氣壓凸輪驅動鼓式制動器,氣壓,凸輪,驅動,制動器 論文題目 解放牌混合動力客車后輪制動器設計 摘要 汽車的制動系，是汽車行駛安全的保障。許多制動法規(guī)對制動系的設計提出了詳細而具體的要求，這是我們設計的出發(fā)點。 從制動系的功用及設計要求出發(fā)，依據(jù)給定的設計參數(shù)，進行了方案論證。在對各種形式的制動器優(yōu)缺點進行了比較后，選擇了氣壓凸輪驅動鼓式制動器。盡管制動效能不算太高，但有著有較高的制動效能穩(wěn)定性。隨后，對鼓式制動器具體結構的設計過程進行了詳盡的闡述。在設計中，選擇了簡氣壓凸輪驅動機構和雙管路系統(tǒng)，選用了間隙手動調節(jié)裝置。 在設計計算部分，通過初選同步附著系數(shù)，得到制動力分配系數(shù)。然后選擇制動器結構參數(shù)，計算制動效能因素。用電算程序計算在不同制動氣壓下的制動距離。最后驗算了設計參數(shù)選擇的合理性。 關鍵字：凸輪驅動，鼓式制動器，制動力分配系數(shù) 目錄 第一章 設計要求 1.1制動器的功用及設計要求 1.2制動器的分類 1.3 混合動力汽車制動器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.4設計任務簡介 第二章 方案設計 2.1 制動器的結構形式及選擇 2.2 制動器主要零件的結構形式 2.3 制動器主要性能參數(shù)的計算 第三章 制動器的計算 3.1 鼓式制動器的設計計算及主要結構參數(shù)的確定 3.2 制動器主要零件的結構形式 3.3 制動器的設計計算 3.4制動器性能參數(shù)的驗算 3.5 制動器工藝性分析 第四章 結 論 第一章 緒論 1.1制動器的功用及設計要求 制動系是汽車的一個重要組成部分。它直接影響汽車的行駛安全性。隨著高速公路迅速的發(fā)展和車流密度的日益增大，出現(xiàn)了頻繁的交通事故。因此，保證行車安全已成為現(xiàn)今汽車設計中一項十分引人注目的任務，所以對汽車制動性能及制動系結構的要求有逐步提高的趨勢。 對制動系的主要要求有： （1）足夠的制動能力。制動能力包括行車制動能力和駐車制動能力。 （2）行車制動至少有兩套獨立的驅動制動器的管路。 （3）用任何速度制動，汽車都不應當喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。 （4）防止水和污泥進入制動器工作表面。 （5）要求制動能力的熱穩(wěn)定性好。 （6）操縱輕便。要求制動踏板和手柄的位置和行程，以及踏板力和手柄力能為一般體形和體力的駕駛員所適應。 （7）作用滯后性包括產生制動和解除制動的時間應盡可能短。 （8）一旦牽引車和掛車（半掛車）之間的連接制動管路損壞，牽引車應有防止壓縮空氣進一步漏失的裝置。 （9）為了提高汽車列車的制動穩(wěn)定性，除了保證列車各軸有正確的制動力分配外，還應注意主、掛車之間各軸制動器作用的時間，尤其是主、掛車之間制動開始時間的調節(jié)。 （10）當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并使基本功能遭到破壞時，汽車制動系應裝有音響或光信號等警報裝置。 制動器設計的一般原則（即：為使汽車性能更好的符合使用要求，設計制動器時應全面考慮如下幾個問題）： （1）制動器效能。制動器在單位輸入壓力和力的作用下輸出的力或力矩稱為制動器效能。應盡可能提高制動器效能。 （2）制動器效能的穩(wěn)定性。制動器效能的穩(wěn)定性要取決于其效能因數(shù)K對摩擦系數(shù)f的敏感性（dk/df）。摩擦系數(shù)是一個不穩(wěn)定的因素，影響摩擦系數(shù)的因素除摩擦副的材料外，主要是摩擦副表面溫度和水濕程度，其中經常起作用的是溫度，因而制動器的熱穩(wěn)定性更為重要。要求制動器的熱穩(wěn)定性好，除了應當選則器效能對ｆ的敏感性較低的制動器型式外，還要求摩擦材料有良好的抗熱衰退性能和恢復性，并且應使制動鼓有足夠的熱容量和散熱能力。 （3）制動系間隙調整的簡便性。制動系間隙調整使汽車保養(yǎng)作業(yè)中較頻繁的項目之一，故選擇調整裝置的結構形式和安裝位置必須保證操作簡便，當然需采用自動調整裝置。 （4）制動器的尺寸和質量?，F(xiàn)代汽車由于車速日益提高，出于行駛穩(wěn)定性的考慮，輪胎尺寸往往選擇的較小。這樣為保證所需求的制動力矩而確定的制動鼓（制動盤）直徑就可能過大而難以在輪輞內安裝。對于兼充駐車制動器的后輪制動器尤其如此，因而以選擇尺寸較小而效能較高的制動器型式。車輪制動器屬于非簧載質量，故應盡可能減輕質量以提高汽車行駛平順性。 （5）噪聲的減輕。在制動器的設計中采取某些結構措施，可在相當程度上消除某種噪聲。特別是低頻噪聲。對高頻的尖叫聲的消除目前還比較困難。應當注意為消除噪聲而采取的某些結構措施，有可能產生制動力矩下降和踏板行程損失過大等副作用。 1.2 制動器的分類 制動裝置可分為行車、駐車、應急和輔助制動器四種裝置。 行車制動裝置給汽車以必要的減速度，將車速降低到所要求的數(shù)值，直到停車；在下坡時，它能使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。 駐車制動裝置主要用來使汽車可靠地在原地（包括在斜坡上）停駐。為此，他常用機械驅動機構，而不用氣壓或者液壓驅動機構。此外，駐車制動裝置還有助于汽車在坡道上起步。 應急制動裝置通過機械力源（如強力壓縮彈簧）進行制動在某些采用動力制動或伺服制動的汽車上，一旦發(fā)生蓄壓裝置壓力過低等故障時，可用應急制動裝置實現(xiàn)汽車制動。同時在人力控制下它能兼作駐車制動用。當應急制動出現(xiàn)故障時，普通的手動駐車制動裝置也可以起應急制動作用。 輔助制動裝置通過裝設緩速器等輔助制動裝置實現(xiàn)汽車狹長坡是保持穩(wěn)定車速的作用，并減輕或者解除行車制動裝置的負荷。 任何一套制動裝置都由制動器和制動驅動機構兩部分組成。 1）強制操縱式變速器靠駕駛員直接操縱變速桿換檔，被大多數(shù)汽車采用。 2）自動操縱式變速器的傳動比選擇是自動進行的。駕駛員只需要操縱加速踏板即可控制車速。 3）半自動操縱式變速器有兩種。一種是常用的幾個擋位自動操縱，其余擋位則由駕駛員操縱；另一種是預選式，即駕駛員預先用按鈕選定擋位，在彩霞離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來換檔 1.3 混合動力汽車制動器的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 電動汽車、混合動力汽車與傳統(tǒng)車輛的一個最重要的區(qū)別是可以實現(xiàn)再生制動，能回收一部分傳統(tǒng)車輛在制動過程中損失的能量，這樣大大提高了汽車燃油經濟性。 所謂再生制動，是指在車輛減速或制動時，將其中一部分動能轉化為其他形式能量儲存起來以備驅動時使用的過程。在目前的大多數(shù)電動車上，再生制動的實現(xiàn)是當車輛制動時，通過控制使牽引電動機進入發(fā)電狀態(tài)，整車通過車輪產生的慣性力矩驅動發(fā)電機發(fā)電并將其儲存到蓄電池組。自從汽車發(fā)明以來，減少滾動阻力，空氣阻力，傳動損失就成為廣大汽車工程師的的主要研究目標，并被認為是提高汽車能量利用效率的最有效途徑?；厥掌嚨臐撛趧幽鼙徽J為是提高汽車能量效率的另一個非常有效的途徑，尤其是當汽車在經常停車的工況下運行。例如，一輛 2000kg 的汽車時速 70km/h，儲存了大約 1/2×2000×(70/3.6)2 =400000J =400KJ的動能。如果能夠將這些動能全部回收然后用于推進這輛汽車在 70km/h 時速下運行，這些能量可使汽車行駛 1.8km，而采用傳統(tǒng)的摩擦制動這些能量就以熱量形式消失了。因此，對于傳統(tǒng)汽車來說，回收制動能量實際上是可望而不可及的。 實際上，即使對于電動汽車也不是所有的汽車動能都能夠被回收和再利用的。電動汽車或混合動力汽車上只有驅動軸才能進行再生制動。部分能量在非驅動軸以熱量形式被摩擦制動系統(tǒng)消耗掉了。在回收和再利用能量的過程中，傳遞能量和儲存能量環(huán)節(jié)會損失一部分能量。另一個影響回收能量的因素是當制動力需求超出再生制動的最大能力時，摩擦制動必須來分擔一部分制動力。 