力，单位为N；W为车轮垂直载荷，单位为N；Z为车轮的法相反作用力，单位为N；为车轴对车轮的推力，

26、单位为N；r为车轮半径，单位为m。同样，由力矩平衡可得制动器制动力=（3-2）汽车在良好路面上发生制动时，如果不研究车轮从滚动到完全抱死所经历的相对滑动的情况，当以较小的力踩压制动踏板时，作用于车轮上起制动作用的地面制动力和制动器给车轮的制动器制动力大小相等，且二者都随着制动管路的压力增大而成比例地增加。但地面制动力的数值受地面附着力的限制，二者关系用式（3-3）表示4 （3-3）在逐渐加大制动踏板力的过程中，地面制动力终会达到地面附着力所允许的极限值，在此之后，地面制动力不会再增加，只有制动器制动力依旧随着制动器液压力的增大而成正比的增长。它们之间的相互变化关系如图5所示。图5 制动过程中地

27、面制动力、制动器制动力与附着力的关系由以上分析可得出结论，汽车在制动过程中所受到的地面制动力受到制动器提供的制动力和地面附着力的共同作用。在水平路面上行驶的汽车制动时，如果不计空气阻力、滚动阻力偶矩与其惯性力偶矩，则此时汽车的受力如图6。图6 制动时汽车的受力图对前后轮依次取矩得=（G+m）/L （3-4）=（G-m）/L （3-5）式中，G为汽车重力；L为汽车前后轴轴距；为汽车质心到前轴的距离；为汽车质心到后轴的距离；为质心高。本次设计中，附着系数选取在沥青路面上的附着系数，=0.8。制动时，前后车轮都抱死后，地面制动力等于前后轮受到的附着力之和，且等于作用于质心的制动惯性力，即=G=m （

28、3-6）=+=Gz （3-7）（令=zg，z称为制动强度 ）联立以上各式得前后轮受到的法向反作用力的表达式4=(+) （3-8）=(-) （3-9）带入本设计的数据得：满载时：=（2110+1530×0.8) =68089N=（4800-1530×0.8） =73031N由此可得前轴车轮附着力为= =68089×0.8 =54471N= =73031×0.8 =58425N对于一般汽车而言，根据其前后轴制动器制动力的分配、载荷情况与道路附着系数和坡度等因素，当制动力足够大时，制动过程中会出现下列三种情况：前轮先抱死拖滑，后轮再抱死拖滑；后轮先抱死拖滑，前

29、轮再抱死拖滑；前后轮同时抱死拖滑。在任何附着系数的路面上，前后轮同时抱死的条件为：前后轮制动器制动力之和等于附着力，且前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力4，即：（3-10） （3-11）式中 前轴车轮的制动器制动力，；后轴车轮的制动器制动力，；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力；，地面对前、后轴车轮的法向反力；G汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。消去变量得（3-12）按式3-12即可绘出理想的制动器制动力关系曲线，即I曲线，见图7.而实际制动器制动力分配系数 （3-13） 根据（3-14）即可做出实际制动器制动力关系曲线线，见图7。图7线与I曲线 联立（式3-11）

30、和（式3-14）得= （3-15）带入数据得满载时的制动器制动力分配系数= =0.873.3 同步附着系数如图7，线和I曲线在B点相交，此交点所对应的附着系数称作同步附着系数。同步附着系数也可用解析法求得，公式为5 （3-15） 带入数据，得满载时的同步附着系数 =0.793.4 制动器最大制动力矩 在沥青路面上制动时，只有在汽车附着质量被全部利用的条件下才可获得最大制动力，前后轮最大制动力矩可由下式求得6= （3-16） （3-17）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。 带入数据得，满载时前

31、轮最大制动力矩为 =30955N·m 后轮最大制动力矩为=4625.46N·m4 制动器结构设计与计算4.1 领从蹄式鼓式制动器的结构参数4.1.1 制动鼓径D图8 领从蹄式鼓式制动器结构如图8所示，当凸轮力的值保持不变，随着制动鼓的尺寸增大，制动性能有所改善，且制动时温升不会很大。但是同时，为了制动鼓有良好的散热环境，又要注意保持制动鼓和轮辋保持稳定且恰当的间隙量，一般这个间隙要大于20mm至30mm，因此制动鼓的径并不是可以随意加大的。同时，制动鼓的刚度随着其直径的增加而减小，制动鼓直径越小，加工制造精度也更容易达到设计要求。制动鼓直径与轮辋直径的比D/一般符合的围要求

