大学毕业论文--汽车制动系统设计

内蒙古科技大学毕业设计说明书（毕业论文）PAGE2毕业论文汽车制动系统设计

摘要近年来我国的汽车行业迅猛发展，尤其是轿车行业。随着汽车行业的发展，汽车的行驶安全性越来越受到人们的关注，自然制动系统的安全性就成为了人们关注的焦点。所以，设计出高性能的制动系统成为我们解决汽车行驶安全性问题的主要目标。随着汽车行业的竞争日益加剧，缩短产品的开发和生产周期，提高生产效率来降低成本等方式成为主要的竞争方式，成为企业争夺商品销售市场的主要方式。在这次的设计说明书中，主要介绍了普通轿车的后轮鼓式制动器的设计。首先，对制动器的发展、结构和分类的等进行了简单的介绍；其次，对制动器的类型，以及各种类型的应用进行了说明；最后，对制动器的各种参数进行了计算、校核并对计算结果进行了分析，以使其满足设计的合理性和要求。这次鼓式制动器设计的结果校核表明制动器的设计是合理的，符合规定的。并且满足了结构的简单化、可靠性等要求。关键字：汽车、制动、鼓式制动器AbstractInrecentyearstheautomobileindustrydevelopmentrapidinourcountry,especiallyincarindustry.Withthedevelopmentoftheautomotiveindustry,divingsafetyofcarsmoreandmoregettheattentionofpeople,naturalbrakingsystemsecuritybecamethefocusofattention.Therefore,designahigh-performancebrakingsystemasourgoalismainlytosolvetheproblemofvehicledrivingsafety.Inaddition,withthegrowingcompetitionintheautoindustry,shortentheproductdevelopmentandproductioncycle,Improveproductionefficiencytoreducecostandsoonasthemainwayofcompetition,becomethedominantformofcompaniescompetingforthesalesmarket.Inthisdesignspecification,mainlyintroducedthecommoncarrearwheeldrumbrakedesign.Firstofall,thedevelopmentofbrake,structureandclassificationandsoonhascarriedonthesimpleintroduction;Secondly,typeofbrake,andvarioustypesofapplications;Finally,thebrakeofthevariousparametersarecalculated,respectivelyandthecalculatedresultsareanalyzed,tomakeitmeettherationalityofthedesignandrequirements.ThedesignverificationtestshowsthattheresultofthebrakedrumbrakedesignisreasonableandInconformitywiththeprovisions.Andmeettherequirementofstructuresimplification,reliability,etc.Keywords:car,braking,brakedrum目录TOC\o"1-3"\h\u12770第一章绪论 5215961.1制动器的功用 5148421.2制动器的发展状况及评价指标 5296771.3制动器设计要求 6204451.4本次制动器设计应达到的目标 7331.5本次鼓式制动器的设计要求 716075第二章鼓式制动器的选择 83452.1多种制动器在车辆上实际运用 8141382.2后轮制动器选用鼓式制动器的原因 8290322.3普通轿车后轮鼓式制动器的选取 9292122.3.1领从蹄式制动器 9230972.3.2双领蹄式制动器 10152092.3.3双向双领蹄式制动器 116922.3.4单向增力式制动器 1215222.3.5双向增力式制动器 13255452.4制动驱动机构的形式选择 14314282.4.1简单制动驱动机构 14119722.4.2动力制动驱动机构 15185942.4.3伺服制动驱动机构 16141702.5鼓式制动器整体的结构形式 17236542.6鼓式制动器各组成部件的结构形式选择 18263882.6.1制动鼓 1812612整体铸造式 1919704钢板与铸铁组合式 198257轻合金与铸铁组合式 19132232．