綜上，在再生制動系統(tǒng)的設計中，我們必須在回收能量、系統(tǒng)靈活性、開發(fā)周期、制造成本和制動安全中取一個折衷。 1.3.1混和動力客車總體布置 為了更家詳細的明了的分析混合動力客車的制動系統(tǒng)的總體布置情況，下圖為該車的總體布置圖。 其在路面上行駛時受力如下圖所示 1.4設計任務簡介 1.4.1設計題目 解放牌混合動力客車后輪制動器設計 1.4.2已知參數(shù)： 滿載質量（kg） 15000 軸距（mm） 5600 空載質量（kg） 11000 輪距（前/后）（mm） 1847/1847 軸荷分配（前/后） （kg） 5000/10000（滿載） 3500/7500（空載） 外形尺寸（長×寬×高）（mm） 11400×2480×2950 質心到前、后軸的距離（前/后）(mm) 3733/1867（滿載） 3733/1867（空載） 發(fā)動機 最大扭矩（N·m）/轉速（r/min） 577/1400-1600 最大功率（kW）/轉速（r/min） 125/2500 最高轉速（r/min） 2500 電機 連續(xù)扭矩（N·m）/峰值扭矩（N·m） 106/212 基速（r/min）/最高轉速（r/min） 3600/5000 峰值功率運行時間（min） >3 電池 電壓（V）/（電壓范圍）（V） 336/（270～450） 額定電壓（V） 336 額定容量（Ah） 27 輪胎滾動半徑 /規(guī)格（mm） 509/10.00-20 第二章 方案設計 2.1 制動器的結構形式及選擇 一.制動驅動機構的分類及選擇 制動驅動機構主要分機械式、液壓式、氣壓式和電力式。 （1）機械式驅動機構 這是最簡單、最便宜的驅動裝置。但其缺點較多：彈性變形大；由拉桿長度調整不良而使左右車輪上制動力分配不平均；車跳動時，自動制動，因而只用于駐車兼應急制動驅動裝置。 （2）液壓式驅動機構 優(yōu)點：a，制動時可以得到必要安全性，因為液力系統(tǒng)內壓力相等，左右輪制動同時進行。b,易保證制動力正確分配到前后輪，因為前后輪分泵可做成不同直徑。c，車振或懸架變形不發(fā)生自行制動.d,不需潤滑和時常調整。 缺點：a，當管路一處漏油，則整個制動系全部失效。b，低溫油液變濃，高溫油液汽化。c,不能長時間制動。 （3）氣壓式驅動機構 氣壓式驅動機構操縱省力，對于掛車制動十分有利，但其制動延滯時間長，不能保證長時間制動，結構復雜，成本高，多用于8噸以上載重汽車。 （4）電力式驅動機構 在汽車列車上廣泛采用。最大優(yōu)點是保證最簡單的遠距離能量傳送。 二.鼓式制動器與盤式制動器的選擇 按摩擦副中固定元件的結構，潘式制動器可分為鉗盤式和全盤式兩大類。鉗盤式制動過去只用于中央制動器，但目前則愈來愈多地被各種轎車和貨車用作車輪制動器。全盤式制動器只有少數(shù)汽車（主要是重型汽車）采用為車輪制動器，個別情況下還可用作為緩速器。 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式區(qū)分主要有以下幾種：①固定鉗式：制動鉗固定不動，制動盤兩側均有油缸。制動時僅兩側油缸中的活塞驅使兩側制動塊向盤面移動。②浮動鉗式：由分為滑動鉗式和擺動鉗式?；瑒邮街苿鱼Q可以相對制動盤作軸向滑動，其中只在制動盤內側置有油缸，外側制動塊固裝在鉗體上。制動時活塞在液壓作用下使活動制動塊壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定制動塊壓向制動盤的另一側，直到兩制動塊受力均等為止。擺動鉗式，它也是單側油缸結構。制動鉗體與固定于車軸上的支座鉸接。為實現(xiàn)制動，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內擺動。顯然，制動塊不可能全面均勻磨損。為此有必要將襯塊預先做成楔形（摩擦面對背面的傾斜較為6°左右）。在使用過程中，襯塊逐漸磨損到各處殘存厚度均勻（一般為1mm左右）后即應更換。 下圖為三種鉗盤式制動器結構示意圖。 a) b) c) 圖2-2 鉗盤式制動器示意圖 a) 固定鉗式 b) 滑動鉗式 c)浮動鉗式 制動鉗的安裝位置可以在半軸之前或之后。制動鉗位于軸后能使制動時輪轂軸承的合成載荷F減小。