奇瑞QQ后轮的鼓制制动设计.pdf

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1、毕业设计 摘要 概述 论证方案 制动是运动部件（或机械）减速，停车或保持装置停止状态函数。是一个停止的机械运动的机械部件或慢下来。俗称刹车，刹车。主要由框架制动，制动部件和控制装置。安排一些制动器制动间隙自动调整装置还。为了减少制动转矩和制动通常安装在高速轴设备结构英寸，但对安全性要求较高的大型设备（如矿井提升机，电梯）应安装在低速轴的设备.鼓式制动器主要由底板，制动鼓，制动，制动轮缸，回位弹簧，定位销等部件。安装在轴的固定位置的地板，这是固定的，它有一对制动轮缸，回位弹簧，定位销，选择承受制动力矩。各滚筒具有一对制动蹄，制动蹄摩擦英寸平板。制动鼓是安装在轮毂上，随车轮旋转的部件，它是由铸铁的

2、重量，形状像一个公园的鼓。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压制动鼓，制动鼓的摩擦减速机，迫使车轮停止转动。鼓式制动也被称为块式制动器，制动盘上的制动轮压紧制动。鼓式制动器是制动系统的早期设计，1902 制动鼓的设计被使用在马车上直到 1920 左右，开始被广泛应用在汽车工业。现在鼓式制动器的主流是闸块式制动（刹车），它位于制动轮，制动时，制动块向外张开，内摩擦制动轮，制动来实现。盘式刹车片相比，制动效率和制动鼓散热是许多鼓式制动器的制动力，稳定性差，在不同路面变化较大的制动力，不容易控制。但由于散热性能差，聚集了大量的热能在制动。制动块和轮鼓是容易在高温影响下有着极为复杂的变形，容易产生制动衰退和

3、振动现象，使刹车效率。此外，使用一段时间后鼓式制动器的间隙，定期调整制动蹄，甚至整个制动鼓，制动清粉积累。当然，鼓式制动器的不是什么是正确的。它是廉价的，一致的，与传统的设计。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，后轮制动效果的辅助，所以汽车制造商为了节省成本，前盘式和鼓式刹车。但对于重型卡车，因为速度一般不高，耐用度制动盘制动设计比高，所以许多重型车辆仍然采用四轮鼓。鼓式制动器的应用已经在上述历史的汽车第一世纪，但由于其可靠性和制动力强，制动鼓仍然是配置在许多模型（用后）。鼓式制动器的液压装置在制动鼓的外推，刹车片和车轮制动鼓

4、内表面的摩擦，和制动效果。鼓式制动器鼓式制动装置的制动力矩产生的位置。对于相同的制动力矩制动鼓，制动鼓内径比盘式制动器盘式制动器有很多。用于制动力的大型车辆荷载是强大的，可以在制动鼓边缘，只在有限的空间装置。简而言之，鼓式制动器用制动鼓静摩擦轮转动，去与制动鼓，产生摩擦轮刹车。在制动踏板，脚踏力会使制动泵活塞推进和刹车油压力。通过刹车油压力传送到每个车轮制动缸活塞，活塞泵，然后将制动垫向外，刹车片的内表面与制动鼓的摩擦，并产生足够的摩擦力降低车轮的转速，以达到制动的目的。研究发展制动器的意义 车辆，转弯，停车 3 停车场的最基本的功能，是由制动装置完成。我们希望轻轻踩下制动踏板，车能顺利地在所

5、需的停车的地方停下。为了实现这一目标，我们必须各种制动系统性能控制机制和刹车器充分考虑。制动器是汽车的重要组成部分，直接影响到整车的安全性能。随着公路交通的快速发展和日益增加的交通事故也随之增加。数据表明，由于在交通事故问题车辆本身，制动系统故障引起的事故总数的 45%。因此，制动系统是保证车辆安全的安全是最重要的系统。此外，平均车速和车辆制动的好坏也直接影响车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。虽然近几年我国的大众，雷诺，美国通用汽车等外国汽车公司介绍不多的汽车，以及大量的组件和零件，没有技术的发展，需要大量的设备直接使用的东西买他们的东西，没有自己国家的产品。所以我们自己的研究