6.2制动蹄 2041972.6.3制动底板 21146672.6.4制动凸轮 21136752.6.5制动轮缸 224第三章制动器主要性能参数的分析 24145883.1地面对前、后车轮的法向反作用力 246993.2理想的前、后制动器制动力分配曲线 26191293.3具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数 27147193.4不同值时的制动状态分析 28137273.5制动效率 29209513.6对前、后制动器制动力的分配要求 29198553.6.1ECE制动法规的要求 3088893.7制动器效能因数的计算 3224055第四章制动器的设计计算及尺寸确定 332484.1普通轿车鼓式制动器设计的主要参数 33191904.2车辆前后轮的作用力分析 33202574.2.1地面制动力、制动器制动力、附着力三者的关系 35263514.3汽车质心高的确定 378624.4制动器受力分析及最大制动力的计算 3751754.4.1制动器的受力分析 37148904.4.2制动器最大制动力矩的计算 39240724.5鼓式制动器主要组成部件的参数选取 3950544.5.1制动鼓内径及壁厚 40100794.5.2摩擦衬片宽度和包角 41174384.5.3摩擦衬片起始角 43177084.5.4制动器中心到蹄片张开力作用线的距离 43249774.5.5制动蹄支撑点位置坐标和 4432098第五章鼓式制动器的校核 45102095.1磨损性计算 45316795.2摩擦衬片产生制动力的校核 48241945.3制动器温升的校核 48209435.4驻车制动的校核 49166625.4.1汽车可能驻停的极限上坡角的校核 4910035.4.2汽车可能驻停的极限下坡角的校核 491252结束语 5029505参考文献 5128732致谢 52第一章绪论1.1制动器的功用对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力、坡度阻力都能对汽车起到制动作用，但是这些外力的大小都是随着外界交通状况的改变而改变的，具有不确定性。因此汽车上必须装设一系列专门的制动装置，以便驾驶员能根据道路和交通等情况随时对汽车进行制动，使外界对汽车某些部分施加一定的制动力，对汽车进行一定程度的制动。制动系便是对汽车的行驶具有阻碍作用的装置，即起到制动作用。制动系的主要功用为：使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。1.2制动器的发展状况及评价指标从世界上第一辆汽车诞生至今，汽车制动系统在车辆的安全方面就扮演越来越重要的角色。近年来，随着汽车技术的发展和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类、形式很多。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气—液混合式。它们的工作原理基本相似，都是利用制动装置工作时的摩擦把汽车运动的动能转化为内能，以达到汽车制动减速，或直至停车的目的。伴随着人们对汽车行驶速度和乘坐舒适性要求的提高，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。动力系统的改变也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变，对制动系统有了更高的要求，以保障汽车的行驶安全性。制动器是汽车制动系统的主要部分，目前汽车制动器的形式主要都是摩擦式制动器，根据摩擦副中旋转元件的不同，又分为盘式制动器和鼓式制动器。由于盘式制动器抗热衰退性和水稳定性较鼓式制动器好，性能稳定，因而得到广泛应用。但是盘式制动器制动效能低，无法很好的阻止制动盘间隙进入尘土和防止锈蚀，因而在后轮应用中具有一定的局限性，很多车是采用前盘后鼓的制动系统组成。汽车的制动性主要由下列三方面来评定[[]余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社,2000，89页][]余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社,2000，89页制动效能，即制动距离和制动减速度；制动效能的恒定性，即抗热衰退性能；制动时汽车的方向稳定性。1.3制动器设计要求汽车制动性是汽车的主要性能之一。制动性能的好坏直接影响到汽车的行驶安全问题，重大的交通事故通常都是由于制动距离无法控制在一定的距离而发生即制动距离超过不发生碰撞的距离、紧急制动时由于汽车制动的不稳定性汽车发生侧滑等情况有关，故汽车的制动性是汽车安全行驶的重要保障。不断完善和提高汽车的制动性能，始终是汽车设计和制造部门的重中之重。设计制动系时应该满足如下主要要求：具有足够的制动效能；工作可靠；在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性；防止水和污泥进入制动器表面；制动能力的热稳定性良好；操纵轻便，并具有良好的随动性；制动时，制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质，以减少公害。作用滞后性应尽可能好。摩擦衬片应有足够的使用寿命。摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容易，最好设置自动调整间隙机构。当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或光信号等报警提示[[]汽车设计课程设计指导书.王国权：机械工业出版社，2011]。[]汽车设计课程设计指导书.王国权：机械工业出版社，20111.4本次制动器设计应达到的目标（1）满足制动效能的稳定性要求。（2）满足制动效能的恒定性要求。（3）满足制动时的方向稳定性要求。1.5本次鼓式制动器的设计要求本次鼓式制动器设计应满足汽车行驶时能在短距离内停车且维持行驶方向稳定性和在下长坡时能维持一定车速的能力。制动器整体满足设计要求，总体性能稳定，制动器与制动动力系统的配合要协调，制动器的运动随动力的输入明显而有秩序。另外，组成汽车制动器的各个零部件的配合要稳定，各零件的运动不会产生相互干扰，用于制造零件的材料性能要满足制动器的最大强度，以使制动器不会因制动强度太大而失效。总之，制动器设计既要满足整体的要求，又要满足对零件的要求才能满足我们的设计要求。