机械凸轮鼓式制动器毕业设计

目 录

摘 要 ................................................................... I Abstract ................................................................ II 第1章 绪 论 ............................................................ 1

1.1本课题的目的和意义 ................................................ 1 1.2汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势 ............................ 1 1.3鼓式制动器技术研究进展和现状 ...................................... 1 1.4研究重点 .......................................................... 2 第2章 汽车总体参数的选择及计算 .......................................... 3

2.1汽车形式的确定 .................................................... 3

2.1.1 轴数 ........................................................ 3 2.1.2驱动形式 .................................................... 3 2.1.3布置形式 .................................................... 3 2.2汽车质量参数的确定 ................................................ 3

2.2.1质量系数 .................................................... 4 2.2.2汽车总质量 .................................................. 4 2.2.3载荷分配 .................................................... 4 2.3汽车主要数据的确定 ................................................ 5

2.3.1质心高度 .................................................... 5 2.3.2轴距 ........................................................ 5

第3章 制动器的结构型式及要求 ............................................ 6

3.1鼓式制动器的结构形式 .............................................. 7

3.1.1领从蹄式制动器 .............................................. 8 3.1.2单向双领蹄式制动器 ......................................... 12 3.1.3双向双领蹄式制动器 ......................................... 13 3.1.4双从蹄式制动器 ............................................. 14 3.1.5单向增力式制动器 ........................................... 14 3.1.6双向增力式制动器 ........................................... 14 3.2鼓式制动器方案的确定 ............................................. 15 第4章 理想制动力及其分配 ............................................... 16

4.1 制动力与制动力分配系数 .......................................... 16 4.2 同步附着系数 .................................................... 21 4.3制动器最大制动力矩 ............................................... 21 第5章 制动器的设计计算 ................................................. 23

5.1 鼓式制动器的结构参数 ............................................ 23

5.1.1 制动鼓内径D ............................................... 23 5.1.2 摩擦衬片宽度b和包角 ..................................... 24 5.1.3 摩擦衬片起始角0 .......................................... 25 5.1.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e ......................... 26 5.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c ................................. 26 5.1.6 摩擦片摩擦系数f ........................................... 26 5.2 固定凸轮式（S型凸轮）气制动器的制动器因数计算 ................... 26 5.3 制动力的计算 .................................................... 28

5.3.1 所需的制动力计算 ........................................... 28 5.3.2 制动器所能产生的制动力计算 ................................. 28 5.4 制动蹄片上的制动力矩 ............................................ 30 5.5 行车制动效能计算 ................................................ 33 5.6 驻车制动计算 .................................................... 34 5.7 摩擦衬片的磨损特性计算 .......................................... 36 第6章 制动器的结构及主要零部件设计 ..................................... 38

6.1制动蹄 ........................................................... 38 6.2制动鼓 ........................................................... 38 6.3摩擦衬片 ......................................................... 39 6.4摩擦材料 ......................................................... 40 6.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 ..................................... 41 6.6制动支承装置 ..................................................... 42 6.7制动轮缸 ......................................................... 43 6.8张开机构 ......................................................... 43 6.9制动蹄回位弹簧 ................................................... 43 第7章 结 论 ........................................................... 44 致 谢 ................................................................... 45 参考文献 ................................................................ 46

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摘 要

据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。制动系既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。

本文通过对常用的鼓式制动器的工作原理分析，根据车型特点，车载受力等因数，完成了鼓式制动器总体设计与核验。

关键词：制动系统，运输经济效益，鼓式制动器

I

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Abstract

According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. This article through to the commonly used drum brakes, according to the working principle analysis models characteristics, such as car stress, completing the factor of drum brake overall design and nuclear check.

Key words: Braking systems , Transportation economic benefit, Drum brake

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第1章 绪 论

1.1本课题的目的和意义

车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车的制动性能是由汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整车性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动过程是很复杂的，它与汽车总布置和制动系各参数选择有关。汽车制动系统主要由供能装置、传能装置、控制装置和制动器组成，制动器的实际性能是整个制动系中最复杂和最不稳定的因素，因此制动器的设计在整车设计中显得非常重。

1.2汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势

随着汽车安全性的日益提高，汽车制动系统也历经了数次变迁和改进。从最初的皮革摩擦制动，到后来的鼓式、盘式制动器，再到机械式ABS制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子ABS制动系统、数字式电控ABS制动系统，等等。近10年来，西方发达国家又兴起了对汽车线控系统的研究，线控制动系统应运而生，并开展了对电控机械制动系统的研究。简单来说，电控机械制动系统就是把原来液压或者压缩空气驱动的部分改为电动机驱动，借以提高响应速度，增加制动效能, 同时大大简化了结构，降低了装配和维护的难度。

由于人们对制动性能要求的不断提高，传统的液压或者空气制动系统在加入大量电子控制系统(如ABS、TCS、ESP)后，结构和管路布置越来越复杂，加大了液压(空气)回路泄漏的隐患，同时装配和维修的难度也随之提高；因此，结构相对简单、功能集成可靠的电控机械制动系统越来越受到青睐。可以预见，EMB将最终取代1传统的液压(空气)制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。

