汽車設計課程設計說明書設計題目：設計“某輕型載貨車后橋制動器”設計者：廣廓

指導教師：F慕義北京信息科技大學

車輛教研室2012年1_月互日目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章緒論0\o"CurrentDocument"1.1制動系統設計的意義1\o"CurrentDocument"1.2制動系統研究現狀1\o"CurrentDocument"1.3制動系系設計要求1\o"CurrentDocument"第2章鼓式制動系統分析32.1鼓式制動器的結構型式及選擇錯誤！未定義書簽。2.1.1領從蹄式制動器42.1.2雙領蹄式制動器62.1.3雙向雙領蹄式制動器62.1.4單向增力式制動器62.1.5雙向增力式制動器7\o"CurrentDocument"第3章制動系統設計計算83.1制動系統主要參數數值83.1.1相關主要技術參數8\o"CurrentDocument"3.1.2同步附著系數的分析93.2制動器有關計算93.2.1確定前后軸制動力矩分配系數09\o"CurrentDocument"3.2.2制動器制動力矩的確定9\o"CurrentDocument"3.2.3后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取10\o"CurrentDocument"3.3制動器制動效能因數計算10\o"CurrentDocument"3.4制動器主要零部件的結構設計14第4章制動性能分析164.1制動性能評價指標16\o"CurrentDocument"4.2制動效能16\o"CurrentDocument"4.3制動效能的恒定性16\o"CurrentDocument"4.4制動時汽車的方向穩定性17\o"CurrentDocument"4.5制動器制動力分配曲線分析17\o"CurrentDocument"4.6制動減速度j18\o"CurrentDocument"4.7制動距離S18\o"CurrentDocument"4.8摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算19\o"CurrentDocument"4.9駐車制動計算20\o"CurrentDocument"第5章液壓制動驅動機構的設計計算21\o"CurrentDocument"5.1制動缸直徑與工作容積21\o"CurrentDocument"5.2制動主缸直徑與工作容積22\o"CurrentDocument"5.3制動踏板力與踏板行程22\o"CurrentDocument"5.4真空助力裝置基本參數設計24參考文獻25第1章緒論1.1制動系統設計的意義汽車是現代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統，它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業的迅速發展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統。本次課程設計題目為鼓式制動系統設計。通過查閱相關的資料，運用專業基礎理論和專業知識，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。1.2制動系統研究現狀車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力,所以才導致汽車的速度逐漸減小至0,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統的分析和設計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎，由于這一過程較為復雜,因此一般在實際中只能建立簡化模型分析,通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價：1）制動效能:即制動距離與制動減速度；2）制動效能的恒定性:即抗熱衰退性；3）制動時汽車的方向穩定性；目前，對于整車制動系統的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動系統性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價。1.3制動系設計要求能適應有關標準和法規的規定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規定和國家標準、法規規定的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區的法規和用戶要求。具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定。歐、美、日等國的有關標準或法規對這兩項指標的規定。綜合國外有關標準和法規，可以認為：進行制動效能試驗時的制動減速度j,載貨汽車應為4.4?5.5ms2相應的最大制動距離S,貨車為0.15V+V2/115,式中第一項為反應距離；第二項為制動距離，七的單位為m；V的單位為km/h.工作可靠，汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時另一套應保證汽車制動效能不底于正常的30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。制動效能的熱穩定性好。汽車的高速制動、短時間內的頻繁重復制動，尤其是下長破時的連續制動，都會引起制動器的溫升過快，溫度過高特別下長坡時的頻繁制動可使制動器摩擦副的溫度達3000C-4000C有時甚至高達7000C..此時，制動摩擦副的摩擦系數會急劇減小，使制動效能下降而發生熱衰退現象。制動器發生熱衰退后，經過散熱、降溫和一定次數的和緩使用使摩擦表面得到磨合，其制動效能可重復恢復，這稱為熱恢復。提高摩擦材料的高溫摩擦穩定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。制動效能的水穩定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數急劇減少而發生所謂的“水衰退”現象。一般規定在出水后反復制動5?15次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防泥沙、污物等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野車為了防止水和泥沙浸入而采用封閉的制動器。制動時的操作穩定性好。即使任何速度制動，汽車都不應當失去操作性和方向穩定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操作性；后輪抱死而側滑甩尾，會失去方向穩定性；當左、右輪的制動力矩差值超過50%時，會發生制動時汽車跑偏。