第二章鼓式制动器的选择2.1多种制动器在车辆上实际运用制动器主要有摩擦式、液力式、和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽然有制动作用滞后性小、装配制造简单并且接头性能稳定等优点，但是由于设计制造的成本高，只有少数整车整备质量比较大的商务车上得到应用作为车轮制动器或缓速器；液力式制动器通常作为缓速器应用。目前应用最为广泛的仍然是摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，又可以分为鼓式、盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；由于盘式制动器的热稳定性好、水稳定性以及抗衰减性能较鼓式制动器好，可靠性能和安全性能也好，而得到广泛应用。但是盘式制动器效能低，无法完全防止尘土的进入和酸性液体的腐蚀，又由于做驻车制动时需要的驱动机构比较复杂，因而在后轮上的应用受到一定的限制，很多车是采用前盘后鼓的制动系统组成。2.2后轮制动器选用鼓式制动器的原因盘式制动器与鼓式制动器在汽车上已经普遍运用。盘式制动器较鼓式制动器既有优点又有其不足之处。其优点如：一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦因数的影响较小，即效能稳定；浸水后效能降低少，而起只需经过一次制动即可恢复正常；在输出制动力距相同的情况下，尺寸和质量一般较小；制动盘沿厚度方向的惹膨胀极小，不会像鼓式制动那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏板行程过大；较容易实现间隙自动调整。但盘式制动器较鼓式制动器也有不足之处：制动效能低，故用于液压制动系统时所需制动促动管路压力较高，一般要用伺服装置；兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮上的应用受到限制。所以盘式制动器大多用于前轮制动器，而与后轮鼓式制动器配合，以期获得最佳的制动稳定性[[]王望予.汽车设计.吉林：机械工业出版社,2011,259页][]王望予.汽车设计.吉林：机械工业出版社,2011,259页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，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。综上所述，我们的后轮制动器都选用鼓式制动器。2.3普通轿车后轮鼓式制动器的选取鼓式制动器也称作块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧利用摩擦把动能转化为内能来实现刹车的。鼓式制动器可以分为两种类型即内张和外束两种类型，内张型的工作表面是制动鼓的内圆柱面，外束型的工作表面则是制动鼓的外圆柱面。鼓式制动器又分为领从蹄式、单向双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式。不同形式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。张开装置的形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用[[]王望予.汽车设计.吉林：机械工业出版社,2011,258页][]王望予.汽车设计.吉林：机械工业出版社,2011,258页2.3.1领从蹄式制动器如图2-1所示，若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），则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应得使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、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使制动器。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，故又称为增势蹄；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，故又称为减势蹄。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。领从蹄式制动器的效能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，且结构简单，造价较低，也便于服装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。图2-1领从蹄式制动器2.3.2双领蹄式制动器若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄使制动器（如图2-2所示）。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为双向领蹄式制动器。如图所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓的作用的合力恰好相互平衡，故属于平面式制动器。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降，这种结构经常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。图2-2双领蹄式制动器2.3.3双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器（如图2-3所示）。