1.3鼓式制动器技术研究进展和现状

长期以来，为了充分发挥蹄－鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研

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究工作和技术改进一直在进行中，尤其是对蹄－鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。这些研究工作的重点在于制动器结构和实际使用因素等对制动器的效能及其稳定性等的影响，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比较可行、有效的改进措施，制动器的性能也有了一定程度的提高。

1997年，提出了一种“电控自增力鼓式制动器”设计方案，该制动器是通过机械的方法来实现鼓式制动器的自增力，制动效能因数的变化范围为2～6。应用一套电控机械装置调整领蹄的支承点来提高制动器的制动效能数，以补偿由于摩擦材料的热衰退而引起的摩擦系数降低。该制动器达到相同的制动力矩所要求的输入力是盘式制动器1/7。该系统的控制装置允许每个制动器单独工作，从而提高了行车的安全性，另外对驾驶和操纵舒适性也有所提高，但仍然存在一些问题，诸如系统复杂、高能耗、高成本、维护困难等。

1999年提出一种四蹄八片（块）式制动器，通过对结构参数合理匹配设计，制动效能因数有一定地提高，同时制动效能_因数对摩擦系数的敏感性也可以有适当地改善，这就在一定程度上改善了制动效能的稳定性。2000 年，提出一种具有多自由度联动蹄的新型蹄－鼓式制动器，该型式的制动器使得制动效能因数及其稳定性得到显著提高；摩擦副间压力分布趋于均匀，可保证摩擦副间接触状态的稳定，并延长摩擦片使用寿命；性能参数可设计性强，可根据对制动效能的需要，较灵活地进行制动器设计。

另外，近年来则出现了一些全新的制动器结构形式，如磁粉制动器、湿式多盘制动器、电力液压制动臂型盘式制动器、湿式盘式弹簧制动器等。对于关键磁性介质——磁粉，选用了抗氧化性强、耐磨、耐高温、流动性好的军工磁粉；磁毂组件选用了超级电工纯铁DT4，保证了空转力矩小、重复控制精度高的性能要求；在热容量和散热等方面，采用了双侧带散热风扇，设计了散热风道等，使得该技术有着极好的应用前景。尽管对蹄－鼓式制动器的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统蹄－鼓式制动器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可为后续设计提供理论参考。

1.4研究重点

根据设计车型的特点，进行参数选择；确定制动器的结构方案；完成制动器的总体和主要零部件的设计。

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第2章 汽车总体参数的选择及计算

2.1汽车形式的确定

汽车的分类按照GB/T3730.1—2001将汽车分为乘用车和商用车。不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式、以及布置形式上有区别。 2.1.1 轴数

汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎负荷能力以及汽车的结构等。 包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在19t~26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴或四轴以上的形式。

由于本设计的汽车是重型，其总质量大于19t，所以采用三轴布置方案。 2.1.2驱动形式

由于本设计的汽车总质量大于19t，所以采用6×4的驱动形式。 2.1.3布置形式

货车可以按照驾驶室与发动机相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可按发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。

平头式货车的发动机位于驾驶室内，其主要优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能好；不需要发动机罩和翼子板，汽车整备质量减小，驾驶员视野得到明显改善，采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比比较高。平头式货车得到广泛的应用。

所以本设计采用平头式的布置形式，并且采用发动机前置后桥驱动。

2.2汽车质量参数的确定

汽车的质量参数包括整车整备质量m0 、载客量、装载质量、质量系数 m0、汽

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车总质量ma 、轴荷分配等。

本设计中给出装载质量me12t。 2.2.1质量系数

质量系数m0是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即m0＝me/m0。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，m0值越大，说明该汽车的设计水平和工艺水平越先进。

参考同类型的汽车的质量系数值（表2-1）后，综合选定本设计中的质量系数值

表2-1 不同类型汽车的质量系数m0 汽车类型 货车 轻型 中型 重型 m0 0．80-1．10 1．20-1．35 1．30-1．70 由此可以确定整车整备质量m0，m0me/1.58t。 2.2.2汽车总质量

汽车总质量ma是指装备齐全，并按照规定装满客，货时的整车质量。 商用货车的总质量ma由整备质量m0、装载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即

mam0men165Kg

式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。代入数据，n=2，m08t，

me12t可得到总质量ma20.13。 2.2.3载荷分配

汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。

轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性，为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷

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不应过小，因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的性能要求，使用条件等，合理地选择轴荷分配。

表2-2 各类汽车的轴荷分配

车型 乘 用 车 商 用 货 车

满载 前轴 后轴 前轴 空载 后轴 发动机前置前轮驱动 发动机前置后轮驱动 发动机后置后轮驱动 47% ~ 60% 45% ~ 50% 40% ~ 46% 32% ~ 40% 25% ~ 27% 30% ~ 35% 19% ~ 25% 40% ~ 53% 50% ~ 55% 54% ~ 60% 60% ~ 68% 73% ~ 75% 65% ~ 70% 75% ~ 81% 56% ~ 66% 51% ~ 56% 38% ~ 50% 50% ~ 59% 44% ~ 49% 48% ~ 54% 31% ~ 37% 34% ~ 44% 44% ~ 49% 50% ~ 62% 41% ~ 50% 51% ~ 56% 46% ~ 52% 63% ~ 69% 42后轮单胎 42后轮双胎，长、短头式 42后轮双胎，平头式 64后轮双胎 本设计选择64后轮双胎，平头式的数据进行计算。