6、和开发的汽车和卡车的刹车系统，与汽车仍与发达国家相比有很大差距。近几年，中国出版的专著有汽车制动，但从数量和深度远不能满足汽车工业和交通运输业的发展要求。尤其是发展和汽车制动器的设计，与发达国家相比相差甚远，许多尖端技术的问题，我们到目前为止仍然不明白。因此，设计制动器的研究，在我国具有非常重要的影响和意义。鼓式制动器的结构方案分析 不同形式的鼓式制动器的主要区别是不同的：1 瓦的固定点的数量和位置。2 开启装置的形式和不同的数。3 制动块两个鞋没有作用。因为这双鞋是固定支点和开启力的位置是不同的，鼓式制动蹄的不同形式，从那里带来的是在数量上的差异，和制动效率是不一样的。在输入压力或力的力或力

7、矩的单位输出制动作用，称为制动效率。在不同形式的制动效率评价，通常称为制动效能的无量纲指标因子。定义：摩擦制动器效能因数得到半径 R 制动鼓的效果（M/R）和输入功率的 F0 K 制动器效能因数；M 是制动扭矩输出。图示为鼓式制动器示意图：根据制动过程中两制动蹄产生制动力矩的不同，内张型鼓式制 动器可分为领从蹄式、双领蹄式、双从蹄式、单向自增力式和双向自增力式等。1.领从蹄式 领从蹄式制动器是自己的固定支点，同时和两个固定支点位于两个蹄的一端。开启装置有两种形式，第一凸轮或楔式开启装置。其中，平衡耳式和楔式膨胀制动凸轮和制动楔块装置是浮动的，所以它可以确保相同的张力作用在两个鞋。非平衡制动凸轮

8、式中心是固定的，所以不能保证平等的张力作用在两个蹄上。两个活塞等于第二轮缸直径，保证在两个蹄对开启力相等。领从蹄式制动器性能有稳定性和效率性，恒定的制动效果的正向和反向驱动；具有结构简单，成本低的优点；方便连接驻车制动传动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。但从制动环还具有两个鞋不平等的单位压力的不均匀磨损，两英尺英寸的片，不同生活的缺点。此外，因为只有一个轮缸，两个脚必须在同一驱动电路工作。2.单向双领蹄式 两个单向双领蹄式制动器的蹄有自己固定的支点，不同端和两个固定支点位于两个蹄，如图所示：8-1b 固定端的领导下的蹄，从顶部的固定端蹄。每个鞋具有单独的开口装置，位于相应的固定支点的对应

9、一方。汽车前进制动时，制动器的制动效率是很高的。因为有两个轮缸，它可以分别与两个独立回路的两个鞋驱动。此外，有易于调整制动蹄片与制动鼓之间的间隙，在单位两个蹄是从不同的制动环，单位压力相等，磨损程度，类似相同的特征。单向双领蹄式制动器性能的稳定性，提高制动比。当停车制动，两个双蹄，使制动效率降低。与领从蹄式制动器，作为一个轮缸，使结构更复杂。这种制动器是适用于前轴前移时，制动动态轴重和粘附大于后方，而反向制动的汽车前轮相反。这不是为后轮，还因为它们的轮缸中心相互对称的，难以附加停车制动驱动机构。3双向双领蹄式 双向双领蹄式制动器结构特点是两个蹄片浮动，各有的两个活塞的轮缸张开蹄片（8-1c）。