制動踏板和手柄的位置和行程符合人一機工程學的要求，即操作方便性好，操作輕便，舒適，能減少疲勞。踏板形成；對貨車應不大于160?200mm。各國法規規定，制動的最大踏板力一般為150N（轎車）?700N（貨車）。設計時，緊急制動（約占制動總次數的5%?10%）踏板力的選取范圍：貨車為350?550N，采用伺服制動或動力制動裝置時取其小值。應急制動時的手柄拉力以不大于400?500N為宜。作用滯后的時間要盡可能地短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間（制凍滯后時間）和從放開踏板至完全解除制動的時間（解除制動滯后時間）。制動時不應產生震動和噪音。與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。制動系中應有音響或光信號等警報裝置以便能及時發現制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中也有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅動使駐車制動將其挺駐。能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現象；氣溫低時液壓制動管路不應出現結冰。制動系的機件應使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環保要求，，應力求減小制動時飛散到大氣的有害于人體的石棉纖維。弟2章鼓式制動系統分析2.1鼓式制動器的結構型式及選擇鼓式制動器分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動器，后者則安裝在制動地板上，而制動地板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半軸套管的凸緣上或變速器，分動器殼或其相固定的支架上，起旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪轂上，而中央制動器的制動鼓則固定在變速器或分動器的第二周后端。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力據，故又稱為蹄式制動器。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，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動骨的外圓柱表面與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，由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少采用，所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。制動蹄按其張開時的轉動方向與制動鼓的旋轉方向是否一致而分為領蹄和從蹄兩種類型。制動蹄張開的轉動方向與制動骨的旋轉方向一致的制動蹄稱為領蹄，兩者方向不一致的稱為從蹄。鼓式制動器按蹄的類型分為：領從蹄式制動器，雙領蹄式制動器，雙向雙領蹄式制動器，單向增力式制動器和雙向增力式制動器。圖2-1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）；3）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；仃）雙向增力式2.1.1、領從蹄式制動器如圖2-1（a）、（b）所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向（制動鼓正向旋轉），蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變為反向旋轉，隨之領蹄與從蹄相互對調。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2-1（a）、（b）可見，領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；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。對于兩蹄的張開力。=P2=P的領從蹄式制動器結構，如圖2-1（b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力相等。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而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將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。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當地減小。對于如圖2-1(a)所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄式制動器，制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力P1、P2則不等，且必然有P1<P2。由于兩蹄的法向反力N1=N2在制動鼓正、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0.6?0.8。因為凸輪要求氣壓驅動，因此這種結構僅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、楔塊式、曲柄式和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式。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、楔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楔塊都是浮動的時，也能保證兩蹄張開力相等，該凸輪稱為平衡凸輪。非平衡式的制動凸輪的中心固定不能浮動，不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。領從蹄式制動器的效能及穩定性均處于中等水平，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，故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。