1、精選優質文檔-傾情為你奉上畢業設計設計說明書題 目 SC6408V 商 用 車 鼓式制動器總成設計 專 業 車輛工程（汽車工程）班 級 2006級汽車一班 學 生 _ 廖 械 兵 指導老師 _ 文 孝 霞 重慶交通大學2010年前 言1 本課題的目的和意義近年來，國內、外對汽車制動系統的研究與改進的大部分工作集中在通過對汽車制動過程的有效控制來提高車輛的制動性能及其穩定性，如ABS 技術等，而對制動器本身的研究改進較少。然而，對汽車制動過程的控制效果最終都須通過制動器來實現，現代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實際工作性能是整個制動系中最復雜、最不穩定的因素，因此改進制動器機構、解決制約其性能的突

2、出問題具有非常重要的意義。對于蹄鼓式制動器，其突出優點是可利用制動蹄的增勢效應而達到很高的制動效能因數，并具有多種不同性能的可選結構型式，以及其制動性能的可設計性強、制動效能因數的選擇范圍很寬、對各種汽車的制動性能要求的適應面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動器中占主導地位。但是，傳統的蹄鼓式制動器存在本身無法克服的缺點，主要表現于：其制動效能的穩定性較差，其摩擦副的壓力分布均勻性也較差，襯片磨損不均勻；另外，在摩擦副局部接觸的情況下容易使制動器制動力矩發生較大的變化，因此容易使左右車輪的制動力產生較大差值，從而導致汽車制動跑偏。對于鉗盤式制動器，其優點在于：制動效能穩定性和散熱性好

3、，對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻，而且結構較簡單、維修較簡便。但是，鉗盤式制動器的缺點在于：其制動效能因數很低（只有0.7 左右），因此要求很大的促動力，導致制動管路內液體壓力高，而且其摩擦副的工作壓強和溫度高；制動盤易被污染和銹蝕；當用作后輪制動器時不易加裝駐車制動機構等。 因此，現代車輛上迫切需要一種可克服已有技術不足之處的先進制動器，它可充分發揮蹄鼓式制動器制動效能因數高的優點，同時具有摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩定以及制動器間隙自動調節機構較理想等優點。2 商用車制動系概述 汽車制動系是用以強制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速保持穩定以及使已停駛的汽車

4、在原地(包括在斜坡上)駐留不動的機構。從汽車誕生時起，車輛制動系統在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現得越來越明顯。也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發揮其動力性能。汽車制動系統種類很多，形式多樣。傳統的制動系統結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型汽車或經常在山區行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動

5、裝置，牽引汽車應有自動制動裝置等。 作為制動系的主要組成部分，在車輛上常用的傳統蹄鼓式制動器包括領從蹄型、雙領蹄型、雙從蹄型、雙向自增力型等不同的結構型式。3 鼓式制動器技術研究進展和現狀長期以來，為了充分發揮蹄鼓式制動器的重要優勢，旨在克服其主要缺點的研究工作和技術改進一直在進行中，尤其是對蹄鼓式制動器工作過程和性能計算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點在于制動器結構和實際使用因素等對制動器的效能及其穩定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進措施，制動器的性能也有了一定程度的提高。1978 年，Brian Ingram 等提出一種蹄平動的鼓式制動器形

6、式；這種制動器的制動蹄因為受到滑槽的限制，只能平動不能轉動，因此沒有增勢效應，也沒有減勢效應，與盤式制動器類似，理論上制動效能和摩擦系數的關系是線性的，制動穩定性較好，同時，可以有效地防止傳統鼓式制動器普遍的摩擦片偏磨現象，但制動效能因數較低。1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設計方案，該制動器是通過機械的方法來實現鼓式制動器的自增力，制動效能因數的變化范圍為26。應用一套電控機械裝置調整領蹄的支承點來提高制動器的制動效能數，以補償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數降低。該制動器達到相同的制動力矩所要求的輸入力是盤式制動器1/7。該系統的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了

7、行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統復雜、高能耗、高成本、維護困難等。1999年提出一種四蹄八片（塊）式制動器，通過對結構參數合理匹配設計，制動效能因數有一定地提高，同時制動效能_因數對摩擦系數的敏感性也可以有適當地改善，這就在一定程度上改善了制動效能的穩定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯動蹄的新型蹄鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數及其穩定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態的穩定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數可設計性強，可根據對制動效能的需要，較靈活地進行制動器設計。另外，近年來則出現了一些全新的制動器結

