轿车鼓式制动器设计毕业设计

第1章绪论1.1制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最以便的交通运送工具。汽车制动系是汽车底盘上的一种重要系统，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种关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。伴随公路业的迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性规定越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配置十分可靠的制动系统。通过查阅有关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，进行部件的设计计算和构造设计。使其到达如下规定：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同步在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。1.2制动系统研究现实状况车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能一直是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力，因此才导致汽车的速度逐渐减小至零，对这一过程中车辆受力状况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过程受力状况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一般在实际中只能建立简化模型分析，一般人们重要从三个方面来对制动过程进行分析和评价：（1）制动效能:即制动距离与制动减速度；（2）制动效能的恒定性：即抗热衰退性；（3）制动时汽车的方向稳定性；目前，对于整车制动系统的研究重要通过路试或台架进行，由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关传动系!制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中，假如可以以便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。1.3制动系统设计内容（1）研究、确定制动系统的构成（2）汽车必需制动力及其前后分派确实定前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同步，研究汽车必需的制动力并把它们合适地分派到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。（3）确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数制动器必需制动力争出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。（4）制动器零件设计零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。1.4制动系统设计规定制定出制动系统的构造方案，确定计算制动系统的重要设计参数制动器重要参数设计和液压驱动系统的参数计算。运用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。第2章制动器设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。2.1捷达轿车的重要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表2.1所示表2.1捷达轿车整车参数已知参数捷达轿车轴距L（mm）2471整车整备质量（Kg）1100满载质量（Kg）1500最高车速（km）175同步附着系数0.89（空载），1.28(满载)2.2制动系统的重要参数及其选择2.2.1对于前后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步抱死，当汽车在不一样值的路面上制动时，也许有如下三种状况[4]。1、当时线在曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；2、当时线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时轻易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；3、当时制动时汽车前、后轮同步抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，但愿在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车也许产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同步抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，到达前轮或后轮即将抱死的制动强度。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充足运用。附着条件的运用状况可以用附着系数运用率（或称附着力运用率）来表达，可定义为（2.1）式中：——汽车总的地面制动力；——汽车所受重力；——汽车制动强度。当时，，，运用率最高。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的状况是最不但愿发生的，因此各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。我国GB12676—1999附录《制动力在车轴（桥）之间的分派及挂车之间制动协调性规定》中规定了除、外其他类型汽车制动强度的规定。对于制动强度在0.15~0.3之间，若各轴的附着运用曲线位于公式确定的与理想附着系数运用直线平行的两条直线（如图2.1）之间，则认为满足条件规定；对于制动强度，若后轴附着运用曲线能满足公式，则认为满足的规定[4]。参照与同类车型的值，取。图2.1除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数规定2.2.2根据选定的同步附着系数，已知：（2.2）式中：——汽车轴距，mm；——制动力分派系数；——满载时汽车质心距前轴中心的距离；——满载时汽车质心距后轴中心的距离；——满载时汽车质心高度。求得：进而求得（2.3）（2.4）式中：——制动强度；——汽车总的地面制动力；——前轴车轮的地面制动力；——后轴车轮的地面制动力。当时，，故，；。此时，符合GB12676—1999的规定。当时，也许得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表2.2取不一样值时对比GB12676-1999的成果0.10.20.30.40.50.60.71144.12376.953269.325080.196585.778207.5713725.480.0780.16170.22240.34560.448010.558330.677530.780.80850.74150.863980.896020.930560.9679GB12676—1999符合国标符合国标符合国标符合国标符合国标符合国标符合国标当时，也许得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表2.3取不一样值时对比GB12676-1999的成果0.812191.150.80521.0066GB12676—1999符合国标2.2.3为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在汽车附着质量被完全运用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力成正比。因此，双轴汽车前、后车轮附着力同步被充足运用或前、后轮同步抱死的制动力之比为：（2.5）式中：——汽车质心离前、后轴的距离；——同步附着系数；——汽车质心高度。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即（2.6）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；——作用于后轴车轮上的地面法向反力；——车轮的有效半径。对于选用较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，对应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动力矩为（2.7）（2.8）式中：——该车所能碰到的最大附着系数；——制动强度；——车轮有效半径。N•mN•m单个车轮制动器应有的最大制动力矩为、的二分之一，为2920.14N•m和532.5N•m。