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2-2所示。圖2-2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2.1.2、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，它又稱為單向雙領蹄式制動器。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作對稱布置的，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。雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變為雙從蹄式，使制動效能大降。中級轎車的前制動器常用這種型式，這是由于這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這種結構作為前輪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、后輪制動力分配（七"）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。2.1.3、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。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或其他張開裝置的支座上）。當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側活塞或其他張開裝置的兩側均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內圓柱面上。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旋轉方向一致；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，故稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于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。2.1.4、單向增力式制動器單向增力式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，兩蹄下端經推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產生推力張開蹄片。汽車前進制動時，兩蹄片皆為領蹄，次領蹄上不存在輪缸張開力，而且由于領蹄上的摩擦力經推桿作用到次領蹄，使制動器效能很高，居各式制動器之首。與雙向增力式制動器比較，這種制動器的結構比較簡單。因兩塊蹄片都是領蹄，所以制動器效能穩定性相當差。倒車制動時，兩蹄又皆為從蹄，使制動器效能很低，又因兩蹄片上單位壓力不等，造成蹄片磨損不均勻，壽命不一樣，這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅動機構，另外由于兩蹄片下部聯動，使調整蹄片間隙變得困難。因此少數總質量不大的商用車用其作為前輪制動器。2.1.5、雙向增力式制動器雙向增力式制動器的兩蹄片端部有一個制動時不同時使用的共同支點，指點下方有一個輪缸，內裝兩個活塞用來同時驅動張開兩蹄片，兩蹄片下方經推桿連成一體。與單向增力式制動器不同的是，次領蹄上也作用由來自輪缸活塞推壓的張開力，盡管這個張開力的作用效果較小，但因次領蹄下端受有來自領蹄經推桿作用的張開力很大，結果次領蹄上的制動力矩能達到主領蹄制動力的2-3倍。因此，采用這種制動器以后，即使制動驅動機構中不用伺服裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩，這種制動器前進與倒車的制動效果不變。雙向增力式制動器因兩蹄片均有領蹄，所以制動器效能穩定性差。除此之外，兩蹄片上單位壓力不等，故磨損不均勻，壽命不同，調整間隙工作與單向增力式一樣比較困難，因只有一個輪缸，故制動器不適合用于有的雙回路驅動機構。雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常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經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鋼索拉繩及杠桿等機械操縱系統進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向，反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應計制動時也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出。還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構型式、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，輸出的制動力矩就小；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(brakefactor)*衡量，制動器因數BF可用下式表達：BF=（"n「（2-1）P式中fN1,fN2：——制動器摩擦副間的摩擦力（見圖2-1）；N1,N2：——制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器和盤式制動器：N1=N2f-制動器摩擦副的摩擦系數；P一鼓式制動器的蹄端作用力（見圖2-1），盤式制動器襯塊上的作用力。基本尺寸比例相同的各種內張型鼓式制動器以及盤式制動器的制動器因數BF與摩擦系數f之間的關系。BF值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數是會變化的，因此摩擦系數變化時，BF值變化小的，制動效能穩定性就好。綜上所述，考慮到領從蹄式制動器的效能及穩定性均處于中等水平，且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，廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。因此，本設計后輪制動器采用雙固定支點的領從蹄式制動器。第3章制動系統設計計算3.1制動系統主要參數數值3.1.1相關主要技術參數額定功率（kW）：76扭矩（N-m）：245最高車速（KM/h）:95軸距（mm）：3308額定載重（噸）：1.7整車整備質量（kg）：2485最大設計總質量（kg）：4410后橋載荷（kg）：2825輪胎規格：7.00-16,7.50-16車輪工作半徑（mm）：383.27（GB9744-1997）質心位置（mm）：L1=2119mmL2=1189mm