制動鉗位于軸前則可避免輪胎向鉗內甩濺污泥。 與鼓式制動器相比較，盤式制動器有如下優(yōu)點： ①熱穩(wěn)定性好。原因是一般無自行增勢作用，襯塊摩擦表面壓力分布較鼓式中的襯片更為均勻。此外，制動鼓在受熱膨脹后，工作半徑增大，使其只能與蹄中部接觸，從而降低了制動效能，這稱為機械衰退。制動盤的軸向熱膨脹極小，徑向熱膨脹根本與性能無關，故無機械衰退問題。 ②水穩(wěn)定性好。制動塊對盤的單位壓力高，易將水擠出，因而浸水后效能降低不多。又由于離心力作用及襯塊對盤的擦拭作用，出水后只需一、二次制動即能恢復正常。鼓式制動器則需要十余次制動方能恢復。 ③在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質量一般較小。 ④制動力矩與汽車運動方向無關。 ⑤易于構成雙回路制動系。 ⑥制動盤的熱膨脹不致如制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板形成損失，這是間隙自動調整裝置的設計可以簡化。 ⑦襯塊比鼓式中的襯塊更容易更換，一般保養(yǎng)作業(yè)也較簡單。 ⑧襯塊與制動盤之間的間隙小，縮短了制動協(xié)調時間和增加了力傳動比。 盤式制動器的主要缺點是： ①難以完全防止塵污和銹蝕。 ②兼做駐車制動時，所需附加的手驅動機構比較復雜。 目前，在國外，特別是西歐各國，盤式制動器已廣泛用于轎車的前輪，與鼓式后輪制動器動合，可獲得較大的制動力分配系數(shù)，有利于提高汽車制動器的穩(wěn)定性。用于后輪制動器的場合不多，主要是由于與駐車制動的組合不甚理想。歐洲有些高性能轎車前、后輪都采用盤式制動器，主要為了保持制動力分配系數(shù)的穩(wěn)定。 在各種不同等級的貨車及客車上，盤式制動器也已開始采用，大尚未普及。有的國外文獻認為，盤式制動器用于這些車輛上，好處并不如用于轎車是那樣多。例如在能量負荷相同的條件下，其尺寸與鼓式制動器差別不大。少數(shù)重型貨車采用全盤式制動器，盤的冷卻條件差，溫升較大。 據(jù)此選用鼓式制動器。 三.鼓式制動器形式的分析與選擇 鼓式制動器由內張和外束型兩種。前者的制動鼓以內圓柱面為工作表面，在汽車上應用廣泛；后者制動鼓的工作表面則是外圓柱面，目前只有極少數(shù)汽車用作駐車制動器。據(jù)此選定內張型鼓式制動器。 內張型鼓式制動器都采用帶摩擦片的制動蹄在作為固定元件。位于制動鼓內部的制動蹄在一端承受促動力時，可繞其另一端的支點向外旋轉，壓靠到制動鼓內圓上，產生摩擦力矩（制動力矩）。凡對蹄端施加力使蹄轉動的裝置統(tǒng)稱為制動蹄促動裝置。 制動器以液壓制動輪缸作為制動蹄促動裝置，故稱為輪缸式制動器。此外，還有用凸輪促動裝置的凸輪式制動器和用楔促動裝置的楔式制動器等。 目前，所有國產汽車和部分外國汽車的氣壓制動系中，都采用凸輪促動的車輪制動器，而且都設計成領從蹄式。凸輪促動的雙向自增力式制動器只宜用作中央制動器。 楔式制動器中兩蹄的布置可以是領從蹄式，也可以是雙向雙領蹄式。作為制動蹄促動間的制動楔本身的促動裝置可以是機械式、液壓式或氣壓式。 綜上，可設計為凸輪式制動器。 鼓式制動器按結構不同可分為：領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式和雙向增力式。 （1）領從蹄式： 這一制動器又稱為無加力制動器，是由領蹄和從蹄兩部分組成。性能雖不特別優(yōu)越，但卻十分穩(wěn)定。由于只裝用一個施力部件，所以價格低廉。當制動器不工作時，用來防止制動摩擦片接觸制動鼓表面的回位彈簧，在固定蹄式制動器安裝一根，在浮動蹄式制動器安裝兩根。當制動輪缸內活塞直徑相同時，對兩個制動蹄施加的促動力永遠相等，因而稱為等促動力制動力制動器。 圖2-3 等促動力制動器的制動蹄受力示意圖 1-領蹄；2-從蹄；3、4-支點；5-制動鼓 如圖為等促動力制動器的制動蹄受力情況。制動時，領蹄和從蹄在相等的促動力F的作用下，分別繞各自的支承點3、4旋轉到緊壓在制動鼓5上。旋轉著的制動鼓即對兩制動蹄分別作用著微元法向反力的等效合力（以下簡稱法向反力）N1和N2，以及相應的微元切向反力（即微元摩擦力）的等效合力（以下簡稱為切向反力）T1和T2。