10、无论是前进还是后退制动，两块蹄片总是领蹄，所以制动效率是非常高的，和恒定，是因为刹车有两个轮缸，双回路驱动装置，适合。当管道失效，刹车制动的鞋。此外，双领蹄式制动器闸瓦压力板是两个单元，所以磨损和生命都是一样的。双领蹄式制动器是因为有两个轮缸，结构复杂，和蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难的缺点。4双从蹄式 双从蹄式制动器的两个蹄片各有一个固定的支点，两个固定支承在两个蹄片的不同端，都有一个活塞的两个开放的蹄片（8-1d）。当车子向前，如果两制动蹄均为领蹄制动器，称为双领蹄式制动器。但刹车的汽车，两个制动蹄，成为从蹄，因此，它也被称为单向单向双领蹄式制动器。如图 1.1（c）显示两个制动块，每一个

11、单活塞制动轮缸，两套制动，在制动盘的制动轮缸和其他部分是基于制动盘中心为对称布置，因此合力两个蹄鼓互相抵消，所以它属于平衡式制动器。单向双领蹄式制动器根据不同方法的调整，并有多种结构方案，如图 9 所示。图 1.8 单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（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，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相

12、匹配，则可较容易地获得所希望的前，后制动力分配（12ffFF）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。双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，可是制动器效能最低。5.单向增力式 单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个活塞的两轮缸张开蹄片（8-1e）。汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄是不存在轮缸张开力，且由于领蹄片上的摩擦力经推杆作用到次领蹄上，使得制动器的效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定

13、性相当差。倒车制动时，两蹄又皆是从蹄，使得制动效能很低。又因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀、寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使得调整蹄片间隙变得困难。6.双向增力式 双向增力式制动器的两蹄片端都有一个制动时不同时使用的共用支点，支点 下方有一轮缸，内装有两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆链接成一体（8-1f）。如图 1.1（f）所示，将单向増力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向増力式制动器。对双向増力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为増力式制动

14、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。双向増力式制动器也是属于非平衡式制动器。图 1.12 给出了双向増力式制动器（浮动支承）的几种结构方案，图 14 给出了双向増力式制动器（固定支点）另外几种结构方案。图 1.12 双向増力式制动器（浮动支承）的结构方案（a）一般形式；（b）支承上调整；（c）轮缸上调整 图 1.13 双向増

15、力式制动器（固定支点）的结构方案（a）一般形式；（b）浮动调整；（c）中心调整 双向増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。上述制动器的特点是用制动器效能，效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。増力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的效能最低，故极少采用。而就工作

16、稳定性来看，名次排列正好与效能排列相 反，双从蹄式最好，増力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的 主要因素。与单向增力式不同的是，次领蹄上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管这个张开力的作用效果较小，但因次领蹄下端受到来自主领蹄推杆的作用的张开力很大，结果次领蹄上的制动力矩能大到主领蹄制动力矩的2-3倍。因此，采用这样的制动器以后，即使制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。双向增力式制动器因两蹄片都为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此以外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。调整间隙工作与单向增力

17、式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于双回路驱动机构。还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构形式，结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时输出的制动力矩最小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动器效能因数或简称为制动器因数 BF（brake factor）来衡量，制动器因数 BF 可以用下式表达：BF=（f1N+f2N）/P 式(1.1)式中 f1N，f2N：制动器摩擦副间的摩擦力，见图 1.1；1N，2N：制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器：1N=2N f制动器摩擦副的摩擦系数；P鼓式制动

18、器的蹄端作用力，见图 1.1。图 1.14 制动器因数 BF 与摩擦系数 f 的关系曲线 1 増力式制动器；2 双领蹄式制动器；3 领从蹄式制动器；4 盘式制动器；5 双从蹄式制动器 基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器的制动因数 BF 与摩擦系数 f 之间的关系如图 15 所示。BF 值大，即制动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是变化的，因此摩擦系数变化时。BF 值变化小的，制动效能稳定性就好。制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动效能的影响也就愈大。所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要。结合本次课题研究的对象（奇瑞 QQ 鼓式制动器总成设计），得出以下结论：虽然领