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛应用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前后轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动用于驻车制动。图2-2双向双领蹄式制动器2.3.4单向增力式制动器单向增力式制动器如图2-4所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动地板上的支承销上，由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式的制动器。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，它用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。图2-4单向增力式制动器2.3.5双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则称为双向增力式制动器(如图2-5所示)。对双向增力式制动器来说不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动功用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用于汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。图2-5双向增力式制动器综上所述，领从蹄式制动器更适合于做普通轿车的的制动器，因此我们在此处选用领从蹄式制动器。2.4制动驱动机构的形式选择制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类[[]龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社,1995][]龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社,19952.4.1简单制动驱动机构简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠(故障少)，还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式简单制动(通常简称为液压制动)用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短(0．1～0．3s)；工作压力高(可达10—20MPa)，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动块的压紧机构)，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高(液压系统有自润滑作用)。液压制动的主要缺点是过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输·，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。2.4.2动力制动驱动机构动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0．3～0．9s)，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件——继动阀(亦称加速阀)以及快放阀；管路工作压力低，一般为0．5～0．7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式(常压式)与开式(常流式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。2.4.3伺服制动驱动机构伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压)一般可达0．05—0．07MPa；空气伺服制动的伺服气压一般能达到0．6～0．7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于总质量在1．1～1．35t以上的轿车和装载质量在6t以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6～12t的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。综上，只有液压式简单制动驱动机构广泛应用于轿车、轻型货车及一部分中型货车上。适合于我们此次做的普通轿车制动器，所以我们此处选择液压式简单制动驱动机构。其示意图如下（图2-6）：图2-6液压简单制动系统2.5鼓式制动器整体的结构形式2-7制动器结构图如图2-7所示，可知鼓式制动器的组成主要有：旋转机构、张开机构、固定装置、调整机构。旋转机构主要指制动鼓；张开机构指制动轮缸；固定装置指制动底板和制动蹄；调整装置是指可调支座和调整螺母。制动鼓是把内圆柱面作为工作表面的和车轮轮毂固定在一起的随车轮一起旋转的装置，制动时，制动蹄上的摩擦片摩擦制动鼓内表面使汽车降速制动。制动轮缸有双活塞式和单活塞式两类。制动时，制动液从油管流入轮缸内，通过液体压力使轮缸活塞移动，从而使制动蹄起到制动作用。制动底板是制动蹄、制动轮缸等零部件的装配机体，制动器所用的零部件都是装配在其上的，制动底板要保证有足够的刚度，保证所装零件的稳定性。调整件也是制动器的重要组成部分，要保证制动器调整装置操作方便，性能可靠。