轿车后轮制动器的设计

1、目 录1 引言31.1制动器设计的意义31.2 制动器的功用及设计要求32 制动器的选择42.1制动器的种类42.2鼓式和盘式制动器的比较42.3鼓式制动器的选择52.3.1鼓式制动器52.3.2鼓式制动器的结构63 制动器主要参数的选择73.1捷达王GTX 1.6MT轿车的整车性能参数73.2制动器主要参数的选择83.2.1制动鼓内经D83.2.2制动鼓厚度n83.2.3摩擦衬片宽度b和包角83.2.4 摩擦片起始角93.2.5 制动器中心到蹄片张开力P作用线的距离e。93.2.6 制动蹄支承点位置坐标a和c。94 前后轮的受力分析104.1制动力计算104.2 制动效能因数计算134.2.

2、1 浮动蹄效能因数计算。134.2.2 自增力式制动蹄效能因数计算。134.3 制动器制动力矩的计算145 总结15参考文献16轿车后轮制动器的设计1 引 言1.1制动器设计的意义 现代交通工具中用得最多的，最普遍的，最方便的交通工具就是汽车，汽车制动系是汽车底盘上一个重要的系统，它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着高速公路的发展和车流量的密度日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，保证行车安全已成为现今汽车设计中一项十分重要的任务，所以对汽车制动性能及制动系结构的要求有逐步提高的趋势。

3、1.2 制动器的功用及设计要求对制动系的主要要求有:（1）足够的制动能力，制动能力包括行车制动能力和驻车制动能力。（2）行车制动至少包括两套独立的制动管路。（3）用任何车速制动，汽车都不应该丧失转向能力和方向稳定性。（4）防止水和污泥进入制动器的工作表面。（5）要求制动器的热稳定性好。（6）操作轻便。要求制动踏板和手柄的位置和行程，以及踏板力和手柄力能为一般体形和体力的驾驶员所适应。（7）作用滞后性包括产生制动和解除制动的时间应尽可能短。（8）一旦牵引车和挂车（半挂车）之间的连接制动管路损坏，牵引车应有防止压缩空气进一步漏失的装置。（9）为了提高汽车列车的制动稳定性，除了保证列车各轴有正确的制

4、动力分配外，还应注意主车挂车之间各轴制动器作用的时间，尤其是主车和挂车之间制动开始时间的调节。2 制动器的选择2.1 制动器的种类 （1）鼓式制动器 1）液压式：领从蹄式，单向双领蹄，双向双领蹄，单向增力蹄，双向增力蹄，双从蹄。 2）凸轮领从蹄，单楔领从蹄,双楔双领蹄。 （2）盘式制动器 1）液压式：固定钳，滑动钳，摆动钳。 2）气压式2.2 鼓式和盘式制动器的比较 盘式制动器的制动效能没有鼓式制动器大，但盘式制动器的稳定性好，反应时间短且不会因为热膨胀而增加制动间隙。盘式制动器已普遍做轿车的前制动器，做后制动器的也不少。鼓式制动器的稳定性和散热性较差，在不同路面上的制动力变化很大，不易掌控。

5、此外由于散热性比较差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮毂在高温影响下较易发生制动衰退和振抖现象，引起制动效率的下降，但是鼓式制动器造价便宜，而且符合传统设计。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮制动器辅助作用，由于鼓式制动器成本比较低，仍然在一些经济型轿车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。轿车生产厂家为了节省成本，较多的采用了鼓式制动器。 据此，本次轿车后轮制动器的设计选用鼓式制动器。 2.3 鼓式制动器的选择汽车制动几乎都是机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生制动力矩使汽车减

6、速或者停车。为了更好的实现制动，现代轿车大多采用前盘后鼓的设计方案。2.3.1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，它已经广泛应用于各种汽车上。现代的鼓式制动器分为以下几类： （1）领从蹄式制动器 领从蹄式制动器的制动效能以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，而且结构简单，造价低，也方便附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛应用于中重型载货汽车的前后制动器以及轿车的后轮制动器。 （2）双领蹄式制动器 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但是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，这是因为这类轿车前进制动

7、时，前轴的动载荷与附着力大于后轴而倒车时则相反。 （3）双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时，两制动肋均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。双向双领蹄式制动器在汽车前进和倒车时制动性能不变，因此被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，需要另设中央制动器用于驻车制动。 （4）单向增力式制动器由于制动时两制动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。2.3.2鼓式制动器的结构制动器的组

8、成有以下几个部分：（1）旋转部分：制动鼓 （2）固定部分：制动底板 制动蹄 （3）张开机构：轮缸 （4）定位调整：调整凸轮 偏心支承销制动蹄在促动装置的作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。凡对制动蹄端加力并使制动蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔等。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。3 制动器主要参数的选择3.1 捷达王GTX 1.6MT轿车的整车性能参数 车 型 ： 捷达王 GTX 1.6MT 驱 动 形 式 ：