為解釋方便起見，姑且假定這些力的作用點和方向如圖所示。兩蹄上的這些力分別為各自的支點3和4的支點反力S1和S2所平衡。由圖可見，領體上的切向合力T1所造成的繞支點3的力矩與促動力Fs所造成的繞同一支點的力矩是同向的。所以力T1的作用結果是使領蹄1在制動鼓上壓得更緊，即力N1變得更大，從而力T1也更大。這表明領蹄有增勢的作用。與此相反，切向合力T2使從蹄2有放松制動鼓，即有使N2和T2本身減小的趨勢。故從蹄具有減勢作用。 由上述可見，雖然領蹄和從蹄所受促動力相等，但所受制動鼓法向反力N1和N2卻不相等，且N1＞N2。相應的T1＞T2。故而制動蹄對制動鼓所施加制動力矩不相等。一般來說，領蹄制動力矩約為從蹄制動力矩的2~2.5倍。倒車制動時，雖然蹄2變成領蹄，蹄1變成從蹄，但整個制動器的制動效能還是同前進制動時一樣。 顯然，由于領蹄與從蹄所受法向反力不等，在兩蹄摩擦片工作面積相等的情況下，領體摩擦片上的單位壓力較大，因而磨損較嚴重。為了使領蹄和從蹄的摩擦片壽命相近，有些領從蹄制動器的領蹄摩擦片的同向尺寸設計的較大。但是這樣將使得二蹄摩擦片不能互換。從而增加了零件數(shù)和制造成本。 此外，領從蹄式制動器的鼓所受到的來自兩蹄的法向力（數(shù)值上分別等于力N1和N2）即不相平衡。這就對輪轂軸承造成了附加徑向載荷，使其壽命縮短。凡制動鼓所受來自二蹄的法向力不能互相平衡的制動器均屬于非平衡式制動器。 領從蹄制動器有三種型式：支承銷式、平衡滑動支座式、帶斜面支座式。這一制動器制動間隙調整方便，而且當兩摩擦片所對中心角相等，正反轉制動效能幾乎不變。由于具有上述各項性能，所以廣泛裝用在小客車后輪上。再由于結構堅固，大型載重車和工業(yè)用汽車也裝用這種制動器。 （2）雙領蹄式制動器 這一制動器由于只裝用制動效能優(yōu)良的緊蹄，增益高，但必須裝兩個分泵，價格高。而且這種制動器易發(fā)出噪音，特別是尖銳的叫聲。當車輪倒轉時，這一制動器將轉變?yōu)閴阉商阈椭苿悠鳎苿有鼙泔@著降低。鑒于上述特點，此種 雙領蹄式（圖2-4） 制動器多用于小客車前輪。而后輪裝用這種制動器就不合適了，因為它有二個制動輪缸，難于安裝駐車制動器。 由于兩蹄上的單位壓力相等，兩蹄以相同的法向力作用于制動鼓而相平衡，輪轂軸承不受額外的附加載荷。因而稱平衡式制動器。雙領蹄，雙向雙領蹄，雙從蹄式制 動器都屬于平衡式制動器。 （3）雙從蹄式制動器 由于這種制動器只裝有松蹄，因而增益低，從而需加過大的輸入力，一般都需附加伺服機構，當?shù)管嚂r變?yōu)殡p緊蹄，其制動效能低于雙領蹄式和領從蹄式制動器。但其效能對摩擦系數(shù)變化的敏感程度較小，具有良好的制動效能穩(wěn)定性。此外，此種制動器有兩制動輪缸，因而難于安裝駐車制動器，所以不適裝于后輪。 雙從蹄式（圖2-5） （4）雙向雙領蹄式制動器 此種制動器無論車輪正反轉都為二緊蹄，因而制動效能高。同時，由于兩蹄片工作量相同，摩擦片磨損比較均勻。凡這種制動器一般有兩個分泵及連接兩個分泵的管路和接頭，為此要考慮防止接頭部分漏油和由振動引起的管子損壞。此外，此制動器因有兩個分泵，因而不適于后輪. 雙向雙領蹄式（圖2-6） （5）單向自增力式制動器 這種制動器第二蹄的制動力矩在第一蹄增勢作用下而獲得較大的制動力矩，因而在制動鼓尺寸和摩擦系數(shù)相同的條件下，這種制動器的前進制動效能不僅高于領從蹄式，而且高于兩蹄中心對稱的雙領蹄式制動器。但制動時制動力矩增加過猛，工作不平順，而且容易 單向增力式（圖2-7） 自鎖。因為兩蹄片單位壓力相差很大，因而磨損極不均勻。當?shù)管嚂r，變?yōu)殡p轉松蹄制動器，制動效能比盤式還要低。又由于車對前輪制動效能要求不高，因而這種制動器多用于中、重型汽車前輪制動。 （6）雙向自增力式制動器 這種制動器的增益非常高，施加小的踏板力，可獲得大的制動力。如用于小客車或輕型載重車，直至相當重的車輛，不許另外裝用加力裝置就可以使用。在行過交通繁雜地帶以及遭遇意外情況時，裝用這一制動器的汽車安全性較高。但在另一方面， 雙向自增力式（圖2-8） 由于這一制動器對摩擦片系數(shù)的變化比較敏感，如不裝用熱性能優(yōu)良的摩擦片，隨著情況不同，而有發(fā)生制動衰退或單輪制動的危險。