2.3汽车主要数据的确定

2.3.1质心高度

汽车的质心高度参考同类型重型货车可以选择空载时的质心高度为hg=1420mm，满载时的质心高度取为hg=1530mm。 2.3.2轴距

轴距L对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距小时，上述指标均减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短，会带来一系列缺点，车厢长度不足或后悬过长，制动或上坡时轴荷转移过大，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏，车身纵向角震动过大，此外还会导致万向节传动的夹角过大等问题。

综合各方面数据选择重型货车的轴距L=5200mm。

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第3章 制动器的结构型式及要求

汽车制动器除各种缓速装置外，几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的，根据旋转元件的不同分为鼓式和盘式两大类，不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，鼓式刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，而且盘式制动器比鼓式制动器要贵些，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。其工作原理如图3.1所示。

1、2—制动蹄 3、5—支承销 4—制动鼓

图 3.1 鼓式制动器工作原理

带有摩擦片的制动蹄1、2通过支承销5、3铰装在制动底版上。制动时，轮缸活塞（转动凸轮轴）对制动蹄施加张开力P，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓4表面上。这是制动蹄1、2分别受到制动鼓作用的法向反力Y1 、Y2 ，和切向力X1 、X2 ，而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的制动力矩（X1+X2）R，（R为制动鼓工作半径），从而达到使汽车减速的目的。 制动系应满足如下要求：

(1)能适应有关标准和法规的规定。

(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。 (3)工作可靠。

(4)制动效能的热稳定性好。 (5)制动效能的水稳定性好。

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(6)制动时的操纵稳定性好。

(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求。 (8)作用滞后的时间要尽可能地短。

(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。

(10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。

(11)能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰。

(12)制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维[6]。

3.1鼓式制动器的结构形式

鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图3-1），它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

图3-1 制动器的结构形式

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鼓式制动器的各种结构形式如图3-2a-f所示。

图3-2 鼓式制动器示意图

（a）领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式

不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2）张开装置的形式与数量不同。（3）制动时两蹄片之间有无相互作用。

因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样。

在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（M/R）与输入力F0之比，即

KM F0R式中，K为制动器效能因素；R为制动器输出的制动力矩。

制动效能的稳定性是指其效能因素K对摩擦因素 的敏感性。使用中 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 的变化敏感性小。 3.1.1领从蹄式制动器

如图3-2(a)、(b)所示，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)，蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄相互对调。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式制动器。由图3-2(a)、(b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更

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紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称增势蹄；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。

对于两蹄的张开力P1P2P的领从蹄式制动器结构，如图3-2(b)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。

对于如图3-2 (a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而作用于两蹄的张开力P1、P2则不等，且必然有P1领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式(见图3-2(a)、图3-3、图3-4)、楔块式(见图3-5、图3-6)、曲柄式(参见图3-12)和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的(见图3-2(b)、图3-7、图3-8)。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。

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图3-3 S凸轮制动器

图3-4 楔块式张开装置及其受力简图

图3-5 S凸轮式车轮制动器

1—制动蹄；2—凸轮；3—制动底板；4—调整臂；5—凸轮支座及制动气室；6—滚轮

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图3-6 楔块式张开装置的车轮制动器

1—制动蹄；2—制动底板；3—制动气室；4—楔块；5—滚轮 6—柱塞；7—档块；8—棘爪；9—调整螺钉；10—调整套筒

图3-7 制动轮缸具有两个个等直径活塞的车轮制动器

1—活塞；2—活塞支承圈；3—密封圈；4—支承；5—制动底板；6—制动蹄 7—支承销；8—青铜偏心轮；9—制动蹄定位销；10—驻车制动传动装置

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图3-8制动轮缸具有四个等直径活塞的车轮制动器

1—制动蹄；2—制动底板；3—制动器间隙调整凸轮；4—偏心支承销

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和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。 3.1.2单向双领蹄式制动器

当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向双领蹄式制动器。如图3-10 (c)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，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。

单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图3-10所示。

图3-10 单向双领蹄式制动器的机构方案（液压驱动）

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（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮动蹄片，轮缸支座端调整；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整

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。中级轿车的前制动器常用这种型式，这是由于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，采用这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。 3.1.3双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如图3-2(d)及图3-11、图3-12所示。

图3-11 双向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）

（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整

其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上(图3-2(d)、图3-11)或其他张开装置的支座上(图3-12、图3-13)。

图3-12 曲柄机构制动器（气压驱动） 图3-13 双楔制动器（气压驱动）

当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞(图3-11)或其他张开装置的两侧(图3-12、图3-13)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制

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动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。 3.1.4双从蹄式制动器