2.3制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不一样构造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（2.9）式中：——制动器效能因数——制动器的摩擦力矩；——制动鼓或制动盘的作用半径；——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。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄予以制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：（2.10）（2.11）整个鼓式制动器的制动因数则为（2.12）当时，则（2.13）蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图3.2所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为为摩擦系数。a，b，c，h，R及为构造尺寸，如图3.2所示。图3.2鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即（2.14）由上式得领蹄的制动蹄因数为（2.15）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图3.2所示相反，用上述分析措施，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即（2.16）（2.17）由式(2-15)可知：当趋近于占时，对于某一有限张开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.3～0.35范围内，当张开力时，相差达3倍之多。图2.3给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后虽然放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等原因的变化会导致摩擦系数的变化。而摩擦系数的变化则会导致制动效能即制动器因数的变化。制动器因数对摩擦系数的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的重要决定原因，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是常常起作用的原因，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次反复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的持续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。1—领蹄；2—从蹄图2.3制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系由图2.3也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽不小于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不一样程度上存在认为表征的效能自身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，因此其效能稳定性最佳。2.4制动器的构造参数与摩擦系数2.4.1鼓式1、制动鼓直径当输入力一定期，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径的尺寸受到轮辋内径的限制，并且的增大也使制动鼓的质量增长，使汽车的非悬挂质量增长，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，以利于散热通风，也可防止由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙规定及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径的尺寸。但由于捷达车型在制动鼓直径均为固定值，因此现取鼓式制动器的直径为180mm。2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积由《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定，选用制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm。摩擦衬片的包角一般在范围内选用，试验表明，摩擦衬片包角时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有助于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不适宜不小于，由于过大不仅不利于散热，并且易使制动作用不平顺，甚至也许发生自锁。综上所述选用。单个制动器摩擦面积：（2.18）式中：——单个制动器摩擦面积，mm2——制动鼓内径，mm；——制动蹄摩擦片宽度，mm；——为制动蹄的摩擦衬片包角，（）。cm2表2.4制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）由表2.4数据可知设计符合规定。3、摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3.4所示。一般是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。制动蹄包角图2.4鼓式制动器的重要几何参数4、张开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图2.4）尽量地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际状况取mm5、制动蹄支销中心的坐标位置与如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽量地小设计时常取mm，以使尽量地大，初步设计可暂取，根据设计的实际状况取mm。6、摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅但愿起摩擦系数要高些，并且还规定其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不适宜单纯的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减少制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的规定。后者对蹄式制动器是非常重要的多种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。因此在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。目前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数=0.35~0.4已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算成果靠近实际值。此外，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。2.4.2盘式制动器的构造参数1、制动盘直径D制动盘直径D但愿尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以减少制动钳的夹紧力，减少摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，一般，制动盘的直径D选择轮辋直径的70％～79％，而总质量不小于2t的汽车应取上限mm取制动盘直径mm2、制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应获得合适小些；为了减少制动工作时的温升，制动盘厚度又不适宜过小。实心盘的厚度选择10mm～20mm，选择制动盘厚度为h=13mm。3、摩擦衬块工作面积A推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范围内选用。根据推荐值取2.2，依汽车质量1100kg，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为。4、摩擦衬块内半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径QUOTER2与内半径的比值不不小于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。取摩擦衬块外半径，内半径则摩擦衬块半径选用符合规定。2.5制动器的设计计算2.5.1从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于对的分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，一般作如下某些假定：（1）制动鼓、蹄为绝对刚性；（2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；（3）压力与变形符合虎克定律由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。