由于這一制動器對摩擦片磨損不均勻，因此應減小主蹄摩擦片包角。此外，還需要改變摩擦片的材料和厚度。在謀求制動性能穩(wěn)定化的同時，還必須使制動主蹄和副蹄的摩擦片具有相同的使用壽命。但如此就破壞了互換性。這種制動器中，只銷承受全部制動力矩。由于分泵是雙向作用 的，在汽車后退時，將顯示出和前進時大致相同的自行加力作用。另外，裝停車制動器也比較容易。這種制動器一般還是指間隙自動調整裝置。 制動蹄應具有適當?shù)膭偠?。制動蹄在壓向制動鼓的同時，、還受到導向和約束等，從而防止摩擦片斜貼在制動鼓內表面上。 下面對各種制動器進行比較： 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。同時，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，另一套應保證汽車的制動效能不低于正常值的30%，駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。但由于電動機的效能低，而同時又為了使電動機的能量回收盡可能大，混合動力分配策略就要求了機械式摩擦制動裝置與電動機同時存在于HEV制動系統(tǒng)中。 普通汽車制動器幾乎均為機械摩擦式的，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 ①就制動效能而言 在基本結構和輪缸工作壓力相同的條件下，自增力式制動器由于摩擦助勢作用；利用得最為充分而居首位，以下依次為雙領蹄式、領從蹄式和雙從蹄。 ②就制動效能穩(wěn)定性而言 隨制動鼓和摩擦片的材料、溫度和表面狀況的不同，摩擦系數(shù)可在很大范圍內變化。雙從蹄式制動器的制動效能雖然最低，但卻具有良好的效能穩(wěn)定性，而自增力式制動器制動效能穩(wěn)定性較差。 ③就管路布置而言 雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式等具有兩個輪缸的制動器最宜布置雙回路制動系統(tǒng)。 ④就應用范圍而言 雙向自增力式制動器多用于轎車后輪，原因之一是便于兼充駐車制動器。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的前輪，倒車制動時對前輪制動器要求不高。雙從蹄式制動器有少數(shù)華貴轎車為保證制動可靠性而采用（例如英國女王牌轎車）。雙向雙領蹄式制動器是用于中、輕型貨車及部分轎車前后輪。雙領蹄式制動器適用于中級轎車前輪。領從蹄式制動器是用于中、重貨車后輪等。 鑒于領從蹄制動器發(fā)展較早，其效能及效能穩(wěn)定性均居于中游，具有結構較簡單等優(yōu)點，故目前仍相當廣泛地用于各種汽車。本設計為輕型客車后輪制動器，其上附有手動機械式驅動機構，綜上對于各種型式制動器的對比分析，采用領從蹄式制動器較為合適。 領從蹄式制動器中固定式是制動蹄片繞固定銷旋轉。蹄片的最大單位壓力位置大致一定，工作比浮動式穩(wěn)定，但支點部分要求較高的加工精度。而浮動式由于制動蹄片相對于支點是按鼓的內表面搖動而定心。所以制動蹄片的最大單位壓力位置隨摩擦片的磨損而變化。故對支承點的精度比固定式要低，但由于制動蹄片位置不確定而引起拖拽和摩擦片端綿接觸到制動鼓等不正常狀態(tài)，所以摩擦片研磨半徑應小于制動鼓的半徑，或使蹄片回正彈簧力均等。 將要設計的制動器要求： 1、要設計的制動器具有一定的先進性，并能克制其前一代車制動器的缺點和不足。 2、根據(jù)上述要求，決定選擇鑄造式制動支架形式，蹄端帶滾輪的凸輪式制動器。其原因如下： （1）鑄造式制動支架形式，蹄端帶滾輪的凸輪式制動器是目前國內外應用最為廣泛的氣壓驅動器。 （2）制動器承載件采用鑄造支架式代替鋼板沖壓焊接支架可大大提高制動蹄片的支撐剛度，使制動力矩能正常穩(wěn)定的輸出，同時也有利于加寬摩擦片寬度而提高摩擦片壽命。在國外氣動凸輪式制動器幾乎都采用鑄造制動支架的趨勢。 （3）蹄片采用滾輪后，不但可以提高制動器的機械傳動效率，而且可以延長蹄片和凸輪的使用壽命 （4）制動凸輪采用漸開線式凸輪，漸開線式凸輪可以在不同的轉角下仍能保持作用力臂不變，故不會因左右車輪蹄片間隙不同喝摩擦片厚度不同而使左右凸輪力臂不同，這就大大減少了汽車制動跑偏的可能性。 