19、从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，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，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。故仍广泛用作载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。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，选用领从蹄式制动器，其支撑结构型式为浮式平行支撑。制动器主要参数的确定 一选定车型：奇瑞 QQ 整车性能参数：长 3564mm 宽 1620mm 高 1527mm 轴距 2340mm 轮距前/后 1390/1365 整备质量 936kg 空载时前轴分配负荷 60%空载时质心高度 55

20、0mm 最高车速 168km/h 最小转向直径 5m 轮胎型号 165/60R14 最小离地间隙 130mm 制动器设计中给定的参数有：汽车轴距 L；车轮滚动半径rr；汽车空，满载时的总质量am，am；空，满载时的质心位置，包括质心高度gh，gh，质心离前轴距离1L，1L，质心离后轴轴距2L，2L；空，满载时的轴荷分配：前轴负荷1G，1G，后轴负荷2G，2G等。而对于汽车制动性能有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，制动强度，附着系数利用率，最大制动力矩与制动因素等。制动力与制动力分配系数 汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度0 的

21、车轮，其力矩平衡方程为 fT-B eF r=0 式（2.1）式中：fT 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 BF 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；er车轮有效半径，m。令 ffeTFr 式（2.2）并称之为制动器制动力，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BF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取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加

22、大踏板力以加大fT，fF和BF均随之增大。但地面制动力BF受附着条件的限制，其值不可能大于附着力F，即 BFF=Z 式（2.3）或 maxBF=F=Z 式（2.4）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BF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fT即表现为静摩擦力矩，而fF=fT/er即成为与BF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BF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PF增大使摩擦力矩fT增大而继续上升（见图 2.1）图 2.1 制动器制动力fF，地面制动力BF与踏板力

23、PF的关系 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1Z,2Z为：1Z=2gGLhL 2Z=1gGLhL 式（2.5）式中：G 汽车所受重力，N；L 汽车轴距，mm；1L 汽车质心离前轴距离，mm；2L 汽车质心离后轴距离，mm；gh 汽车质心高度，mm；附着系数。取一定值附着系数=0.7；所以在空，满载时由式（2.5）可得前后制动反力 Z 为以下数值 故 满载时：)4607.01100(23408.912651Z=7533.56N )7.04601240(23408.912652Z=4863.44N 空载时：)7.05501400(23408.

24、99361Z=6997.2N )7.05501205(23408.99362Z=2175.6N 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为 表 2.1 车辆工况 前轴法向反力1Z，N 后轴法向反力2Z,N 汽车空载 6997.2 2175.6 汽车满载 7533.56 4863.44 图 2.2 制动时的汽车受力图 汽车总的地面制动力为 BF=1BF+2BF=G dug dt=Gq 式（2.6）式中 q（q=dugdt）制动强度，亦称比减速度或比制动力；1BF，2BF 前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前，后车轮附着力为 1F=2gBhLGFLL=2gGLqhL 2F=1gBhLGFLL=1

25、gGLqhL 式（2.7）由已知条件及式（2.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为 故 满载时：7.0)8.04601100(23408.912651F=5444.08N 7.0)8.04601240(23408.912652F=3233.82N 空载时：7.0)8.05501400(23408.99361F=5048.96N 7.0)8.0550940(23408.99362F=1372N 故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：表 2.2 汽车附着系数为任意确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常熟，而是制动强度 q 或总之动力BF的函数。当汽车各车轮制动器的制动

26、力足够时，根据汽车前，后的周和分配，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。由以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式（2.6），（2.7）不难求得在任何附着系数的路面上，前，后车轮同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 1fF+fF=1BF+2BF=G 12/ffFF=12/BBFF=21/ggLhLh 式（2.8）车辆工况 前轴车轮附着力1F，N 后轴车轮附着力2F,N 汽车空载 5048.96 1