32、为7：轿车一般取D/=0.640.74；货车一般取D/=0.700.83.根据QC/T3091999制动鼓工作直径与制动蹄片宽度尺寸系列可以初选制动鼓径的尺寸。同时，根据经验，轿车的轮辋外径尺寸比制动鼓半径尺寸通常大125150mm，而对于载货汽车的二者尺寸差为80100mm，所以也可根据轮辋的尺寸来初选制动鼓径尺寸，如表17。表1 各轮辋直径下的制动鼓最大径轮辋直径/in121314151620制动鼓最大径/mm轿车180200240260-货车、客车220240260300320420由于选用的轮胎规格为10.00-20，由参数规格得此次设计使用的轮辋直径为20英寸，经过换算得=20

33、15;25.4=508mm。读表可知此尺寸所对应的货车制动鼓径最大为420mm。基于此，本次设计中，取制动鼓径D=400mm，在该数据下，D/=400/508=0.7870.83，符合货车要求的制动鼓和轮辋直径的比值围。4.1.2 制动鼓厚度n 制动鼓的厚度首先要满足各类车型要求的制动力矩和轮辋和制动鼓应保留的间隙，其次，考虑到制动器摩擦副的散热和增加刚度，可以适当增加制动鼓的厚度。参考、比较同类型车辆的制动鼓厚度后，本次设计确定的制动鼓厚度n=12mm。4.1.3 摩擦衬片宽度b和包角 取较大的摩擦衬片宽度可减慢衬片磨损的速度，延长摩擦衬片的寿命。但宽度取得过大时，会使得摩擦衬片与制动鼓接触

34、表面压力不均匀，增加了整车的质量，制造成本也有所增加。本设计中，摩擦衬片宽度b的选取可参照QC/T309-1999制动鼓工作直径与制动蹄片宽度尺寸系列，b初选为140mm8。 摩擦衬片包角的选取围为90度到120度之间。经过大量实验得出，当包角较小，在90度到100度的围时，摩擦衬片的磨损较小，制动鼓温升也不大，制动性能较好;如继续减少摩擦衬片的包角后，虽然散热性能较好，但同时也会使得摩擦衬片的压力增大而使磨损速度加快，降低其寿命。因此本设计中取摩擦衬片的包角=100。可由摩擦衬片的宽度b、包角和制动鼓直径D这三个尺寸确定制动器中的总摩擦面积，公式为6 （4-1） 式中，D制动鼓的径（mm）；

35、b制动蹄摩擦衬片的宽度(mm)；两制动蹄的摩擦衬片包角（°）。将初选的数据带入式4-1得×400×140×（100+100）/360=97738mm，将计算结果与表2比较表2 单个制动器总的衬片摩擦面积汽车类型汽车总质量/t单个制动器总的衬片摩擦面积/cm轿车0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客车与货车1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多为150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)本次设计中，

36、东风EQ1146VZ4的总质量为14400kg，查表2得本次设计的单个制动器的衬片摩擦总面积的围为600到1500cm，根据各初选数据算出的符合这个要求的围，初选数据合理。4.1.4 摩擦片起始角如图8，角为摩擦衬片的起始角。一般摩擦衬片沿制动器横轴线对称分布。但个别情况下受到单位压力的限制，又会使得最大压力点处于摩擦衬片的中央。根据经验公式可求出摩擦衬片起始角=90-（/2）=404.1.5 制动器中心到蹄片开力作用线的距离e 两开力之间的距离的选取首先考虑凸轮的安装。其次，为了增加制动能力，通常会加大a的数值，本次设计中初步取，即e=160mm。4.1.6 制动蹄支承点位置坐标a和c 如图