制动液也是制动器的重要组成部分，制动液质量的好坏对制动系的可靠性有这很大的影响，我们要保证制动液具有良好的流动性，不易汽化，不与制动器零部件发生化学反应并且对制动器零部件具有润滑作用。2.6鼓式制动器各组成部件的结构形式选择2.6.1制动鼓制动鼓是制动器的摩擦对偶件，除应具有作为构件所需要的强度和刚度外，还应有尽可能高而稳定的摩擦系数，以及适当的耐磨性、散热性、耐热性和热容量等。制动鼓的机构有下列三种。2-8制动鼓整体铸造式整体铸造式制动鼓由高强度灰铸铁或含的合金铸铁整体铸造.这种制动鼓结构简单、热容量大，但质量较大，多用于中、重型汽车。钢板与铸铁组合式钢板与铸铁组合式制动鼓由钢板冲压的鼓盘与铸铁鼓圈两部分铸成一体，质量较小，多用于轿车和轻型汽车。轻合金与铸铁组合式轻合金与铸铁组合式制动鼓主体为铝合金，内铸入铸铁衬圈。这种制动鼓不仅质量小，散热性也很好，多用于轿车。制动鼓的设计不当，受热时易变形；制动鼓受力不平衡，也会产生机械变形，使蹄与鼓接触不良，导致踏板力和形成增大；制动鼓工作面得不圆度过大时，还会引起自锁和产生振动、噪声。因此制动鼓应有足够的壁厚、并在外表面靠近开口部位铸出周向和轴向的加强肋，以提高刚度。这些加强肋又起散热肋的作用，可降低摩擦面温度和缩短制动器冷却时间，使能量容量提高35%-40%。制动鼓工作面一般在与轮毂装配后，以轴承孔定位进行精加工。微型车要求工作面的圆度和同轴度公差≦0.05mm，静不平衡量≦1.5N·cm。2．6.2制动蹄制动蹄轴承受促动力的施加力，制动鼓的法向和切向力，以及支撑反力，应有适当的刚度。2-9制动蹄中型以下汽车常用钢板冲焊成T型截面的制动蹄；中型以上汽车则可用可锻铸铁、球墨铸铁、铸钢或铝合金等材料铸成各种截面形状的制动蹄。制动蹄粘接或铆接摩擦片后，加工摩擦片外表面至规定尺寸和粗糙度。粘接摩擦片可使用至仅剩下1-1.5mm的极限厚度，但磨损后更换新摩擦片困难，一般都是同制动蹄一起更换。铆接摩擦片更换方便，制动噪声小，但可用厚度受到铆钉露头的限制，多用于厚度超过6.5mm的摩擦片。2.6.3制动底板制动底板是安装促动器、制动蹄的基础件。承受这些装置件的全部反作用力和力矩。要求其配合面有必要地位置精度，并具有足够的强度和刚度。中型以下汽车的制动底板常用冲压性能良好的钢板冲压制成，一些加强件和不受力零件可焊接到本体上；中型以上的制动底板常用可锻铸铁、球墨铸铁以至铸钢铸成。为了提高刚度，冲压的制动底板上冲出翻边和凸台，使其外形呈凹凸起伏状；铸造的制动底板在受力部位采用封闭截面构造并铸出加强肋。2-10制动底板2.6.4制动凸轮制动凸轮轴颈一般用涂有润滑油脂的青铜衬套支撑在支架上。制动凸轮在工作时承受很大的不平衡力，除了会使制动器零部件发生严重变形外，还会使衬套很快磨损，而且传动效率也很低。据计算，当润滑良好时，制动凸轮支撑的传动效率为0.87-0.92；润滑不良时为0.82-0.88。为了提高传动效率和延长使用寿命，可用不许润滑的含氟塑料衬套。这种衬套在大负荷，低滑动速度的条件下，摩擦系数很小，可使传动效率提高到0.95-0.97。2.6.5制动轮缸轮缸是将制动主缸产生的液压，转换成推动制动蹄的作用力部件。轮缸分为单向轮缸和双向轮缸两种。前者为缸体固定安装的单活塞轮缸，主要用于双领蹄式制动器；后者通常是双活塞轮缸，用于领从蹄式、双向双领蹄式和双向伺服式制动器，在一些领从蹄式制动器中采用缸体浮动的单活塞轮缸，由活塞和缸体分别推动两蹄。2-11制动轮缸2.7制动器系统装配拆卸的几点说明2-12制动器装配简图1)在拆装制动器的过程中若发现有损坏的零件必须更换。当摩擦片表面距离铆钉头小于0.5mm时，必须更换摩擦片。2)在摩擦片表面和制动鼓内表面不得沾染任何油污，否则必须用汽油把油污清洗干净，并用砂纸磨去浸人摩擦片的油痕。3)蹄片轴务必锁紧，不得松动。4）不管在什么时间拆卸制动系液压系统都必须排尽系统的油液中的空气。5）装配是用清洁的润滑油润滑装配件以便于装配。6）所有的拆卸装配过程都必须在干净整洁的工作台上完成，切不可然制动蹄片与制动鼓之间的工作表面沾染灰尘，油污等以免损坏制动器工作表面[[]关文达.汽车构造.吉林：机械工业出版社,1999]。[]关文达.汽车构造.吉林：机械工业出版社,1999第三章制动器主要性能的分析就一般汽车来说，通过对汽车前后轴的载荷分配，道路状况等的综合分析，汽车在制动时一般有三种情况，即（1）前轮先抱死托滑，然后后轮抱死托滑。（2）后轮先抱死托滑，然后前轮抱死托滑。（3）前轮轮同时抱死托滑[[]余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社,2000,108页][]余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社,2000,108页在情况（1）中，前轮先抱死托滑，后轮再抱死托滑是一种比较稳定的工况，但是汽车制动器在起作用是由于前轮先抱死托滑，会使转向系统不灵敏，转向功能不能得到充分的利用。在情况（2）中，由于后轮先抱死托滑，会使汽车尾部发生侧滑，这是一种不稳定的工况。在情况（3）中，即不会使转向系统失去转向作用，又不会使后轮发生侧滑，这种情况较前两种情况制动作用更好。所以，前、后制动器的制动力的分配比例对汽车制动时的方向稳定性和附着条件的利用程度都有一定的影响，在设计汽车制动系时，必须妥善处理前后制动器的制动力分配比例。3.1地面对前、后车轮的法向反作用力如图3-1所示，汽车在水平路面上静止不动时的受力图。图中没有考虑汽车的滚图3-1动阻力偶矩，空气阻力以及旋转质量减速时产生的惯性力偶矩。此外，在下面的的分析中我们只考虑车轮纯滚动的过程，附着系数指取一个固定值。由图3-1对后轮取力矩得=式中，为地面对前轮的法向反作用力（N）；G=mg为汽车重力（N）；为汽车的质心到后抽轴线的距离（m）；m为汽车质量（kg）；为汽车质心高度（m）；为汽车减速度（m/）。