如图2.5所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为=·（2.19）式中；——制动蹄的作用半径。由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为图2.5制动摩擦片径向变形分析简图从图2.5中的几何关系可看到=由于为常量，单位压力和变形成正比，因此蹄片上任意一点压力可写成(2.20)式中：——摩擦片上单位压力。即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90°的径向线上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差异。按照理论分析，假如懂得摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式（2.21）式中：W——磨损量；K——磨损常数；——摩擦系数；——单位压力；——磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。图2.6作为磨损函数的压力分布值通过度析计算所得压力分布规律如图2.6所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。假如摩擦衬片磨损有如下关系：（2.22）式中：——磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。成果表达于图2.6。2.5.2如前所述，一般先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的体现式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一种自由度运动，由此可得：（1）定出制动器基本构造尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向；（2）参见2.4.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令；（3）在张开力P作用下，确定最大压力值。参见图2.7，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得ph=RMsind-R(R-Mcos)sin（2.23）据此方程式可求出的值。图2.7制动蹄摩擦力矩分析计算4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩T=Rsind=R(cos-cos)（2.24）5、由公式(2.9)导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领—从蹄制动器的制动因数进行分析计算。单个领蹄的制动蹄因数BFTl(2.25)单个从蹄的制动蹄因数BFT2(2.26)以上两式中：以上各式中有关构造尺寸参数见图2.8。整个制动器因数为图2.8支承销式制动蹄2.5.31、鼓式制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一种自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图2.8所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：(2.27)而摩擦力产生的制动力矩为在由至区段上积分上式，得(2.28)当法向压力均匀分布时，(2.29)式（2.24）和式（2.25）给出的由压力计算制动力矩的措施，但在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的措施则更为以便。图2.9张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可体现如下：(2.30)式中:——单元法向力的合力；——摩擦力的作用半径(见图2.9)。假如已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：(2.31)式中：——轴与力的作用线之间的夹角；——支承反力在工：轴上的投影。解式(3..27)，得（2.32)对于增势蹄可用下式表达为(2.33)对于减势蹄可类似地表达为(2.34)图2.10制动力矩计算用图为了确定，及，，必须求出法向力N及其分量。假如将(见图2.10)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（2.23）有：(2.35)因此对于领蹄：(2.36)==式中：。根据式(2.24)和式(2.26)，并考虑到(2.37)则有(2.38)==0.183对于从蹄：==式中：则有：(2.38)==0.179由于设计和相似，因此和值也近似取相似的。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（2.39）由式（2.33）和式（2.34）知==0.3==0.09对于液压驱动的制动器来说，，所需的张开力为N•m(2.40)计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的也许，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：(2.41)(2.42)成立，不会自锁。由式(2.24)和式(2.29)可求出领蹄表面的最大压力为：(2.43)==1.26式中：，，，，，——见图2.9；，——见图2.10；——摩擦衬片宽度；——摩擦系数。因此鼓式制动器参数选用符合设计规定。2、盘式制动蹄片上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如图2.11所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为（2.44）式中：——摩擦系数；N——单侧制动块对制动盘的压紧力(见图2.11)；R——作用半径。图2.11盘式制动器计算用图图2.12钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，假如其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如图41所示，平均半径为式中，——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图2.12，在任一单元面积只上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为单侧衬块予以制动盘的总摩擦力为得有效半径为令，则有（2.45）因，，故。当，，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不一样半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算措施失效。由求得：N则单位压力N•mN•m因此盘式制动器重要参数选用也符合设计规定。2.6摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工状况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种原因有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要原因。汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车所有动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表达单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为(2.46)式中：——汽车回转质量换算系数；——汽车总质量；，——汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的货车取=18m/s；——制动减速度，m/s2，计算时取=0.6；——制动时间，s；Al，A2——前、后制动器衬片的摩擦面积；——制动力分派系数。在紧急制动届时，并可近似地认为，则有(2.47)鼓式制动器的比能量耗损率以不不小于1.8W/mm2为宜，但当制动初速度低于式(2.40)下面所规定的值时，则容许略不小于1.8W/mm2，盘式制动器比能量耗损率以不不小于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，并且也许引起制动鼓或盘的龟裂。W/mm2W/mm2因此，符合磨损和热的性能指标规定。