8、構形式，如磁粉制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。對于關鍵磁性介質磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景3。 盡管對蹄鼓式制動器的設計研究取得了一定的成績，但是對傳統蹄鼓式制動器的設計仍然有著不可替代的基礎性和研發性作用，也可為后續設計提供理論參考。4 研究重點以及目的研究重點：根據設計車型的特點，合理計算該車型制動系統制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結構形式及選擇、鼓式制動器主

9、要參數的計算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計算與校核、在二維或三維設計平臺AUTO CAD中完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設計合理性的分析和評價等。本次設計的目的是通過合理整和已有的設計，閱讀大量文獻，掌握機械設計的基本步驟和要求，以及傳統的機械制圖的步驟和規則；掌握鼓式制動器總成的相關設計方法，以進一步扎實汽車設計基本知識；學會用AUTO CAD,UG等三維軟件進行基本的二維或三維建模和制圖，同時提高分析問題及解決問題的能力。提出將各種設計方法互相結合,針對不同的設計內容分別應用不同的方法,以促進其設計過程方法優化、設計結果精益求精。專心-專注-

10、專業目 錄致 謝參考文獻摘 要鼓式制動也叫塊式制動，現在鼓式制動器的主流是內張式，它的制動蹄位于制動輪內側，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內側，達到剎車的目的。制動系統在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災嚴重的后果。制動系統的主要部件就是制動器，在現代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄鼓式制動器。本設計就摩擦式鼓式制動器進行了相關的設計和計算。在設計過程中，以實際產品為基礎，根據我國工廠目前進行制動器新產品開發的一般程序，并結合理論設計的要求，首先根據給定車型的整車參數和技術要求，確定制動器的結構形式及、制動器主要參數，然后計算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、蹄片變

11、形規律、制動效能因數、制動減速度、耐磨損特性、制動溫升等，并在此基礎上進行制動器主要零部件的結構設計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。關鍵詞：鼓式制動器，制動力矩，制動效能因數，制動減速度，制動溫升ABSTRACTDrum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside

12、 wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes.In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - bra

13、ke drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle accordin

14、g to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake te

15、mperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping.KEY WORDS：drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration, brake temperature rising第1章 鼓式制動器結構形式及選擇除了輔助制動裝置是利用發動機排氣或其他緩速措施對

16、下長坡的汽車進行減緩或穩定車速外，汽車制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉元件工作表面間的摩擦而產生制動力矩使汽車減速或停車的。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上（對車輪制動器）或變速器殼或與其相固定的支架上（對中央制動器）；其旋轉摩擦元件固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其

17、旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作某些汽車的中央制動器，現代汽車已經很少使用，所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是指這種內張型鼓式制動器。1.1鼓式制動器的形式結構鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖1.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 圖 1.1 鼓式制動器簡圖(a)領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙

18、領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的轉動方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。1.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類1.2.1 領從蹄式制動器 如圖1.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉箭頭代表汽車前進時的制動鼓的旋轉方向（制動鼓正向旋轉），則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向改變，變為反向旋轉，隨之領蹄與從蹄也就相互對調。這種當制動鼓正，反向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器，稱為領從蹄式制動器。由圖1.1（a），（b）可見，領蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更

19、緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。“增勢”作用使領蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。圖 1.2 PERROT公司的S凸輪制動器圖 1.3 俄KamA3汽車的S凸輪式車輪制動器1 制動蹄；2凸輪；3制動底板；4調整臂；5凸輪支座及制動氣室；6滾輪對于兩蹄的張開力的領從蹄式制動器結構，如圖1.1（b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向反力應相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所

20、受的法向反力減少。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器稱為非平衡式制動器。液壓或鍥塊驅動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均勻。可將從蹄的摩擦襯片包角適當地減小。對于如圖1.1（a）所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄制動器，在制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩應分別相等，而作用于兩蹄的張開力，則不等，并且必然有<。由于兩蹄的法向反力在制動