对前轮接地点取矩，得式中，为地面对后轮的法向反作用力；为质心至前轴的距离。令（式3-1）z成为制动强度，则可求得地面法向反作用力为(式3-2）3.2理想的前、后制动器制动力分配曲线上文已经说明，前后车轮同时抱死是较为理想的制动状态，此时对附着条件的利用最为充分，这时前后制动器制动力和的关系曲线称为理想的前后制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前后车轮同时抱死的条件是：前后车轮制动器制动力等于附着力，并且前、后制动器制动力分别等于各自的附着力，即式（3-3）消去变量，得式（3-4）对式（3-4）按不同的值取值计算所得到的值画成的曲线，即为前后制动器制动力的关系曲线简称为I曲线。图3-2按不同直线取值的两组直线，对于某一值，均可以找到其共同的一点，即两条线的交点，这个交点即为满足式（3-3）的值。3.3具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数大多数两轴汽车的前后制动器制动力之比为一个固定的比值，常用前后制动器制动力之比来表明这一分配比例，成为制动器制动力分配系数，并以符号表示，即：（式3-5）通过分析可知，曲线是一条一次曲线，并且这条一次曲线通过坐标原点，其斜率为（式3-6）将I曲线和线画在通一图上，可以得到两条曲线的交点，如下图（3—3）所示，我们把此交点处得附着系数称为同步附着系数所对应的临界制动减速度称为临界减速度。图3—3上图（3-3）说明，前后制动器制动力为固定值的汽车，要想使其前后车轮同时抱死，只有在同步附着系数附近才能实现。同步附着系数(式3-7)3.4不同值时的制动状态分析分析图（3—3）可知，线既有位于I曲线上方的部分，也有位于I曲线下方的部分，在同步附着系数右侧即时，线位于I曲线上方，在同步附着系数系数左侧即，线位于I曲线下方。综合分析知，（1）当时，线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死。（2）当时，线位于I曲线上方，制动时总是后轮先抱死。（3）当是，前后轮同时抱死[[]余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社,2000,113页]。[]余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社,2000,113页3.5制动效率实际制动过程中我们通常用制动效率来说明制动器的制动力利用程度，制动效率的定义为：车轮不抱死的最大制动强度与车轮和地面件的附着系数的比值。前轮的制动效率为后轮的制动效率为（式3-8）下图（3-4）绘制出了制动力的利用率曲线，通过计算分析我们知道：当时，（空）所以制动减速度=图3-43.6对前、后制动器制动力的分配要求汽车的制动系统是保障汽车安全行驶的重要系统近几年随着高速公路的发展车速提高很大车流密度加大因此对汽车制动系统的性能提出了更高的要求同时也已引起有关部门的高度重视,前关于汽车制动稳定性国内外学者进行了许多研究,中多数研究是对同步附着系数进行优化选择优化后的结果由于受路面载荷等工况的影响仍不能完全满足有关制动法规,此从分析ECE制动法规入手来确定汽车轴间制动力分配为汽车制动系统设计提供参考.通过以上分析知道，为不使后轮发生侧滑，曲线应该位于I曲线上方，这样可使后轮不发生抱死。为了使前轮不先发生抱死而使前轮失去转向能力，曲线应该位于I曲线下方，所以，为了防止前后轮的某一个先发生抱死，而使汽车失去转向能力或发生侧滑，应是附着系数接近同步附着系数。3.6.1ECE制动法规的要求为使汽车制动时具有良好的方向稳定性和高的制动效率，联合过欧洲经济委员会制定ECER13制动法规对双轴汽车前后制动器制动力提出了明确要求。我国行业要求也提出了类似的要求。下面以轿车和最大总质量大于3.5t的货车为例说明，法规规定：对于=0.2~0.8之间的各种车辆，要求制动强度z车辆在各种装载状态时，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数之上。对于总质量大于3.5t的货车，在制动强度z=0.15~0.3之间，每根轴的利用附着系数曲线位于=z±0.08两条平行于理想的附着系数直线的平行线之间；而制动强度z≥0.3+0.74(-0.38)，则认为也满足了法规的要求（图3-5）。但对于轿车而言，制动强度在0.3~0.4之间，后轴利用附着系数曲线不超过直线的条件下，允许后轴利用附着系数曲线在前轴利用附着系数轴线上方[[]清华大学教研组.汽车的制动性能[M].北京：清华大学出版社,2004]（图3-6）.[]清华大学教研组.汽车的制动性能[M].北京：清华大学出版社,2004图3-5ECE法规的货车制动力分配图3-6ECE法规的轿车制动力分配3.7制动器效能因数的计算制动器制动效能因数（）是制动摩擦力与轮缸蹄端推力之比值，是单位蹄端推力所产生的制动摩擦力，是评价不同结构型式制动器制动效能的指标。它随制动衬片摩擦因数的变化而变化，变化曲线的线性程度关系到制动性能的稳定性和平顺性，也是在整车制动系统设计中对制动器制动力矩设计的重要参数。近年来在制动器的台架试验中，更多地以制动效能因数作为直接评定依据。制动器效能因数是单位制动轮缸推力所产生的制动器摩擦力，即，（式3-9）上式中，，r为制动鼓半径。制动器效能因数曲线入下图：图3-7制动器效能因数曲线第四章制动器的设计计算及尺寸确定4.1普通轿车鼓式制动器设计的主要参数轴距：2471mm整备质量：1060kg最高车速：180km/h制动距离（初速度30km/h）：5.6m最大功率/转速：74/5800kw/rpm轮距前/后：1429/1400空载时前轴分配分荷：60%最大爬坡度：0.35最小转向直径：11m最大转矩/转速：150/4000N·m/rpm驱动形式：42前轮车轮有效半径：300mm轮胎型号：185/60R147手动5档4.2车辆前后轮的作用力分析如图（4-1）所示，车轮再实验路面以一定车速运动时，减速制动时车轮的受力示意图，在图中，我们不考虑滚动阻力偶矩和减速时的惯性力偶矩等。