2.7制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升与否满足如下条件(2.48)式中：——各制动鼓的总质量；——与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；——制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482J/（kg•K），对铝合金c=880J/（kg•K）；——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；——制动鼓(盘)的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15℃)；L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能所有为前、后制动器所吸取，并按前、后轴制动力的分派比率分派给前、后制动器，即(2.49)式中——满载汽车总质量；——汽车制动时的初速度；——汽车制动器制动力分派系数。盘式制动器：鼓式制动器：由以上计算校核可知符合热容量和温升的规定。2.8驻车制动计算图2.11为汽车在上坡路上停驻时的受力状况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：(2.50)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：(2.51)图2.11汽车在坡路上停驻时的受力简图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(2.52)求得汽车在上坡时也许停驻的极限上坡路倾角为(2.53)汽车在下坡时也许停驻的极限下坡路倾角为(2.54)一般对轻型货车规定不应不不小于16%~20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右。为了使汽车能在靠近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩靠近于由所确定的极限值(因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不不不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为N•m2.9制动器重要零件的构造设计2.9.1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，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图2.13(a))；轻型货车和某些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图2.13(b))；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图2.12(c))在轿车上得到了日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，并且减小了质量。（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1—冲压成形辐板；2—铸铁鼓筒；3—灰铸铁内鼓；4—铸铝台金制动鼓图2.13制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图2.12所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重叠。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为15～20N•cm；对货车为30～40N•cm。制动鼓壁厚的选用重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7～12mm，中、重型货车为13～18mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。捷达属于乘用车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选用12mm。2.9.2轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车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鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和Ⅱ字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm；货车的约为5～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的容许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。因此，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压—焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取5mm和6mm。2.9.3制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件互相间的对的位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370—12的制动底座以替代钢板冲压的制动底板。刚度局限性会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲压成形，制动底板的厚度取5mm。2.9.4二自由度制动蹄的支承，构造简朴，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一种自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的对的安装位置，防止侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的对的位置。本设计为了使具有支承销的一种自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，采用支承销。2.9.5是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其构造简朴，在车轮制动器中布置以便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一种单活塞制动轮缸推进。由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推进。2.9.6.制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其构造形状有平板形和礼帽形两种。后一种的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，可大大增长散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应不小于0.008mm，盘面摆差不应不小于0.1mm。本设计采用通风式制动盘。2.9.7制动钳由可锻铸铁KTH370—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，也可做成两个由螺栓连接。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。一般多在钳体中加工出制动油缸，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。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。2.9.8制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取14mm。2.9.9制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数忽然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(重要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其长处是可以选用多种不一样的聚合树脂配料，使衬片具有不一样的摩擦性能和其他性能。多种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差[8]。2.9.10在GB5763-1998《汽车用制动器衬片》中，将制动摩擦衬片按用途提成4类，其中，第1类为驻车制动器用；第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用；第3类为中重型汽车的鼓式制动器用；第4类为盘式制动器用[17]。