21、鼓正，反兩個方向旋轉并制動時均成立，因此這種結構的特性是雙向的，實際上也是平衡式的。其缺點是驅動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為0.60.8。因為凸輪要求氣壓驅動，因此這種結構僅使用于總質量大于或等于10t的貨車和客車上。領從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式（見圖1.1（a），圖1.2，圖1.3），鍥塊式（圖1.4），曲柄式（參見圖1.10）和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的（見圖1.1（b），圖1.5，圖1.6）。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅動，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅動。當張開裝置中的制動凸輪和制動鍥塊都是浮動的時，也能保證兩蹄

22、張開力相等，這時的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。圖 1.4 鍥塊式張開裝置的車輪制動器 1 制動蹄；2制動底座；3制動氣室；4 鍥塊；5 滾輪；6 柱塞；7 當塊；8 棘爪； 9 調整螺釘；10 調整套筒 圖1.5制動輪缸具有兩個等直徑活塞的車輪制動器 圖 1.6制動輪缸有四個直徑活塞的車輪制動器1 活塞； 2 活塞支承圈； 3 密封圈；4 支承； 1 制動蹄； 2 制動底板； 3制動器間隙調5 制動底板；6 制動蹄；7 支承銷； 凸輪；4偏心支承銷9 制動蹄定位銷；10 駐車制動傳動裝置 領從蹄式制動器的效能及穩定性

23、均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故仍廣泛用作中，重型載貨汽車前，后輪以及轎車后輪制動器。根據支承結構及調整方法的不同，領從蹄鼓式液壓驅動的車輪制動器又有不同的結構方案，如圖1.7所示 圖 1.7 領從蹄式制動器的結構方案（液壓驅動）（a）一般形式；（b）單固定支點；輪缸上調整（c）雙固定支點；偏心軸調整；（d）浮動蹄片；支點端調整 1.2.2 雙領蹄式制動器當汽車前進時，若兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙領蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變為從蹄，因此，它又稱為單向為單向雙領蹄式制動器。如圖1.1（c）所示

24、，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄，制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心為對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。單向雙領蹄式制動器根據其調整方法的不同，又有多種結構方案，如圖9所示。 圖 1.8 單向雙領蹄式制動器的結構方案（液壓驅動）（a）一般形式；（b）偏心調整；（c）輪缸上調整；（d）浮式蹄片，輪缸支座調整端；（e）浮動蹄片，輪缸偏心機構調整 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時變為雙從蹄式，使制動效能大減。中級轎車的前制動器常用這種形式，這是由于這類汽車前進制動時，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這這種結構作為前輪

25、制動器并與領從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前，后制動力分配（）并使前，后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅動機構。1.2.3 雙向雙領蹄式制動器當制動鼓正向和反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙向雙領蹄式制動器。如1.1（d）及圖1.9，圖1.10所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上（圖1.1（d），圖1.9）或其他張開裝置的支座上（圖1.10，圖1.11）。當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側活塞（圖1.9）或其他張開裝置的兩側（圖1.10，圖1.11）均

26、向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內圓柱面上。圖 1.9 雙向雙領蹄式鼓式制動器的結構方案（液壓驅動）（a）一般形式；（b）偏心機構調整；（c）輪缸上調整制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉過一小角度，使兩制動蹄的轉動方向均與制動鼓的轉向方向一致；當制動鼓反向旋轉時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向，反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄，故稱雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種這種制動器在汽車前進和倒退時的性能不變，故廣泛用于中，輕型載貨汽車和部分轎車的前，后輪。但用作后輪制動器時，需另設中央制動器。圖 1.10 LCCAS公司的曲柄機構制動器圖 1.11 PERROT的雙鍥式制動器1.

27、2.4 單向増力式制動器 如圖1.1（e）所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。當汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉過一小角度，進而經頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領蹄，而且經頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2-3倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。 雖然這種制動器在汽車前進制動時，其制動效能很高，

28、且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數輕，中型貨車和轎車上作前輪制動器。1.2.5 雙向増力式制動器 如圖1.1（f）所示，將單向増力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動器。對雙向増力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為増力式制動器。只是當制動鼓正向旋轉時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調。第一制動蹄是增勢蹄，第二制動蹄不僅是增勢領蹄，而且經頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動時作用于第二蹄上

29、端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向増力式制動器也是屬于非平衡式制動器。 圖1.12給出了雙向増力式制動器（浮動支承）的幾種結構方案，圖14給出了雙向増力式制動器（固定支點）另外幾種結構方案。圖 1.12 雙向増力式制動器（浮動支承）的結構方案（a）一般形式；（b）支承上調整；（c）輪缸上調整圖 1.13 雙向増力式制動器（固定支點）的結構方案（a）一般形式；（b）浮動調整；（c）中心調整 雙向増力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過拉繩及杠