双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片，其结构形式与单向双领蹄式相反。

双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。 3.1.5单向增力式制动器

如图3-2(e)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底板上的支承销上。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一制动蹄的推力P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2～3倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于一种非平衡式制动器。

虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型货车和轿车上作前轮制动器。 3.1.6双向增力式制动器

如图3-2(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。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。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。 图3-14给出了双向增力式制动器(浮动支承)的几种结构方案，图3-15给出了双向增力式制动器(固定支点)另外几种结构方案。

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双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过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纲索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、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不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。

图3-14 双向增力式制动器（浮动支承）的结构方案

图3-15双向增力式制动器（固定支点）的结构方案 （a）一般形式；（b）浮动形式；（c）中心调整

3.2鼓式制动器方案的确定

考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，本文选择凸轮式领从蹄式制动器作为设计方案。

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第4章 理想制动力及其分配

对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动器最大制动力矩等。

4.1 制动力与制动力分配系数

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，则任一角速度>0的车轮，其力矩平衡方程为:

TfFBre0

式（4.1）

式中：

Tf ——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；

FB ——地面作用于车轮上的制动力，之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； re ——车轮有效半径，m。

令 Ff= Tf/re 式(4.2)

即制动器制动力，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。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff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Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F ，即

FB≤FZ 式（4.3）

式中 ——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Ff和地面制动力FB达到附着力F值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩Tf 即表现为静摩擦力矩，而FfTf/re即成为与FB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FB达到附着力F值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于踏板力FP的增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升如图3.1。

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图4.1 制动器制动力与踏板力关系曲线

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：

hduG) 式（4.4） Z1(L2g

LgdthgduG) Z2(L1 式（4.5）

Lgdt 式中 ：G——汽车所受重力； L——汽车轴距；

L1——汽车质心离前轴距离；

图4.2 汽车制动时整车受力分析图

L2——汽车质心离后轴距离； hg——汽车质心高度；

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g ——重力加速度；

du ——汽车制动减速度。

dt 若在附着系数为（我们选择在沥青路面上制动，则选取=0.8）的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力为

GduGq 式(4.6) FBFB1FB2gdtdu式中 q（q）——制动强度，亦称比减速度或比制动力；

gdtFB1，FB2——前后轴车轮的地面制动力。

此时 FB 等于汽车前、后轴车轮的总的附着力F，亦等于作用于质心的制动惯性du力 m，即有

dtduFB=F=G=m 式（4.7）

dt则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的表达式：

Z1Z2G(L2hg)式（4.8） L G(L1hg) 式（4.9） L在本设计中，重型货车在满载时的基本数据如下：

轴距L5200mm，质心距前轴的距离L1L75%3900mm，L2LL11300

mm，汽车所受的重力Gmag20.139.8103197274N，同步附着系数=0.8，汽车满载时的质心高度hg1530mm。

重型货车在满载时的基本数据如下：

质心距前轴的距离L1L63%3484mm，L2LL11716 mm，

201309.8故 满载时：Z1(130015300.8)

5200=938386.9N

Z2201309.8(390015300.8)

5200=994898.31N

空载时： Z1'81309.8(171614200.8)

5200=43698.12N

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' Z281309.8(348414200.8)

5200=35975.87N

由以上两式可求得前轴车轮附着力为:

F1(GhgL2GFB)(L2hg) 式(4.10) LLL后轴车轮附着力为 :

hgL1GF2(GFB)(L1hg) 式（4.11）

LLL故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： F1201309.8(130015300.8)0.8

5200=750709.52N

F2201309.8(390015300.8)0.8

5200=795918.65N

空载时前、后轴车轮附着力 F'181309.8(171614200.8)0.8

5200=34951.3N

F'281309.8(348414200.8)0.8

5200 =28780.67N

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。

由式(4.7)、式(4.10)、（4.11）不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮

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同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是

Ff1Ff2FB1FB2G 式(4.12) Ff1/Ff2FB1/FB2(L2hg)/(L1hg) 式(4.13)

式中 Ff1——前轴车轮的制动器制动力，Ff1FB1Z1；；

Ff2——后轴车轮的制动器制动力，Ff2FB2Z2 ；

FB1——前轴车轮的地面制动力；

FB2 ——后轴车轮的地面制动力；

Z1，Z2——地面对前、后轴车轮的法向反力；

G ——汽车重力；

L1，L2——汽车质心离前、后轴距离； hg——汽车质心高度。

由式(4.12)、(4.13)得

G4hgLGL22 式(4.14) Ff2L2Ff1(2Ff1)hGhgg

式中 L——汽车的轴距。

12将上式绘成以Ff1，Ff2为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图4.3所示。

如果汽车前、后制动器的制动力Ff1，Ff2能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动Ff1与汽车总制动力 Ff之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数：

Ff1FfFf1Ff1Ff2 式（4.15）





图4.3 空载与满载时理想制动力分配曲线

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L2hg则： = 式（4.16）

L代入数据得空载时： =0.548 满载时：  =0.485

由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装ABS防抱死制动系统

4.2 同步附着系数

式(4.15)可表达为：

Ff2Ff11 式(4.17)