質心高度（mm）：滿載：hg=750同步附著系數：。0=0.53.1.2同步附著系數的分析（1）當ev。時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩定工況，但喪失了轉0向能力；（2）當e>e時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發生后軸側滑而使汽車失去方向穩定性0；（3）當e=e時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，但也喪0失了轉向能力。分析表明，汽車在同步附著系數為e的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為d味=qg=中0g，即q=e。，q為制動強度。而在其他附著系數巾的路面上制動時，’達到前輪或后輪即將抱死的制動強度qv中這表明只有在e=e0的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。°根據相關資料查出貨車中>0.5，故取中=0.53.2制動器有關計算003.2.1確定前后軸制動力矩分配系數B(3-1)(3-2)根據公式：0=氣f0hgL.曰c1189+0.5X750得：0==0.473308(3-1)(3-2)3.2.2制動器制動力矩的確定由輪胎與路面附著系數所決定的前后軸最大附著力矩:GmaxM,=——（L+9h）9rmax式中：①一一該車所能遇到的最大附著系數;q制動強度;r一一車輪有效半徑;M兇后軸最大制動力矩;G——汽車滿載質量；L——汽車軸距；其中q=L19=2119X°7=0.65(3-3)L1+(9一90)xh2119+(0.7-0.5)x750故前軸M°=G(L+中h)9r=43218(1189+0.7x750)x0.7x383.27=6007.76N-m前輪的制動力矩為6007.76=3003.8Nm2后軸M=M="-x6007.76=6774.7Nmu2maxpu1max0.47后輪的制動力矩為6774.7=3387.36Nm23.2.3后輪制動器的結構參數與摩擦系數的選取1、制動鼓內徑輸入力P一定時，制動鼓內徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強，但D的增大受輪輞內徑限制，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，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。制動鼓直徑與輪輞直徑之比D/d的范圍如下：乘用車D/D=0.64-0.74r商用車D/D=0.70-0.83轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm，設計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑。

輪輞直徑為D=16in=16X25.4mm=406.4mm而該車的最大內徑為d=320mmD/D=320/406.4=0.78在0.70-0.83范圍內，所以符合設計要求2、曲動蹄摩擦襯片的包角p及寬度b表4-2制動器襯片摩擦面積汽車類型汽車總質量m/t單個制動器總的襯片摩擦面積EA/cm2轎車0.9-1.5100-2001.5-2.5200-300客車與貨車1.0-1.5120-2001.5-2.5150-250(多為2.5-3.5150-200)3.5-7.0250-4007.0-12.0300-65012.0-171500(多600-1200)制動蹄摩擦襯片的包角p及寬度b加上已初定的制動鼓內徑決定了每個制動器的摩擦面積EA，即：EA=nDb(p1+p)/360mm2（5-1）式中：D制動鼓內徑（mm）b——制動蹄摩擦襯片寬度（mm）p,——分別為兩蹄的摩擦襯片包角（°）摩擦襯片的包角p通常在p=90°-120。范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角p=90°-100。時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小P雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損，包角不宜大于120°，因為過大不僅不利于散熱，而且易使只動作用不平順，甚至可能發生自鎖。摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，減小磨損，但b的尺寸過大則不易保證與制動鼓全面接觸，通常是根據在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5mpa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按擦擦片的產品規格選擇b值。另外，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，(如表4-2所示)。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動鼓半徑R,襯片寬度b及包角p，即：A=Rbp式中p是以弧度(rad)為單位，當A，R，p確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。在本設計中：根據QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》查得：b=100mm，R=160mm，p=100°，得：EA=兀Db(p1+p2)/360=兀X320X100(100°+100°)/360=55850.6mm2(在30000mm2-65000mm2范圍內符合要求)3、摩擦襯片起始角po們圖4-5鼓式制動器的主要幾何參數摩擦襯片起始角p如圖4-5所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。有時為了適應單'位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。在本設計中：p0=90°-(p/2)=40°4、張開力P的作用線全制動器中心的距離a在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高起制動效能，初步設計時可暫取a=0.8R左右。在本設計中：a=0.8R=0.8X160=128mm。取130mm5、制動蹄支銷中心的坐標位置k與c