37、8，选取a和c时首先确保制动器的领蹄和从蹄不会发生干涉。其次，一般尽量加大a的数值和减小c的数值。本次设计中取a=0.8R,比较同类车型得c=42mm。a=0.8R=0.8×200=160mm4.1.7 摩擦片摩擦系数f对于摩擦片的材料，既追求高的摩擦系数，又追求高的抗热衰退性能。不能只一味的追求摩擦系数而忽略对热稳定性的要求，更要兼顾摩擦系数的稳定性，最终目标是对摩擦系数与其稳定性两者都有所提高。各类制动器选用的摩擦材料的摩擦系数的稳定值一般在0.3-0.5左右，少数可达到0.79，但摩擦片材料的摩擦系数越高，其耐磨性愈差，所以设计制动器时，并不是一味追求高的摩擦系数。现今，国产制

38、动摩擦片材料在温度低于250的情况下，保持摩擦系数f=0.35-0.40已经没有难度。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.4可使计算结果接近实际值。注意，应禁止选用对人体有害的摩擦片材料。综上所述，本次设计选择=0.4。4.2 制动器效能因数计算4.2.1 凸轮开机构主要参数的确定与凸轮特性的计算领从蹄式凸轮式鼓式制动器的制动凸轮的工作表面是具有渐开线特性的曲面，其作用力臂等于基圆半径，而与凸轮转角无关，因此它在制动过程中有始终不变的传动比。凸轮的结构形状如图9所示。图9 凸轮结构如图， e=常量 （4-2） （4-3）（4-4） （4-5）式中：e-凸轮的作用力臂-凸轮的基

39、圆半径，现定=13mm-滚轮中心位移 S-凸轮中心距与滚轮中心距，根据制动器结构，选初始值=40.4mmr-凸轮工作极径，选初始值=19.65mm-凸轮工作升程-制动时凸轮转角 取不同的值时，式（4-2）、（4-3）、（4-4）、（4-5）的计算结果如表3所示，根据所计算的数值，可作出凸轮特性曲线。表3 凸轮各参数19.65040.4100.871320.010.3542.672.270.861322.823.1544.944.540.841325.445.7547.216.810.831328.008.3549.529.100.821330.4810.7551.7411.340.801333

40、.1213.3554.0113.610.791335.4215.7556.2815.880.781338.0218.3558.5518.150.771340.4620.7560.8220.420.761342.8523.1563.0922.690.751345.0025.3565.3624.960.741347.4627.7567.6327.230.731349.8230.1569.9329.500.7213制动凸轮的效率10 （4-6） （4-7）式中：-换算摩擦系数-滚轮孔和轴之间的摩擦系数，钢与钢，=0.18r-滚轮轴的半径R-滚轮的半径根据已确定的结构参数可得出=17.50mm R=2

41、0.75mm r=10mme=13mm=0.18将该组数据带入（4-6）、（4-7）式得： （4-8） 取不同的值时可算出不同的效率，如表3所示，且随增大，效率依次降低。4.2.2 固定式凸轮式气制动器的因数计算 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开力不等，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式4-911计算：（4-9）单个领蹄的制动蹄因数11：（4-10）单个从蹄的制动蹄因数11：（4-11）上两式中（4-12）（4-13）式中：=角对应的圆弧，单位为弧度。 以上各式中的

42、有关结构尺寸参数。h=316，r=200，=158，。 图10 支承销式制动蹄将数值代入式(4-12)和式(4-13)计算得：A0.883B0.911带入式（4-10）和式（4-11）计算得：1.8710.598将得到的结果代入式(4-9)得+=2.4694.3 制动力计算4.3.1 所需制动力计算根据对整车的受力分析，结合之前的分析，可得满载制动时后轮所需的制动力=58425N4.3.2 制动器所能产生的制动力制动器效能因数表示制动器的效能，根据制动器因数的定义，即最终产生的摩擦力与输入力之比，可推导出制动器能产生的制动力，即根据 （4-14）可得制动器能提供的制动力 (4-15) 式中 制

43、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开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。开力计算公式 （4-16)制动气室的推杆推力；力对凸轮轴轴线的力臂； a/2 两蹄的开力P对凸轮中心的力臂。取h104mm，a42mm。 制动气室的推力计算公式 (4-17)活塞式制动气室的工作面积0.021 21000得到15070 N ，将各数据带入式4-16，得开力P=34840N。最后将数据带入式4-15，得制动器所能产生的制动力 =2.469×34840×200/570=30182.44N则后轮制动系能产生的总的制动力为 F=×2=603