上式在图4.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=0 ,则称线与I曲线交点处的附着系数0为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式

LL20 式(4.18)

hg52000.4851300满载时： 0 =0.799

1530'空载时： 052000.5481716 =0.798

1420利用附着系数就是在某一制动强度q下，不发何生任车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。

4.3制动器最大制动力矩

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力Z1,Z2成正比。由式（2.8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为

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Ff1Ff2Z1L2hg== 式（4.19） Z2L1hg式中 L1,L2 — 汽车质心离前，后轴距离； 0 — 同步附着系数； hg — 汽车质心高度。 通常，上式的比值：轿车约为1.3~1.6；货车约为0.5~0.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 Tf1=Ff1re 式（4.20）

Tf2Ff2re= 式（4.21）

式中：Ff1 — 前轴制动器的制动力，Ff1Z1； Ff2 — 后轴制动器的制动力，Ff2Z2； Z1 — 作用于前轴车轮上的地面法向反力； Z2 — 作用于前轴车轮上的地面法向反力； re — 车轮有效半径。 根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准GB-T_2977-1977；选取的轮胎型14.00R20。可得有效半径re=570mm GTf1max=Z1re=L2hgre 式（4.22） LTf2max=1Tf1max 式（4.23）

由式（4.19），式（4.20）可得 G197274Tf1max=L2hgre=13000.815300.8570=4366.37Nm

L5200Tf2max=1Tf1max =10.822451.94=538.23Nm 0.82

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第5章 制动器的设计计算

5.1 鼓式制动器的结构参数

5.1.1 制动鼓内径D

输入力F0一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但D 的增大（图5-1）受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20—30mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。

图5-1 鼓式制动器主要几何参数

制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下： 乘用车 D/Dr=0.64-0.74 商用车 D/Dr=0.70-0.83

制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表5-1）。

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表5-1 制动鼓最大内径

轮辋直径/in 制动鼓最大内径/mm 轿车 货车、客车 12 180 220 13 200 240 14 240 260 15 260 300 16 -- 320 20 -- 420 初选轮辋直径20英寸，则轮辋直径Dr=20×25.4mm=508mm。

而对应的制动鼓最大内径D=420，D/Dr=420/508=0.826，满足货车对制动鼓直径与轮辋直径比值的要求。 5.1.2 摩擦衬片宽度b和包角

摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些 ，则质量大，不易加工，并且增加了成本。

这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积 ,即

ADb(12)/360 mm2 式（5-1）

式中： D—制动鼓内径（mm）； b—制动蹄摩擦衬片宽度(mm)；

1,2 —分别为两蹄的摩擦衬片包角，（°）。

摩擦衬片的包角通常在 90~120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角

90~100 时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有

利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120°，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。

摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触，通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MP 的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦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，（如表5-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角 ，即：

ARb 式（5-2）

式中, 是以弧度为单位，当A，R， 确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。

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表5-2 制动器衬片摩擦面积

汽车类型 轿车 汽车总质量ma/t 0.9-1.5 1.5-2.5 单个制动器总的衬片摩擦面积A/mm100-200 200-300 120-200 2 客车与货车 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 150-250(多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1200) 制动鼓各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。

本设计中，摩擦衬片包角，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》可取b=140mm。 由式（5-2）得

ARb210140100512.86cm2 180单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=1025.73 cm 如表6-2所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。 由式（6-1）可得

ADb(12)/360420140(100100)/360102573 cm2 5.1.3 摩擦衬片起始角0

摩擦衬片起始角o如图5-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。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对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。

090(/2)40

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5.1.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e

在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取e0.8R左右。

取e172mm

5.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c

应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图5-1）。初步设计可取 =0.8R左右,c=42mm。

a=0.8R=0.8×210=168mm

5.1.6 摩擦片摩擦系数f

选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地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降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器非常重要。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f=0.35～0.40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f=0.4可使计算结果接近实际值。另外，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。

在本设计中选取f=0.4。

5.2 固定凸轮式（S型凸轮）气制动器的制动器因数计算

固定凸轮式气制动器在结构上属于绕支撑销式领－从蹄制动器，因其凸轮只能绕固定轴转动，作用于领蹄和从蹄上的张开力P不等，使领蹄的效能有所下降，而从蹄的效能有所增长。这样，固定凸轮式气制动器的总的平均制动器因数可按下式计算：

4BFT1BFT2BF 式（5-3）

BFT2BFT2单个领蹄的制动蹄因数 ：

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BFT1fha(AfB) 式（5-4） rr单个从蹄的制动蹄因数 ：

BFT2fha(AfB) 式（5-5） rr上两式中

A4sinsin2230aB1coscos 式（5-7）

r22a0sin0cos3 式（5-6）

0a3式中： a0角0对应的圆弧，单位为弧度。 以上各式中的有关结构尺寸参数。

h336，r210，f0.4 ，a'168，0100，3200。

图5-2 支承销式制动蹄

将数值代入式(5.6)和式(5.7)计算得： A＝0.883

B＝0.911

带入式（5-4）和式（5-5）计算得： BFT1＝1.871

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BFT2＝0.598

将得到的结果代入式(5.3)得 BF＝1.788

5.3 制动力的计算

5.3.1 所需的制动力计算

根据汽车制动时的整车受力分析，由之前的分析得：

地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：

Z1hduG(L2g)Lgdt

hduGZ2(L1g)