鑄造制動支架的加工方式雖與鋼板沖壓支架的加工方式不同，但與制動器的其他零件加工基本相同。總的來說具有較好的產品基礎繼承性。 2.2 制動器主要零件的結構形式 1、制動鼓 制動鼓應具有高的剛性喝大的熱容量，在制動時保證制動溫度不會過高，制動鼓的材料與摩擦襯片的材料應能匹配，能保證具有較高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中重型貨車多采用灰鑄鐵HT200或HT250。 制動鼓壁厚的選取主要從剛度和強度方面考慮的。壁厚取大些有助于怎增大熱容量。但受到輪輞的限制比后不能太打，一般不超過18mm，制動鼓在閉口一側可開小口，可用于檢查制動器制動間隙 2、制動蹄 中重型貨車的制動蹄多采用鑄鐵或厚板沖壓焊接。制動蹄斷面形狀應能保證其剛獨好，斷面有工字型。山字形和H字型幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，約為5-8mm摩擦襯片的厚度多在8mm以上，襯片可以鉚接在制動蹄上。 3、制動底板 制動底板式除制動鼓外制動器給零件的安裝基體，應保證個安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受制動器工作時的制動反力矩。故應具有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓而成的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH370-12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩小，踏板行程加大，襯片磨損不均勻。 4、支撐 制動蹄的支撐，結構簡單，支撐銷一般由45號鋼制造并高頻淬火。 5、凸輪式張開機構 凸輪式張開機構的凸輪是由45號鋼模鍛成一體的毛胚鑄造而成，在精加工后經高頻淬火處理。凸輪軸由模鍛鐵或者球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪經過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由45號鋼制造，高頻淬火。 6、制動間隙的調整方法及間隙調整機構 制動鼓與摩擦襯片間在未制動時應有間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般鼓式制動器的間隙為0.2-0.5mm；此間隙的存在會導致制動踏板的行程損失，因而間隙量要盡量的小，因為隨著制動器的磨損。制動器的制動間隙將會越來越大，因此制動器必須有間隙調整機構。 采用凸輪張開裝置的鼓式制動器的間隙調整，可以通過調整與制動凸輪相配合的制動調整臂內的渦輪，蝸桿機構來實現(xiàn)，調整臂是由制動氣室來推動的。 2.3 制動器主要性能參數(shù)的計算 對一般汽車而言，當汽車各輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，以及前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有3種，即 （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑 這種工況是穩(wěn)定工況，但在制動時汽車喪失轉向能力，附著條件沒有充分利用 （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑 這種情況中，后軸可能出現(xiàn)側滑，是不穩(wěn)定工況，附著利用率也低 （3）前、后輪同時抱死拖滑 這種情況可以避免后軸側滑，同時前轉向輪只有在最大制動強度下才使汽車喪失轉向能力，較之前兩種工況，附著條件利用情況好。 2.3.1理想的前、后制動器的制動力分配曲線 由于制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用、制動時汽車的方向穩(wěn)定性均較為有利。