图（4-1）车轮在制动时的受力情况____摩擦片与制动鼓间的摩擦力矩____地面对车轮的阻力即地面制动力____作用于车轮上的载荷____车轴作用于车轮上的力____地面作用于车轮上的法向反作用力由于汽车制动时，车轮处于减速状态，得即（式4—1）r为车轮半径。在汽车设计中，还有一个力士我们需要计算的即制动器制动力制动器制动力（式4—2）制动器制动力是由制动器的结构参数决定的，例如制动器制动力可以随踏板力的增加而增加车辆在受到附着力的条件下，才能在驱动力的作用下运动，附着力的定义为：（式4—3）____附着系数，____地面作用于车轮上的法向作用力4.2.1地面制动力、制动器制动力、附着力三者的关系在制动时，只考虑车轮具有滚动与抱死拖滑两种情况，当车轮处于滚动状态时，地面制动力与制动器制动力大小相等，并且制动器制动力随踏板力成正比变化，又由于地面制动力时滑动摩擦的约束反力，它的值不能超过附着力，即（式4—4）图4-2制动器制动力，地面制动力，附着力之间的关系力动、、力、、当制动器踏板力或系统液压力p上升到某一值时，使地面制动力达到附着力，地面制动力不再增加，但由于制动器制动力与踏板力为正比关系，所以制动器制动力可以继续曾大，其图像关系如图（4—图4-2制动器制动力，地面制动力，附着力之间的关系力动、、力、、综合以上分析，对制动器制动力、附着力和地面制动力的分析，并根据前后轴的轴荷分配，可得，地面作用于前后轴的法向反作用力。由满载时的轴荷分配可得： 又根据前后轴的轴荷分配，可以求得质心到前后轴的距离、：又由式（4—3）知，总的地面附着力：前地面制动力：后地面制动力：在第三章的分析中，我们知道在前后轮同时抱死的条件下，附着系数利用率最高，即在同步附着系数时，前后轮同时抱死，在此处由于是普通轿车，根据ECE法规要求以及中国GB7258—2004我们先取，则总的地面制动力：前地面制动力：后地面制动力：4.3汽车质心高的确定在汽车设计的研究中，我们把前后制动器制动力与总制动器制动力之比称为制动器制动力分配系数，并以符号表示，即 （式4—5）则又由式（3—7）得：即汽车在整备质量的情况下质心高度为706mm。4.4制动器受力分析及最大制动力的计算4.4.1制动器的受力分析任何材料做成的摩擦衬片都具有弹性，只是受其刚度的影响，弹性变形的大小不同，摩擦衬片的弹性导致其发生形变，自然对压力在摩擦衬片上的分布具有一定的影响。由于制动鼓制动蹄片和支撑销等不仅具有长度方向的变形而且在径向也有变形，所以我们计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。综合以上因素，在此我们队长度方向的变形不予考虑，而只把衬片径向的变形作为考虑因素，而其它装配零件变形较小，可以忽略不计[[]程军.汽车防抱死制动系统的理论与实践.北京:北京理工大学出版社，1999][]程军.汽车防抱死制动系统的理论与实践.北京:北京理工大学出版社，1999制动蹄在制动时，有两种运动状态，即绕着支撑销转动和沿着支撑销移动，我们称同时具有两种以上运动状态的制动蹄为具有两个自由度的制动蹄，而只具有绕着支撑销转动的制动蹄为具有一个自由度的制动蹄。普通轿车一般后轮鼓式制动器的制动蹄都具有两个自由度，在这里我们就以具有两种自由度的制动器为例进行说明。如图所示(4—3)所示，后轮鼓式制动器的制动蹄的变形规律，它可以绕支撑销转动即沿着支撑销移动，将制动鼓心定为坐标原点O，轴通过蹄片的瞬时转动中心点。图（4—3）有两个自由度的紧蹄制动时，由于摩擦衬片两个自由度的影响，使蹄片的中心由移动到点，而摩擦衬片的表面轮廓自然延变化的方向进入制动鼓内，显然，位于蹄片上的所有点的运动都是相同的，取一点为例说明，当运动到时，即为其变形量，在上的分量即为其径向变形量，即段，所以其它任意一点的变形量为：又由于得紧蹄的径向变形压力为（式4—6）式中，为任意半径和轴之间的夹角；为半径和最大压力线之间的夹角；为x轴和最大压力线之的夹角。从式（3—6）可以看出，鼓式制动器制动蹄上的压力分布是呈正弦规律分布的，所以其最大压力点很难确定。4.4.2制动器最大制动力矩的计算对普通轿车而言，对于同步附着系数的选取应考虑的因素主要是汽车制动时的稳定性问题，当同步附着系数确定后，即可对汽车各轴的制动力矩进行计算，由利用附着系数与制动效率部分知：当汽车以一定的速度减速制动时，除去制动强度以外，不发生车轮抱死的路面附着系数总大于其制动强度，即，因此，所需要的后轴和前轴的最大制动力矩为：又所以所以每个后轮制动器的作用转矩为：4.5鼓式制动器主要组成部件的参数选取鼓式制动器的主要参数如下图图4-44.5.1制动鼓内径及壁厚当摩擦衬片作用于制动鼓上的作用力为一个定值时，制动力矩就变为随着制动半径变化的值，制动半径越大，制动力矩越大，并且由于制动半径的增大，制动鼓半径增大，从而使散热性增强。但的增大要受到轮辋的限制，因此，在制动鼓和轮辋之间必须保留足够的间隙，以保证制动器的正长功能，这个间隙一般大于20mm，否则在导致制动鼓散热不良的同时，还会导致轮辋温度过高，很有可能使车轮内胎受损。另外，为了使制动鼓具有较大的刚度和热容量，还应保证制动鼓具有足够的壁厚，来加强制动时的散热。从制动鼓的刚度和加工条件考虑，制动鼓的直径越小，反而越有利于制动鼓的加工。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：乘用车=0.64~0.74商用车=0.70~0.83此次普通轿车设计采用的轮胎型号为：185/60R147185为轮胎名义断面宽度（mm）60为轮胎名义宽高比（%）R为子午线结构代号14为轮辋名义直径（in）7为负荷指数。