27、372 汽车满载 5444.08 3233.82 式中 1fF 前轴车轮的制动器制动力，1fF=1BF=1Z；2fF 后轴车轮的制动器制动力，2fF=2BF=2Z；1BF 前轴车轮的地面制动力；2BF 后轴车轮的地面制动力；1Z，2Z 地面对前，后轴车轮的法向反力；G 汽车重力；1L，2L 汽车质心离前，后轴距离；gh 汽车质心高度。由式（2.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力1fF，2fF是的函数。由式（2.8）中消去，得 2122214122gfffggh LGLGFLFFhGh 式（2.9）式中 L 汽车的轴距。将上式绘成以1fF，2fF为坐标的曲线，即为理想的前，后轮

28、制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 2.3 所示。如果汽车前，后制动器的制动力1fF，2fF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，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车由其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动1fF与总制动力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 =1ffFF=112fffFFF 式（2.10）联立式（2.8）和式（2.10）可得 =LhLg2 带入数据得 满载时：=LhLg2=23404607.01100=0.61 空载时：=2gLhL=23405507.01400=0.76 由于在附着条件限定的范围内，地面

29、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。图 2.3 某载货汽车的 I 曲线与线 2.2 同步附着系数 由式（2.10）可得表达式 21ffFF=1 式（2.11）上式在图 2.3 中是一条通过坐标原点斜率为1/的直线，它是具有制动器制动力分配系数的汽车的实际前，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 线交线处的附着系数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

30、决定。同步附着系数的计算公式是：20gLLh 式（2.12）由已知条件以及式（2.12）可得 满载时：20gLLh=460110061.02340=0.72 空载时：68.055014002340hg2LL 根据设计经验，空满载的同步附着系数0和0应在下列范围内：轿车：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0.550.70；大型客车及中重型货车：0.450.65。故所得同步附着系数满足要求。制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评定。利用附着系数就是在某一制动强度 q 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数。前轴车轮的利用附着系数1可如下求得：设汽车前轮刚要抱死或前

31、、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为qgdtdu，则 GqdtdugGFFBf11 式(2.13)而由式 )(21ghLLGZ 可得前轴车轮的利用附着系数为 )(12111gBqhLLqZF 式(2.14)同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：)(1)1(1222gBqhLLqZF 式(2.15)由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：图 2.4 制动强度与利用附着系数关系曲线空载 图 2.5 制动强度与利用附着系数关系曲线满载 根据 GB 126761999 附录 A，未装制动防抱死装置的 M1类车辆应符合下列要求：(1)值在 0.20.8 之间时，则必须满足 q0.1+0.85(-0.2)

32、(2)q 值在 0.150.8 之间，车辆处于各种载荷状态时，1线，即前轴利用附着系数应在2线，即后轴利用附着系数线之上；但 q 值在 0.30.45 时，若2不超过=q 线以上 0.05，则允许2线，即后轴利用附着系数线位于1线，即前轴利用附着系数线之上。由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。2.3制动器最大制动力矩 应合理的确定前，后制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。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1Z,2Z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

33、12ffFF=12ZZ=21ggLhLh 式（2.16）式中 1L,2L 汽车质心离前，后轴距离；0 同步附着系数；gh 汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为 1.31.6；货车约为 0.50.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 1fT=1feF r 式（2.17）2fT=2feF r 式（2.18）式中：1fF 前轴制动器的制动力，11fFZ；2fF 后轴制动器的制动力，22fFZ；1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力；2Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力；er 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 9744-2007；选取的轮胎型 14

34、5/80R12。由 GB2978 可得有效半径er=280mm 对于常遇到的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为保证在0的良好路面上（例如=0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移，前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为 1maxfT=1eZr=2geGLhrL 式（2.19）2maxfT=1max1fT 式（2.20）由式（2.19），式（2.20）可得 1maxfT=2geGLhrL=1477.17mN 2maxfT=1max1fT=944.4mN 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

35、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。鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 制动鼓内径D 输入力P一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D(图 2.6)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20mm，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，以减小制动时的温升。由选取的轮胎型号145/80R12，得