30、桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正，反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時不會產生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 上述制動器的特點是用制動器效能，效能穩定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。増力式制動器效能最高，雙領蹄式次之，領蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動蹄的效能最低，故極少采用。而就工作穩定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。摩擦系數的變化是影響制動器工作效能穩定性的主要因素。 還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構形式，結構參數和摩擦系數有關，也受到其他有關因素的影響。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時

31、輸出的制動力矩最小；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數或簡稱為制動器因數BF（brake factor）來衡量，制動器因數BF可以用下式表達： BF=（f+f）/P 式(1.1) 式中 f，f： 制動器摩擦副間的摩擦力，見圖1.1； ，： 制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器：= f制動器摩擦副的摩擦系數； P鼓式制動器的蹄端作用力，見圖1.1。圖 1.14 制動器因數BF與摩擦系數f的關系曲線1増力式制動器；2雙領蹄式制動器；3領從蹄式制動器；4盤式制動器；5雙從蹄式制動器 基本尺寸比例相同的各種內張型鼓式制動器的制動因數BF與摩擦系數f之間的關系

32、如圖15所示。BF值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數是變化的，因此摩擦系數變化時。BF值變化小的，制動效能穩定性就好。 制動器因數值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調整，對高效能的制動器尤為重要。 結合本次課題研究的對象（SC6408V商用車鼓式制動器總成設計），得出以下結論：雖然領從蹄式制動器的效能及穩定性在各式制動器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，易于調整蹄片與制動鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。根據設計車型的特點及制動要求，并考慮

33、到使結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構等因數，選用領從蹄式制動器，其支撐結構型式為浮式平行支撐。 第2章 制動系的主要參數及其選擇制動器設計中需要預先給定的參數有：汽車軸距L；車輪滾動半徑；汽車空，滿載時的總質量，；空，滿載時的質心位置，包括質心高度，質心離前軸距離，質心離后軸軸距，；空，滿載時的軸荷分配：前軸負荷，后軸負荷，等。而對于汽車制動性能有重要影響的制動系參數有：制動力及其分配系數，同步附著系數，制動強度，附著系數利用率，最大制動力矩與制動因素等。2.1 制動力與制動力分配系數汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角度>0的車輪，其力矩

34、平衡方程為-=0 式（2.1）式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反， 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； 車輪有效半徑，m。令 式（2.2）并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器結構形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能

35、大于附著力，即 =Z 式（2.3） 或 = Z 式（2.4） 式中 輪胎與地面間的附著系數； Z 地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續上升（見圖2.1）圖 2.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為：= = 式（2.5） 式中：G 汽車所受重力，N； L 汽

36、車軸距，mm； 汽車質心離前軸距離，mm； 汽車質心離后軸距離，mm； 汽車質心高度，mm； 附著系數。取一定值附著系數=0.8；所以在空，滿載時由式（2.5）可得前后制動反力Z為以下數值故 滿載時：=11424.43N =4255.57N 空載時：=9268.32N =1908.46N由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力，N后軸法向反力,N汽車空載9268.321908.46汽車滿載11424.434255.57表2.1圖 2.2 制動時的汽車受力圖汽車總的地面制動力為 =+=Gq 式（2.6）式中q（q=） 制動強度，亦稱比減速度或比制動力； ， 前后軸車輪的地面制動

37、力。由以上兩式可求得前，后車輪附著力為= = 式（2.7）由已知條件及式（2.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故 滿載時：=9139.54N =3404.45N 空載時：=7413.60N =1526.77N故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：車輛工況前軸車輪附著力，N后軸車輪附著力,N汽車空載7413.601526.77汽車滿載9139.543404.45表 2.2上式表明：汽車附著系數為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常熟，而是制動強度q或總之動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動器制動力的分配，道

38、路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即 （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （3）前，后輪同時抱死拖滑。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（2.6），（2.7）不難求得在任何附著系數的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是+=+=G = 式（2.8）式中 前軸車輪的制動器制動力，=； 后軸車輪的制動器制動力，=； 前軸車輪的地面制動力； 后軸車輪的地面制動力； ， 地面對前，后軸車輪的法向反力； G 汽車重力； ， 汽車質心離前，后軸距離； 汽車質心高度。 由式（