9、FF4X2 最 高 车 速 ： U max=190km/h 最 大 爬 坡 度： i max >=35% 汽 车 总 质量： ma=1480kg 外 形 尺 寸 ： 总长La X总宽Ba X 总高Hg =4428 *1660*1420mm 空 气 阻 力 系 数 ： CD =0.34 轴 距 ： L=2471mm 前 / 后 轮 距 ： a=1492mm/b=1422mm 最 小 转 弯 直 径 ： 11m 变 速 器 ： 两轴式，手动5挡 各 档 传 动 比： i1=3.455, i2=1.944, i3=1.370, i4=1.032, i5=0.850, iR=3.167 制动距离

10、 （30km/h): 5.6m 最 大 扭 矩 ： 150Nm/4000r/min 最 大 功 率 ： 74kw/5800r/min 轮 胎 型 号 ： 185/60R143.2制动器主要参数的选择3.2.1制动鼓内经D当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，则制动力矩亦愈大，散热性能亦愈好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。在满足制动力矩的前提下，选择较小的制动鼓内经，从而增加制动鼓和轮辋之间的间隙，有利于散热。另外，制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为：轿车 DDr=0.640.74货车 DDr=0.70

11、0.83捷达轿车轮辋为14in，得到Dr=14×25.4=355.6mm结合实际情况与参考资料选取D/Dr=0.65,因此得到制动鼓的内经D=230mm,故制动鼓的内径为115mm。3.2.2制动鼓厚度n在保证制动力矩及制动鼓与轮辋之间间隙的前提下，可以适当加厚制动鼓，从而增大鼓的热容量，减少制动时的温升。此外，厚度的增加刚性就好，有利于制动力矩的稳定。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为712mm，中、重型货车为1318mm。由于本设计的对象是轿

12、车，所以选取制动为10mm。3.2.3摩擦衬片宽度b和包角衬片宽度较大可以减少磨损，但是过大将不易保证制动鼓全面接触。减少衬片包角将有利于散热，但是单位压力过高会加速磨损。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩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又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角,即A=R*b*式中以弧度为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损

13、亦愈小。摩擦衬片的包角可在=90°120°范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=90°100°时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。一般也不宜大于120°，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。本次设计摩擦衬片的包角取110°。查阅相关资料，轿车质量在0.9t-1.5t范围内，摩擦片的面积A在100-200cm2范围内，取摩擦面的面积A=200cm2。由公式可得b取45mm。3.2.4 摩擦片起始角一般将摩擦片布置在制动蹄中央，0=900-/2。有时为

14、了适应单位压力的分布情况，将摩擦片相对于最大压力点对称布置，以改善摩擦均匀性。则取=350。3.2.5 制动器中心到蹄片张开力P作用线的距离e。在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定e=0.8R左右。则e=92mm.3.2.6 制动蹄支承点位置坐标a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，减少c。初步设计可暂定a=0.8R左右。则a=92mm。4 前后轮的受力分析4.1制动力计算 汽车制动时，如果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，则任意角速度>0的车轮，其力矩平衡方程为：-=0式中：

15、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·m。地面作用于车轮上的制动力，即地面与车轮之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N。车轮的有效半径，m。令 =/并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、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，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即式中

16、轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩而即成为与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，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升。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Z1，Z2为: Z1= Z2=式中：G汽车所受重力； L汽车轴距； B1汽车质心离前轴距离； B2汽车质心离后轴距离；汽车质心高度； g重力加速度；汽车制动减速度。汽车总的地面制动力为:式中:q（）制动

17、强度，亦称比减速度或比制动力；前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为：上式表明：汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力的函数。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。 (1) (2)式中：前轴车轮的制动器制动力，；后轴车轮的制动器制动力

18、，；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力；,地面对前、后轴车轮的法向反作用力;G 汽车重力； b汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。因所设计的捷达轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状况较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取=0.7，则：由式(1)、式(2)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。由式（2）得：由式（1）（2）得 9.79 （3）4.2 制动效能因数计算4.2.1 浮动蹄效能因数计算领蹄效率系数Kec1Kec1= （1）从蹄制能因数Kec2Kec2= (2)式中，=h/R; =a/R; =； V=

19、； ； ； 。对于双领蹄式制动器，C*=2Kec1;对于领从蹄式制动器，C*=Kec1+Kec2。4.2.2 自增力式制动蹄效能因数计算。领蹄效能因数Kec1Kec1= （3）从蹄效能因数Kec2Kec2= （4） 式中，=h/R; =a/R; =； ； ； ； 对于领从蹄自增力式制动器，C*=Kec1+Kec2;对于双领蹄式自增力式制动器，C*=2Kec14.3 制动器制动力矩的计算一个制动器产生的制动力矩为 (5)式中，d是轮缸的直径；P0是管路液压(MPa)；R是制动鼓半径（m)。5 总 结在即将完成这次的汽车课程设计课题-捷达轿车的后轮制动系的设计，我通过对捷达轿车制动系统的结构和形式进行了完整的分析，对制动系统的后制动器进行了详细的计算和设计，根据对轿车制动系统的要求，设计出合理的符合国家标准和实用性的制动器。首先制定出制动系统的结构方案，本设计确定采用后轮毂式制动器。其次计算制动系统的主要设计参数(确定同步附着系数，制动力分配系数，制动器最大制动力矩，效能因数等)，制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。再次利用Auto CAD 2007绘制了后轮鼓式制动器装配图及零件图。最终进行制动力分配编程，对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。通过本