如圖4-5所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k是應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計可取c=0.8R左右。在本設計中：c=0.8R=0.8X160=128mm。取130mm6、摩擦片摩擦系數選擇摩擦片時，不僅希望其摩擦系數要高些，而且還要求其熱穩定行好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.4可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所以選擇摩擦系數f=0.43.3制動器制動力矩及張開力計算1、緊蹄產生的制動力矩M^ti=fF1RiF1：緊蹄的法向合力；Ri：摩擦力的作用半徑2、為計算隨張開力F0i而變的力F「列出蹄上的力平衡方程:Fcos以+F,一F(cos5+fsin5)=0010X111F.a-FC'+fR.F.=051為x1軸和力F1的作用線之間的夾角;hF01Fx為支撐反力在％軸上的投影得到：F1[c'(cos5+fsin5)-fR]3、hF013、緊蹄和松蹄上的制動力矩為:]=F01D11M=hF01fR1四1[c'(cos5■+fsin5^)-fRM=*01R=FDK2[c'(cos5■+fsin5^)-fRJ0224、計算5、5、&■=arctan(F(cos2a'-cos2a'')F(2p-sin]=F01D11&■=arctan(X二arctan[(cos60-cos260)/(2*1.745-sin260+sin60)]

=7.19°R1-.■-::~~:__Z；__-：v(cos2a一cos2a)2+(2。一sin2a+sin2a)2=179.36mm因為對于松蹄和緊蹄，a'、a''是相同的;所以S=5、R.=R2。5、制動力矩與張開力的關系:M^t1=346.68F01(Nmm)M^t2=116.86知(Nmm)M廣MRt1+MR12=F01D1+F02D26、計算張開力：F=F0201F(01F。2D+D123387360=7307.58N6、計算張開力：F=F0201F(01F。2D+D123387360=7307.58N463.543.3制動器制動因數計算（3-5）根據公式BF（3-5）h/b=2;c/b=0.84375得BF=2f°'41=1.2T1"1-°.4x0.84375)2、從蹄制動蹄因數：f、(3-6)J￡根據公式BF=hfT2b1+fC"b)(3-6)得BF=2f°^]=°.6T2"1+°.4x0.84375)3.4制動器主要零部件的結構設計1、制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時溫升不應超過極限值。制動鼓材料應與摩擦襯片相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。制動鼓相對于輪轂的對中是圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為15N?cm?20N?cm；對貨車為30N?cm?40N?cm。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差V0.03mm，徑向跳動量忍0.O5mm，靜不平衡度^1.5N.cm。制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由llmm增至20mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm?12mm；中、重型載貨汽車為13mm?18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本次設計采用的材料是HT20-40O2、制動蹄制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm?5mm；貨車的約為5mm?8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為4.5mm?5mm；貨車多為8mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次制動蹄采用的材料為HT200O3、制動底板制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均只有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用

可聯鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本次設計采用45號鋼。4、制動蹄的支承二自由度制動篩的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。5、制動輪缸第4章制動性能分析4.1制動性能評價指標汽車制動性能主要由以下三個方面來評價：制動效能，即制動距離和制動減速度；制動效能的穩定性，即抗衰退性能；制動時汽車的方向穩定性，即制動時汽車不發生跑偏、側滑、以及失去轉向制功輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪第4章制動性能分析4.1制動性能評價指標汽車制動性能主要由以下三個方面來評價：制動效能，即制動距離和制動減速度；制動效能的穩定性，即抗衰退性能；制動時汽車的方向穩定性，即制動時汽車不發生跑偏、側滑、以及失去轉向1)2)3)能力的性能。4.2制動效能制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好。4.3制動效能的恒定性制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。4.4制動時汽車的方向穩定性制動時汽車的方向穩定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩定性。影響方向穩定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況。制動時發生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。方向穩定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。制動跑偏的原因有兩個1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協調（互相干涉）前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統的。而后者是屬于系統性誤差。