Lgdt汽车总的地面制动力为： FBFB1FB2 前、后轴车轮附着力为：

F1(GF2(GhL2GFBg)(L2qhg) LLLhL1GFBg)(L1qhg) LLLhL1GFBg)(L1qhg) 式(5.8) LLLGduGq gdt故所需的制动力F需=F2(G =

201309.8(39000.81530)0.8

5200 =61216 N 5.3.2 制动器所能产生的制动力计算

BF由制动器因数BF的表达式（即，

fN1fN2 ）， 式(5.9) P它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入

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压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构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

TfPR 式(5.10)

BF式中 Tf——制动器的摩擦力矩； R——制动鼓的作用半径；

P——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。

由调压器调节的储气罐压力，一般为0.67Mpa－0.73Mpa，而安全阀限定的最高压力则为0.9Mpa左右。这里我们选择储气罐压力最小为0.67Mpa。

由张开力计算公式 P Q ——制动气室的推杆推力； h —— Q力对凸轮轴轴线的力臂；

a ——两蹄的张开力P对凸轮中心的力臂。 2选择h＝104，a＝42 。

制动气室的推力计算公式 Q0.67A0 式(5.12) 活塞式制动气室的工作面积A0＝0.021 m2＝0.021106mm2 得到 Q＝14070 N ；

代入式(5.11)中，得到P＝34840N ；

由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力

F能=BF×P×R/re

Qh 式(5.11) a29

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=1.788×34840×210/575 =22750.8 N

由于本设计是三轴，这里的后轴乃是实际的中轴和后轴的等效轴。

所以后轴能产生的制动力F=4*F能=4×22750.8 N =97003.3N

F=2 F能=91003.3NF需 =61216N 故所设计制动器结构参数合理。

5.4 制动蹄片上的制动力矩

在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法更为方便。

图5.3 张开力计算用简图 图5.4 制动力矩计算用简图增势蹄产生的制动力矩可表达如下：

TTf1fN11 式中 N1 ——单元法向力的合力；

1——摩擦力fN1的作用半径(见图5.4)。

由力N1与张开力P1的关系，得出制动蹄上力的平衡方程式：

P1cos0S1xN1(cos1fsin1)0 P1aS1xCf1N10 30

式(5.13)

式(5.14)

式(5.15)

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式中 1——x1轴与力N1的作用线之间的夹角 S1x——支承反力在x轴上的投影。

得

N1hP1/[c(cos1fsin1)f1] 式(5.16)

对于增势蹄：

对于减势蹄：

TTf2P2fh2/[c(cos2fsin2)f2]P2B2 式(5.18)

TTf1P1fh1/[c(cos1fsin1)f1]P1B1 式(5.17)

为了确定1，2及1，2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见图5.7)看作是它投影在x1轴和y1轴上分量dNx和dNy的合力，则有：

NxdNsinqmaxbRsin2dqmaxbR(2sin2sin2)/4 式(5.19)

NydNcosqmaxbRsin2cosdqmaxbR(2cos2)/4

式(5.20)

因此

Nyarctan()arctan[(cos2cos2)/(2sin2sin2)]

Nx式(5.21)

式中 。 式(5.22)

并考虑到

22 式(5.23) N1NxNy则有

[4R(coscos)]/(cos2cos2)2(2sin2sin2)2 式(5.24)

如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的和同，显然两种蹄的

和值也不同。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

TfTTf1TTf2P1B1P2B2 式(5.25)

由之前的计算可得上式各参数如下： c'c2k2=1682422=173.17mm h=a+c=172+168=340mm

'25 ''125

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cos2'cos2''则： 12arctan2sin2''sin2'

cos(225)cos(2125) =arctan 11023.14sin(2125)sin(225)180 = 11.03

12[4R(cos'cos'')]/(cos2'cos2'')2(2sin2''sin2')2

=

100 [4210(cos25cos125)]/cos(225)cos(2125)23.14sin(2125)sin(225)18022 =234.9mm

由式对于增势蹄：

TTf1P1fh1/[c(cos1fsin1)f1]P1B1

=34840 0.4340234.9/[173.17(cos11.030.4sin11.03)0.4234.9] =11984Nm 对于减势蹄：

TTf2P2fh2/[c(cos2fsin2)f2]P2B2

=34840 0.4340234.9/[173.17(cos11.030.4sin11.03)0.4234.9] =4015.5Nm

故对于后轴单个鼓式制动器有：TfTTf1TTf2P1B1P2B2 =11984+4015.5 =15999.5 对于后轴有：T=4 Tf=63998 Nm

由式(5.24)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：

c(cos1fsin1)f10 式(5.26)

ccos1如果式 f 式(5.27)