39、2.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數。 由式（2.8）中消去，得 式（2.9）式中 L 汽車的軸距。 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖2.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按I曲線的規律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數 = 式（2.10）聯立式（2.8）和式（2.10）可得 = 帶入數據得 滿載時： =0.73 空載時： =0.82 由于在附

40、著條件限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應采用結構簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應加裝ABS防抱死制動系統。圖 2.3 某載貨汽車的I曲線與線2.2 同步附著系數 由式（2.10）可得表達式 = 式（2.11） 上式在圖2.3中是一條通過坐標原點斜率為的直線，它是具有制動器制動力分配系數的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數=，則稱線與I線交線處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。同步附著系數的計算公

41、式是： 式（2.12）由已知條件以及式（2.12）可得滿載時：=0.78空載時：=0.67根據設計經驗，空滿載的同步附著系數和應在下列范圍內：轎車：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.450.65。故所得同步附著系數滿足要求。故所得同步附著系數滿足要求。制動力分配的合理性通常用利用附著系數與制動強度的關系曲線來評定。利用附著系數就是在某一制動強度q下，不發生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數。前軸車輪的利用附著系數可如下求得： 設汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產生的減速度為，則 式(2.13)而由式 可得前軸車輪的利用附著系數為 式(2

42、.14)同樣可求出后軸車輪的利用附著系數為： 式(2.15)由此得出利用附著系數與制動強度的關系曲線為：圖2.4 制動強度與利用附著系數關系曲線空載圖2.5 制動強度與利用附著系數關系曲線滿載 根據GB 126761999附錄A，未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應符合下列要求：(1) 值在0.20.8之間時，則必須滿足q0.1+0.85(-0.2) (2) q值在0.150.8之間，車輛處于各種載荷狀態時，1線，即前軸利用附著系數應在2線，即后軸利用附著系數線之上；但 q值在0.30.45時，若2不超過=q線以上0.05，則允許2線，即后軸利用附著系數線位于1線，即前軸利用附著系數線之上。由以上

43、兩圖所示，設計的制動器制動力分配符合要求。2.3制動器最大制動力矩應合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩定性。最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為= 式（2.16） 式中 , 汽車質心離前，后軸距離； 同步附著系數； 汽車質心高度。通常，上式的比值：轎車約為1.31.6；貨車約為0.50.7.制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（2.17） = 式（2.18） 式中： 前軸制動器的制動力，； 后

44、軸制動器的制動力，； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 車輪有效半徑。 根據市場上的大多數微型貨車輪胎規格及國家標準GB 9744-2007；選取的輪胎型145/80R12。由GB2978可得有效半徑=270mm對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為= 式（2.19）= 式（2.20） 由式（2.19），式（2.20）可得=2451.94 = =538.23當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸

45、的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。2.4 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數2.4.1 制動鼓內徑D輸入力P一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D(圖 2.6 )受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證

46、有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12×25.4=304.8mm 故 D=0.75×304.8=228mm由QC/T3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規定，從表2.3輪輞直徑/in121314151620，22.5制動鼓最大內徑/mm轎車180200240260貨車220240260300320420表2.3取得制動鼓內徑=220mm輪輞直徑Dr=304.8mm,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=0.700.83；經過計算，初選數值約為0.75，屬于0.700.83范圍內。因此符合設計要求。圖

47、2.6鼓式制動器的主要幾何參數2.4.2 摩擦襯片寬度b和包角摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據統計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大，具體數據見表2.5。試驗表明，摩擦襯片包角為：90º100º時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。

48、實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發生自鎖。因此，包一般不宜大角于120º。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常根據在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa，以及國家標準QC/T3091999選取摩擦襯片寬度b=40mm。表 2.4 制動器襯片摩擦面積根據國外統計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大

49、，則制動時產生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式(2.21)式中，是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積A=110×40×110°/180°×3.14mm2=84.5cm2單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169 cm2，如表2.4所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。2.4.3 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90º-/2=。2.4.4 制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a(圖 2.6 )盡可能大，以提高制動效能。初取a=0.8R左右，則取a=86mm2.4.5 制動蹄支承點位置坐標k和c 應在保證兩蹄支承端毛面不致互相