側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發生橫向滑動的現象。最危險的情況是在高速制動時后軸發生側滑。防止后軸發生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死。理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。4.5制動器制動力分配曲線分析對于一般汽車而言，根據其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現如下三種情況：1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。2）后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。3）前、后輪同時抱死拖滑。所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動系必須妥善處理的問題。根據所給參數及制動力分配系數，應用MATLAB編制出制動力分配曲線如下:當I線與P線相交時，前、后輪同時抱死。當I線在P線下方時，前輪先抱死。當I線在P線上方時，后輪先抱死通過該圖可以看出相關參數和制動力分配系數的合理性。

72^2.8+?.2,119+1.E2+J知.75*3.而齡Flf〔9.E*2.72^2.8+?.2,119+1.E2+J知.75*3.而齡Flf〔9.E*2.435))"iC：/.4■!.+■!.-1.32/0.75)/2空載-72-X.41+9.LS&+1.13^+4*0.75*3.303*Fl/43.2L8)"l/2)/.一濁"1-土lt.?.治.IH..U'l，/■,潑制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時j=M總、/rxm式中M總：汽車前、后輪制動力矩的總合。M總二MR1+MR=6007.76+6774.7=12782.46Nmr--滾動半徑r=383.27mmGa一汽車總重Ga=43218N代入數據得頂=(10789.8)/0.38327X4410=7.56m/2貨車制動減速度應N4.4m/s2,所以符合要求。4.7制動距離S在勻減速度制動時，制動距離s為t1+t11/2)Va+(3.6Va3.6)2t1+t11/2)Va+(3.6Va3.6)2/2xgxq(0.1+0.2/2)/50、故S=x50+(——)2/2x9.8x0.5=22.46m3.63.6貨車的最大制動距離為：S=0.15V+V2/115

V取50km/小時。S=0.15X50+502/115=29.24mS<ST所以符合要求4.8摩擦襯片（襯塊）的磨損特性計算摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質，表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數和表面狀態等是影響磨損的重要因素。汽車的制動過程，是將其機械能（動能、勢能）的一部分轉變為熱量而耗散的過程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內制動摩擦產生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片（襯塊）的磨損亦愈嚴重。1）比能量耗散率雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為18m（v2一v2）

e=a~~1hP122tA118m（v2一v2）（1p）222tA2式中：8:汽車回轉質量換算系數，緊急制動時v2=0，8=1；mav.，t::汽車總質量；:汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時貨車取18m/s；:制動時間，s；按下式計算t=七mav.，t:j:制動減速度，m/s2，j=0.6xg=0.6x10=6m/s2；A1，A2:前、后制動器襯片的摩擦面積；取a=30000mm2,a=55850mm21p:制動力分配系數。e=1x『3=4410x182x0.47=1.9w/mm2122tA2x2x3x300001貨車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于1.8w/mm2,但當制動初速度低于18m/s時，允許略大于1.8w/mm2，故符合要求x(1-0.47)=1-13w/mm2e=x(1-0.47)=1-13w/mm22x2x3x2x2x3x55850貨車鼓式制動器的比能量耗散率應不大于1.8w/mm2,故符合要求。2）比滑磨功lf磨損和熱的性能指標可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功Lf來衡量：L=""<[L]f2Afz式中：m:汽車總質量A“：車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，氣=2A1+2A2cm2=2x300+2x558=1716cm2；v.v=95km/h=26.39m/s[L于]：許用比滑磨功，貨車取600J/cm2?800J/cm2。L=4410x26.392=794.89J/cm2^600J/cm2?800J/cm2f2x1716故符合要求。4.9駐車制動計算1）汽車可能停駐的極限上坡路傾斜角a~，叫a=arctg1—L-9hg二0.7x2119=arctg3308-0.7x750=28式中：9:車輪與輪面摩擦系數，取0.7；L:汽車質心至前軸間距離；l'：軸距；hg:汽車質心高度。最大停駐坡高度應不小于16%?20%，故符合要求。2）汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角a'a'=arctg~~i—L+中hg二0.7x2119—arctg3308+0.7x750=21最大停駐坡高度應不小于16偵20%，故符合要求。…L第5章液壓制動驅動機構的設計計算為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑，制動踏板與踏板行程，踏板機構傳動比，以及說明采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。5.1、制動缸直徑與工作容積制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑d及制動輪缸中的液壓P有如下關系："dw=2、：匕（5T）式中：p——考慮制動力調節裝置作用下的輪缸或管路液壓，p=8?I2MPa。本設計中取p=8MPa制動管路液壓在制動時一般不超過I0?I2MPa，對盤式制動器可再高