1csin1成立，则不会自锁，代入之前数据得：

ccos1173.17cos11.03 1csin1234.9173.17sin11.0332

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=0.85 > f=0.35

ccos1 式f 成立，不会自锁

1csin1由式(5—17)可求出领蹄表面的最大压力为

qmax1P1h1 式(5.28) 2bR(coscos)[c(cos1fsin2)f1] P1，h，1，R，c，1——见图4.3；

， ，——见图5.3；b——摩擦衬片宽度；

f——摩擦系数。 qmax134840340234.91402102(cos25cos125)[173.17(cos11.030.4sin11.03)0.4234.9]

＝2.763Mpa

5.5 行车制动效能计算

行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距

离来评价的。

汽车的最大减速度jmax由下式确定：

GdvGaa 式(5.29)

gdt由此得出

jmaxdvg 式(5.30) dt式中： Ga——汽车所受重力，N; ——附着系数;

g——重力加速度，g=9.8 m/s2; v——制动初速度，m/s。

故最大减速度jmax=0.8 g

1v2制动距离S= m 式(5.31) (t1t2)v3.625.92jmax 式中：t1 ——机构制动滞后时间；

t2——制动器制动力增长过程所需时间；

t1+t2——制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间，取t1+t2＝0.5；

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V——制动初速度，由表 取为50km/h。

15020.550故制动距离S= 3.625.920.89.8 =19.25 m

我国试验路面0.7 ，任意载荷，制动初速度50km/h时，紧急制动，要求制动距离要不大于20m，制动减速度不小于5.9 m/s2 。经过验证该制动器符合要求。

5.6 驻车制动计算

汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图5-5所示，

图5.5 汽车在上坡路上停驻时的受力简图

由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：

Z2mag(L1coshgsin) 式(5.32) L同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：

mgZ2a(L1coshgsin) 式(5.33)

L 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

mag(L1coshgsin)magsin 式(5.34) L求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为

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arctanL1 式(5.35)

Lhg汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为

arctanL1 式(5.36)

Lhg故 满载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为

arctanL1

Lhg =arctan0.83900

52000.81530 =38.1

汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为

arctanL1

Lhg =arctan0.83900

52000.81530 =25.9

空载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为

L1 arctan

Lhg0.83484 =arctan

52000.81420 =34.4

汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为

L1 arctanLhg 0.83484 =arctan

52000.81420 =23.7

一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于16％～20％；汽车列车的最大停驻坡度约为12％左右，由以上计算可知满足法规规定值。

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5.7 摩擦衬片的磨损特性计算

摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，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因素。

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全部动力的任务。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(衬块)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，它表示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

21ma(v12v2)e1 式(5.37)

22tA12)1ma(v12v2e2(1) 式(5.39)

22tA2vvt12 式(5.3+)

j式中  ——汽车回转质量换算系数，近似取1.0；

ma——汽车总质量；

v1，v2——汽车制动初速度与终速度，m／s；计算时轿车取

v1100km/h(27.8m/s)；总质量3.5t以下的货车取 v1=80km/h(22.2m/s)；总质量3．5t

以上的货车取v1=65km／h(18m／s)；

j——制动减速度，m／s2，计算时取j=0．6g； t——制动时间，s；

Al，A2——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积，

Al =51286  4=205144 A2= 537308 =41028 8 ；

——制动力分配系数，0.485。

故在紧急制动到 =0 km/h时，并可近似地认为 ＝1：

180vvt12==3.06s

j0.69.8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

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21ma(v12v2)e1

22tA11120130(18202)0.485 =223.06(512864) =1.26W／mm2

2)1ma(v12v2e2(1)22tA2 221120130(180)(10.485) =223.06(512868) =0.669W／mm2

对于鼓式制动器，比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W／mm2为宜，由以上计算可知设计满足要求。

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第6章 制动器的结构及主要零部件设计

6.1制动蹄

乘用车和总质量较小商用车的制动蹄广泛采用T形型钢碾压或钢板冲压—焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用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制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种。

为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图6-2）。

图6-1 铸铁制动蹄的结构形式

设计时衬片铆接在制动蹄上。

6.2制动鼓

制动鼓应具有非常好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，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效果（图6-2a）。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由 增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为7-12 mm；中，商用车为13-18 mm。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。

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组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图6-2b）；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图6-2c）；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图6-2d）。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。

图6-2 制动鼓的结构形式

6.3摩擦衬片

摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：

（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。

（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的1/10。

（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。 （4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。 （5）应采用对人体无害的摩擦材料。

（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。

（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300 C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190 C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。

以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于

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它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。

由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，这几年来得到广泛的应用。

6.4摩擦材料

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突然急剧下降；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摩擦材料。

车轮制动器采用广泛应用的模压材料，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(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。

带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100 C～120 C温度下，它具有较高的摩擦系数(f=0.4以上)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200 C～250 C以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。

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表6-1 摩擦材料性能对比

各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5。设计计算中制动器时摩擦系数一般选用f=0.3—0.4。