其摩擦性能见表2.5表2.5汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项目试验温度100℃150℃200℃250℃300℃350℃1类摩擦系数0.30～0.700.25～0.700.20～0.70——————指定摩擦系数的容许偏差±0.10±0.12±0.12——————磨损率（V），10－7cm3/（N•m）≤1.00≤2.00≤3.00——————2类摩擦系数0.25～0.650.25～0.700.20～0.700.15～0.70————指定摩擦系数的容许偏差±0.08±0.10±0.12±0.12————磨损率（V），10－7cm3/（N•m）≤0.50≤0.70≤1.00≤2.00————3类摩擦系数0.25～0.650.25～0.700.25～0.700.20～0.700.15～0.70——指定摩擦系数的容许偏差±0.08±0.10±0.12±0.12±0.14——磨损率（V），10－7cm3/（N•m）≤0.50≤0.70≤1.00≤1.50≤3.00——4类摩擦系数0.25～0.650.25～0.700.25～0.700.25～0.700.25～0.700.20～0.70指定摩擦系数的容许偏差±0.08±0.10±0.12±0.12±0.14±0.14磨损率（V），10－7cm3/（N•m）≤0.50≤0.70≤1.00≤1.50≤2.50≤3.502.9.11制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm，盘式制动器的为0.1～0.3mm；此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副也许产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。此外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采用措施实现工作间隙的自动调整，如图2.14所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环1装在轮缸活塞2内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是一种有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打400。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度不小于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的原则时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程[5]。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，由于回位弹簧的拉力远远局限性以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图2.14所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环内端面之间1—限位摩擦环；2—活塞；3—制动轮缸图2.14制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙恰好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触（即间隙消失）时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压到达0.8，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处在新位置的限位摩擦环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移，赔偿了制动器的过量间隙。2.10制动蹄支承销剪切应力计算在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩及张开力（见2.4节）后，可根据图求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下：(2.55)式中：——支承销的截面积。也可以用下述的简化措施求得：如图2.15所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力与支承销的反力分别平行，如图2.15所示。对两蹄分别绕中心点取矩，得(2.56)图2.15制动蹄支承销剪切应力计算图一般来说，的值总要不小于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可：（2.57）式中：见图2.15；——支承销的截面积；——摩擦系数；——许用剪切应力。由式（2.28）知：因此由式（2.56）知MPa支承销采用45号钢制成，其许用剪切应力=25～45MPa[9]，因此符合剪切应力规定。第3章制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。3.1轮缸直径与工作容积为了确定制动主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构的、传动比，以及阐明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式：(3.1)式中：——考虑制动力调整装置作用下的轮缸或管路液压，8MPa~12MPa。制动管路液压在制动时一般不超过10MPa~12MPa，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的规定，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的规定就愈加严格[9]。轮缸直径应在GB7524—87原则规定的尺寸系列中选用，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm3.1根据前面算得的成果：，选用MPa，求：mm(4.2)由此，选用制动轮缸的直径mm一种轮缸的工作容积(3.3)式中：——一种轮缸活塞的直径；——轮缸的活塞数目；——一种轮缸活塞在完全制动时的行程：(3.4)在初步设计时，对鼓式制动器可取mm~2.5mm；——消除制动蹄与制动鼓问的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于对应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；——分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。选用mm，，求一种轮缸的工作容积。mm33.1，选用MPa，由式(3.2)，求：mm选用制动轮缸的直径mm选用mm，，求一种轮缸的工作容积。mm3所有轮缸的总工作容积为(3.5)式中：——轮缸的数目。mm3.2制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB7524—87的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm制动主缸应有的工作容积(3.8)式中：——所有轮缸的总工作容积；——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为，货车取，式中为所有轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：(3.9)取因此求知mm根据GB7524—87的系列尺寸取mm。3.3制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚3.3根据已经有的公式计算活塞的宽度(3.6)于是求知：mm。一般状况下，液压缸缸筒壁厚由构造确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种状况进行[9]。现取壁厚10mm，由于，因此按厚壁进行校核。(3.7)式中：——轮缸壁厚；——试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；——缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm由于mm8.89mm因此壁厚强度满足规定。3.3根据已经有的公式计算活塞的宽度(3.6)于是求知：mm。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。(3.7)式中：——轮缸壁厚；——试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；——缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm由于mm2.6mm因此壁厚强度满足规定。3.4制动主缸行程的计算制动主缸行程的计算措施诸多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程[１０]。(3.10)式中：——制动主缸的行程；——轮缸活塞的面积（mm2）；——主缸活塞的面积（mm2）；——制动蹄支点到制动力作用点的距离（mm）；——制动蹄支点到中心距离（mm）；——制动鼓与制动蹄的间隙（mm）。mm。3.5制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚3.5.1制动主缸活塞宽度根据已经有的公式计算活塞的宽度(3.11)于是求知：mm。3.5一般状况下，液压缸缸筒壁厚由构造确定，必要时进行强度校核。校