36、 Dr=1425.4=355.6mm 故 D=0.7355.6=248.9mm 由 QC/T309 1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，从表 2.3 轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20，22.5 制动鼓最大内径/mm 轿车 180 200 240 260 货车 220 240 260 300 320 420 表 2.3 取得制动鼓内径=240mm 轮辋直径Dr=355.6mm,制动鼓的直径 D 与轮辋直径rD之比的范围：D/Dr=0.640.74；经过计算，初选数值约为 0.7，属于 0.640.74 范围内。因此符合设计要求。图 2.6 鼓式制动器的主要几何参

37、数 摩擦衬片宽度b 和包角 摩擦衬片宽度尺寸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。制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为A=Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表2.5。试验表明，摩擦衬片包角为：90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包

38、角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包一般不宜大角于 120。衬片宽度 b 较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。初选衬片包角0100。摩擦衬片宽度b 取得较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa，以及国家标准QC/T309 1999选取摩擦衬片宽度b=40mm。表 2.4 制动器衬片摩擦面积 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，并且制动器各蹄片摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。

39、而单个摩擦衬片的摩擦面积 A 又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b 及包角，即 RbA 式(2.21)式中，是以弧度(rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积A=12040100/1803.14mm2=84.4cm2 单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=168.8 cm2，如表 2.4 所示，摩擦衬片宽度 b 的选取合理。摩擦衬片起始角0 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令0=90-/2=40。制动器中心到张开力P 作用线的距离a 在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a(图 2.6)尽可能大，以提高制动效能。初取a=0.8R左右，则取a=96mm 制动蹄支承点位置坐标k 和c 应在保证两蹄

40、支承端毛面不致互相干涉的条件下，使k尽可能小而c尽可能大(图2.6)。初取k=0.2R=24mm，c=80mm。衬片摩擦系数f 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数高，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。但不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，对领从蹄式制动器而言，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是非常重要的。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。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=0.350.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下进行制动器设计时，取f=0.38可使计算结果接近实际。制动器的设计计算 浮式领从蹄制

41、动器(平行支座面)制动器因素计算 对于浮式蹄，其蹄片端部支座面法线可与张开力作用线平行(称为平行支座)或不平行(称为斜支座)。参见图 3.1。平行支座可视作斜支座的特例，即图3.1中 0，对于最一般的情况：图 3.1 浮式蹄(a)平行支座(b)斜支座 单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数BFT3 3TBF=)/()(22HffGFEffD 式(3.1)单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数 BFT4 4TBF=)/()(22HffGFEffD 式(3.2)上两式中 sin)/(cos/rcfrofrarcDss 式(3.3)sin)/(/cos)/(rofrarcrcfEss 式(3.4)/(/2/sin4si

42、n000rofraFs 式(3.5)sincossfG 式(3.6)sincos(sfFH 式(3.7)tanssff 式(3.8)sf为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为钢对钢则sf=0.20.3。角正负号取值按下列规则确定：当2/0，为正；2/0，为负。这样浮式领从制动器因数为 43TTBFBFBF 式(3.9)对于平行支座式的支撑形式，以上各式中 0，0，取sf=0.3，f=0.4，故可得：/rofrarcDs =80/120+96/120+0.3（24/120）=1.57 cos)/(rcfEs =0.3（80/120）cos0 =0.2)/(/2/sin4sin000rofraFs =

43、)120/24(3.0120/9655sin4110sin14.3)180/110(=0.74 cosG+sinsf =1(cossin)sHFf =0.74-（0.3cos0-0）=0.44 tanssff=0.3 得：3TBF=)/()(22HffGFEffD =（0.381.57+0.3820.2）/（0.74-0.381+0.3820.44）=1.72 4TBF=)/()(22HffGFEffD =（0.381.57-0.3820.2）/（0.74+0.381+0.3820.44）=0.49 得 43TTBFBFBF =0.49+1.72 =2.21 表 3.1 不同类型制动器的制动器