此次普通轿车设计的轮辋为14in，得到，当轮辋直径为14in时,由于=0.74，此时制动鼓内径为263.3,所以选取制动鼓直径为272，半径为136。制动鼓壁厚的选取要考虑的两个最主要因素是刚度和强度[[]付百学.汽车试验技术.北京理工大学出版社.2007][]付百学.汽车试验技术.北京理工大学出版社.2007在此次的汽车鼓式制动器设计中是应用于普通轿车的，所以此处的制动鼓壁厚我们选取为10mm。4.5.2摩擦衬片宽度和包角摩擦衬片的宽度b对汽车的摩擦衬片使用寿命有着重要的影响，摩擦衬片的宽度尺寸过小，则摩擦衬片的寿命变短。如果摩擦衬片的宽度尺寸过大则摩擦衬片的总质量随之增大，加工困难，使成本增加。当制动鼓的直径确定后，衬片的摩擦面积可以按公式来计算。制动器所有摩擦衬片的摩擦总面积越大，制动时单位面积所受的正压力和能量负荷越小，对制动器的磨损特性越有好处。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的增大而增大，见下表4-1.表4-1衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量单个制动器总的衬片摩擦面积乘用车0.9~1.51.5~2.5100~200200~300商用车1.0~1.51.5~2.52.5~3.53.5~7.07.0~12.012.0~17.0120~200150~250(多为150~250)250~400300~650550~1000600~1500（多为600~1200）实验表明，当摩擦衬片的包角时，摩擦衬片的磨损最小，制动鼓温度最低，并且制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但作用于摩擦衬片上的单位压力的变大对摩擦衬片的磨损特性会产生影响，会使作用于摩擦衬片上的单位压力变大，单位压力的变大会使摩擦衬片加速磨损。在实际情况中单位压力最小的位置在包角的两端位置，因此摩擦衬片向两端过分延伸对减小作用于摩擦衬片上的单位压力的影响并不大，而且这种延伸将会增加制动器作用的不平顺性，容易使制动器发生自锁，所以，摩擦衬片的包角一般不宜大于[[]龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社,1995]。[]龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社,1995在这里为了方便计算我们选取摩擦衬片的包角，计算过程用采用弧度单位制，即采用。衬片宽度较大可以减少磨损，但过大将不易与制动鼓全面接触。综上所述选取摩擦衬片的面积为，衬片宽度为60mm。4.5.3摩擦衬片起始角一般摩擦衬片在制动鼓中的位置是在制动蹄的中央，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的位置对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。根据以上所述有4.5.4制动器中心到蹄片张开力作用线的距离在保证制动轮缸能够布置在制动鼓内的条件下，制动器中心到蹄片张开力作用线的距离越大对制动器的效能稳定性及制动性能越有好处，所以为了提高制动性能我们，在设计师我们选取左右。所以4.5.5制动蹄支撑点位置坐标和为了避免两蹄支撑端毛面发生干涉，应使尽可能取值取得大一些，值尽可能小一些，在设计过程中取左右。所以，值取。第五章鼓式制动器的校核5.1磨损性计算摩擦衬片的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓的材料及加工精度的情况影响[[]吉林工业大学汽车教研室.汽车设计.北京：机械工业出版社,1981][]吉林工业大学汽车教研室.汽车设计.北京：机械工业出版社,1981汽车制动的过程实际上是能量的转化过程，即将汽车的动能通过摩擦的作用转化为内能，这是以能量的观点来考虑的。汽车高速运动时，当急速刹车时，制动器承担着汽车的全部动能转化任务，由于制动时间比较短，动能转化为内能后并不能及时的以热能的形式扩散到大气中，这将导致制动器的温度迅速上升，温度升高后制动器摩擦衬片的磨损会加剧，所以温度对制动器摩擦衬片的磨损特性的影响是很大的。由于各种汽车的总质量及其制动衬片的摩擦面积都不一样，所以需要有一种相对的量作为评价指标。当前各国常用的指标是比能量耗散率，也就是单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量[[]刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社,2004]，同城所用的计量单位为。比能量耗散率有时也称为单位功符合，或简称能量负荷。[]刘惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算.北京：清华大学出版社,2004双轴汽车的单个前轮及后轮的比能量耗散率分别为：式中，为汽车总质量（t）；为汽车回转质量换算系数；、为制动初速度和终速度（m/s）;为制动时间（s）;、为前、后制动器衬片的摩擦面积（）；为制动力分配系数。在紧急制动到停车的情况下，，并可认为，故根据相关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于较为合适，计算时取减速度；制动初速度：乘用车用；总质量3.5t以下的商用车用；总质量3.5t以上的商用车用。乘用车的盘式制动器在网上的和的条件下，比能量耗散率应不大于。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的允许略大于。比能量耗