44、64.88N>=58425N因此符合制动要求。4.4 制动蹄制动力矩的计算汽车制动时的最大制动力矩是在汽车附着质量被完全利用的情况下获得的，由式3-17已求得汽车后轴在实际制动时所能获得的最大路面制动力矩为4625.46一个制动器产生的制动力矩为 （4-18）式中，d是轮缸直径（mm）；是管路压力（MPa）； R是制动鼓半径（m）。货车制动器管路压力在13MPa左右，计算中取13MPa；轮缸直径为30mm，带入数据得2.469×0.2××/4×13 =4537.61N/m 因此，后轴的制动器制动力矩M=4537.61×2=9075.22N

45、/m>4625.46，因此符合制动要求。5 制动性能的计算5.1 制动距离与制动减速度制动距离是指汽车在某初速时，从驾驶员开始操纵制动踏板到完全停车汽车所驶过的距离，制动距离和制动减速度与制动器的热状况有关，若无特殊说明，一般制动距离和制动减速度是制动器在冷状态下的数值12。当不计入滚动阻力和回转质量的影响时，制动减速度（m/）用式5-113求解J= （5-1）式中，是有效的总制动力；W是汽车总重（N）；g是重力加速度，为9.81m/。后轴制动器所能提供的总制动力为69551N，后轴垂直载荷为73031N，带入式5-1得后轴制动减速度 J=8.33m/制动距离 （5-2）式中，是制动踏板

46、开始移动至减速度开始产生的时间，一般液压制动取0.05s，气压制动取0.1s；是减速度开始产生至最大值或最大值90%的时间，一般液压制动取0.2s，气压制动取0.4s。制动起始车速为50km/s时制动距离为 S= =15.75m制动起始车速为30km/s时制动距离为 S=（0.1+0.5×0.4）+ =6.67m我国实验路面，任意载荷，制动初速度为50km时制动距离不大于18.2m，30km/s时制动距离不大于7.6m，通过验证该制动器符合制动要求。5.2 最大驻坡度最大驻坡度公式(5-3)式中，W是汽车满载总重（N）；是车轮滚动半径（m）；M是后轴总的手制动力矩（Nm）。对于驻车制

47、动，作用于后轮的车辆为在限定的手操纵力下后轴两轮的制动力矩；对于中央制动器则为在限定手操纵力下中央制动器的制动力矩乘上后驱动桥的主传动比；对弹簧储能制动缸则为装有弹簧储能制动缸的车轮制动器在其弹簧力作用下的制动力矩之和14。故满载时，带入数据得最大驻坡度为 =0.55 =33.37°ECE标准规定，各类满载车辆的最大停驻坡度不应小于18%20%，由以上计算可知满足法规规定值。6 制动器主要零部件的设计与选材6.1 制动蹄 在乘用车和总质量较小商用车中，制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成15。制动蹄的结构尺寸和断面形状应

48、保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一，两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种16。 为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持开凸轮的垫片，如图11所示。图11 制动蹄的结构形式6.2 制动鼓 制动鼓应该具有优秀的热容量和足够大的刚度，以确保制动时制动鼓的温升不超过极限值。制动鼓的材料是和摩擦衬片的材料相互匹配的，以保证制动摩擦系数较高且工作表面的各个点受力和磨损均匀。制动鼓的形式有两种，即铸造和组合式17。其中，铸造制动鼓多为灰铸铁铸造，具有加工简单、耐磨性好、热容量大等优点。设计制动鼓时常在制动鼓的外圆周部分设有加强肋，以减少制动鼓受热时的变形量，改善制动鼓刚度和散热能力。其结构形式如图12所示。图12 制动鼓的结构形式6.3 摩擦衬片对摩擦衬片的材料的要求如下：（1） 保证有足够的稳定的摩擦因数。当温度、压力升高或车速等工况变化时，摩擦因数应尽量保持恒定，减少变化量。（2） 耐磨性好。要保证摩擦衬片具有足够长的使用寿命，一般要求制动盘的磨耗小于衬块的1/10。（3） 保证尽量小的压缩率和膨胀率。当压缩变形量太