44、因数 制动驱动机构的设计计算 所需制动力计算 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：)(21dtdughLLGZg)(12dtdughLLGZg 汽车总的地面制动力为：GqdtdugGFFFBBB21 前、后轴车轮附着力为：)()(221ggBqhLLGLhFLLGF)()(112ggBqhLLGLhFLLGF 故所需的制动力F需=)()(112ggBqhLLGLhFLLGF 式(3.10)=7.0)4607.01240(23408.91265 =3233.8N 制动踏板力验算 制动踏板力PF可用下式计算：1142PmPipdF.1pi 式(

45、3.11)式中 md主缸活塞直径，为 23mm；p制动管路的液压；Pi踏板机构传动比，12rriP，一般为 25，取 4.5；pi真空助力比，取 4.5 1r，2r见图 3.2；踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.850.95，取为 0.92。图 3.2 液压制动驱动机构计算用简图 根据设计经验取制动时的踏板力为pF=250N，可得制动管路的液压 p=24mpppdiiF 式(3.12)=22314.35.492.05.42504 =9mpa 确定制动轮缸直径 制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力 P 与轮缸直径wd及制动轮缸中的液压力 P 有如下关系：pPdw2 式(3.13)式中 p考虑制动

46、力调节装置作用下的轮缸或管路液压p=812MPa，取p=9MPa。由 需能FF，式(3.14)及张开力的计算公式：pdPw24与制动器因数定义 式 可表示为：ewrrpBFd/42F需，得rpBFrFdew42需 式(3.15)914.32.19562wd=17.1mm 轮缸直径应在GB7524 87标准规定的尺寸系列中选取，缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得 wd=17.5mm 轮缸的工作容积 一个轮缸的工作容积：nwwdV124 式(3.16)式中 wd一个轮缸活塞的直径；n轮缸的活塞数目；一

47、个轮缸活塞在完全制动时的行程：4321在初步设计时，对鼓式制动器取=22.5mm。1消除制动蹄(制动块)与制动鼓(制动盘)间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器1约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的 2 倍；2因摩擦衬片(衬块)变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片(衬块)的厚度、材料弹性模量及单位压力计算；3，4鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。可得：一个轮缸的工作容积：nwwdV124=3.222145.17mm3=1105.87 mm3 全部轮缸的总工作容积 mwVV1 式(3.17)式中 m轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积 V=41105.87 mm3=442

48、3.48 mm3 制动器所能产生的制动力计算 由制动器因数 BF 的表达式（即，PfNfNBF21），式(3.18)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 PRTBFf 式(3.19)式中 fT制动器的摩擦力矩；R制动鼓或制动盘的作用半径；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。由张开力计算公式pdPw24，式(3.20)式中wd制动轮缸直径 P制动轮缸中的液压压力，可得：张开

49、力 P=（3.14/4）17.529N =2163.65N 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=BFPR/re =2.212163.6120/280 =2049.23N 后轴能产生的制动力 F=2 F能=22049.23N =4098.46N F=2F能=4098.46NF需=3233.8N 故所设计制动器结构参数合理。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。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1TfT，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与1y轴的交角为 处，单元面积为bRd。其中b为摩擦衬片宽度，R

50、为制动鼓半径，d 为单元面积的包角，如图3.3 所示。图 3.3 制动力矩的计算简图 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为 dbRqqbRddNsinmax 式（3.21）算得 NdN544；而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为 dfbRqdNfRdTTfsin2max 图 3.4 张开力计算用简图 算得 NdTTf24752 在由至 区段上积分上式，得 )cos(cos 2maxfbRqTTf 式（3.22）当法向压力均匀分布时，得 bRdqdNp )cos(cos 2fbRqTpTf 式（3.23）由式(3.22)和式(3.23)可求出不均匀系数)cos/(cos)(算得 25.1 式（