表6-1列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比。

6.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置

为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制动器因磨损不同，间隙也不一样，结果导致各制动器产生制动作用的时间不同，即同步制动性能变坏；增加了压缩空气或制动液的消耗量，并使制动踏板行程增加。

为保证制动鼓与制动衬片之间在使用期间始终有出设定的间隙量，要求采用间隙自动调整装置。现在鼓式制动器中采用间隙自动调整装置的也日益增多。

一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm；盘式制动器的为0.1mm-0.3mm(单侧为0.05mm-0.15mm)。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，考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。

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设计中，鼓式制动器的设定间隙为0.2mm-0.5mm，取间隙为0.4mm。

鼓式制动器也有采用波尔舍乘用车的制动器间隙调整装置的，摩擦元件可以装在轮缸中，也可以装在制动蹄腹板上。

采用这类间隙自调装置时，制动器安装在汽车上后不需要人工精细调整，只需要进行一次完全制动即可调整到设定间隙，并且在行车过程中随时补偿过量间隙。因此，可将这种自调装置称为一次调准式。

鼓式制动器间隙自动调整的一般方法： （1）采用轮缸张开装置

可采用不同的方法及其响应机构调节制动鼓与摩擦衬片间的间隙。1.借助于装在制动地板上的调整凸轮和偏心支承销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支承销的偏心量应超过衬片的厚度。2.借助于自动调整装置使制动蹄位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮刚上采取措施实现工作间隙的自动调整。 （2）采用凸轮张开装置

采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂。 （3）采用楔块张开装置

该结构的制动器工作间隙是借助于调整套筒，棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒的外表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘爪端面则做成与套筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。 现在的鼓式制动器多采用所谓阶跃式自调装置。

6.6制动支承装置

二自由度制动蹄的支承，结构简单，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个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。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁（QT400-18）。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。

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具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。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，以保持制动蹄的正确位置。

6.7制动轮缸

制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。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个单活塞制动轮缸推动。

设计中前轮的单向双领蹄采用液压驱动并且制动轮缸采用两个等直径的活塞；后轮的领从蹄式鼓式制动器采用液压驱动，制动轮缸采用两个等直径活塞。

6.8张开机构

设计中采用凸轮张开机构。凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支承，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上，为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号刚制造并高频淬火。

6.9制动蹄回位弹簧

制动蹄回位弹簧的拉力应等于制动分泵或制动凸轮推力的1%到4%。对于简单非平衡式制动器，只用一根回位弹簧，而对于对称平衡式或简单平衡式的用两根回位弹簧，对于气制动驱动机构，只在凸轮一端装有一根（很少有两根）回位弹簧。在设计制动器回位弹簧时，弹簧圈数应尽量取得多数。但有些汽车制动器，应回位弹簧不好布置，因此用两个螺旋弹簧，中间借弹簧钢丝串联连接。

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第7章 结 论

根据设计要求，本设计中采用了领从蹄式制动器，设计中制动系的每一部分的的设计均按照相关要求进行，并且进行了验证，在制动距离，制动减速度，制动器主要零部件的选取等等方面均满足要求，达到了设计的预期要求。虽然本设计中在每一个单独的设计部分满足要求，但是汽车是一个相当复杂的整体，在设计过程中对于汽车整个制动性能部分和其它部件的匹配或者影响考虑的不够，所以难免对于汽车的制动性能这一块有一定影响。

虽然该课题设计的为领从蹄式制动器，但随着重型汽车和高速公路的发展，鼓式制动器的缺点表现得尤为突出。主要表现在：制动效能衰退、制动间隙调整困难和制动跑偏。由于这些问题的存在，使得新的解决方案的提出显得尤为迫切。

在现代汽车中，盘式制动器的使用越来越广泛，因为其具有制动效能及热稳定性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀等一系列有点。但是对于传统的蹄－鼓式制动器，可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数（一般约为2～7），并具有多种不同性能的可选结构型式，对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。并且有着极为丰富的理论研究资料和实际使用经验，在以后的设计和应用中，通过大量的努力，从制动器的结构设计，以及制动器摩擦材料等方面加以研究，一定可以设计出既可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时又具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点的新型制动器。

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致 谢

在这次设计完成之时，四年紧张而又充实的大学生活就要画上句号了。大学的时光对我而言是一个非常美好的回忆，在这四年中，我学会了很多东西，我相信通过这四年的洗礼，在以后的工作和生活中我都可以走得更远更好!

首先，感谢我的毕业设计指导老师刘广平老师。从论文的选题、提纲的议定、研究方法、篇章结构、理论指导、修改直至最后的各个环节都给予了极大的支持和帮助。

其次，在做设计的过程中，要感谢和我一起做毕业设计的同学，和我一样他们在毕业设计中遇到了许多困难，但通过我们之间的相互学习和相互帮助最终克服了许多困难，顺利的完成此次毕业设计。

最后，感谢所有课程的授课老师。在四年的学习中，是他们的悉心教导才使我对本专业从不知到知，从知之甚少到知之甚多，并最终完成我的求学生涯。在此，对所有老师致以由衷的感谢。

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参考文献

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2011届机械设计制造及其自动化专业毕业设计

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