在任何附著系數(shù)φ路面上，前、后車輪同時抱死附著力同時被充分利用的條件是：前、后制動器制動力之和等于附著力，且前、后車輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即 由上式得到， 由以上兩式得， 將上式繪制成以Fμ1為橫坐標，F(xiàn)μ2為縱坐標的曲線，即為理想的前、后制動器制動力分配曲線，簡稱為I曲線。 圖2.1 然而，對于目前大多數(shù)兩軸汽車，其前、后制動器制動力的比值為一定值，常用前制動器制動力Fμ1與汽車總制動器制動力Fμ之比來表明實際制動力分配的比例，稱為制動器制動力分配系數(shù)β，即 （式6） 在I曲線的坐標中，該關系表示成一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為（式7），這條直線稱為實際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。β線與I線的交點處的附著系數(shù)稱為同步附著系數(shù)φ0。（式8） 由分析可得到，當φ<φ0時，β線位于I曲線的下方，制動時總是前輪先抱死。 當φ=φ0時，制動時前、后輪將同時抱死 當φ>φ0時，β線位于I曲線的上方，制動時總是后輪先抱死。 同步附著系數(shù)φ0是由汽車結構參數(shù)決定的、反映汽車制動性能的一個參數(shù)。 直到20世紀50年代，當時的道路條件還不是很好，汽車的行駛速度也不是很高，后輪抱死側滑的后果也并不顯得像前輪抱死而喪失轉向能力的后果那樣嚴重，因此，往往將φ0值定得較低，即處于常用附著系數(shù)范圍的中間偏低區(qū)段。而現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會發(fā)生掉頭而喪失轉向操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的φ0值均有增大的趨勢。國外有的文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車取φ0≥0.6；貨車取φ0≥0.5為宜。在條件允許的情況下應取大些，這樣制動穩(wěn)定性好。 2.3.2利用附著系數(shù)φi與制動強度z的關系 利用附著系數(shù)就是在某一制動強度z下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)φi，其定義為（式9）。 其中，F(xiàn)Xbi為對應于制動強度z，汽車對第i軸產生的地面制動力；FZi為制動強度為z時，地面對第i軸的法向反力；φi為第i軸對應于制動強度z的利用附著系數(shù)。 前軸利用附著系數(shù)φf可按下式求得。 （式10） 后軸利用附著φr可按下式求得。 （式11） 圖2.2 2.3.3制動效率 制動效率E定義為車輪不抱死的最大制動減速度與車輪和地面間摩擦因數(shù)之比值。亦即車輪將要抱死時的制動強度z與利用附著系數(shù)φi。 汽車的前軸車輪制動效率為（式12） 汽車的后軸車輪制動效率為（式13） 圖2.3 顯然，利用附著系數(shù)φi愈接近制動強度z，即φi的值越小，或比值z/φi（即制動效率）愈大，則路面的附著條件就發(fā)揮得愈充分，汽車制動力分配的合理程度也就愈高。通常以利用附著系數(shù)φi與制動強度z的關系曲線或制動效率曲線來描述汽車制動力分配的合理性。最理想的情況是利用附著系數(shù)φi總等于制動強度z這一關系。例如，具有理想制動力分配的汽車，其利用附著系數(shù)φi與制動強度z滿足φf=φb=z。 由圖2.1可知，較大的φ0可以使汽車在大多數(shù)的道路附著條件下不產生后輪先抱死進而發(fā)生甩尾的情況。然而，并不是φ0取得越大越好，因為圖2.1還告訴我們，φ0越大（交點越遠），則在常用的道路附著系數(shù)范圍內，I曲線和β線間隔越大（可由式8、式7、式6可以得出φ0越大，β越大，β線的斜率越小，即表明附著效率較低。由于φ0增大造成的β的增大使得前、后軸的利用附著系數(shù)有著相反的變化趨勢，過大的β（即等效意味著過大的φ0）會使前、后軸的利用附著系數(shù)中總有一者過大，遠大于制動強度，制動效能下降。 雖然從中看出β越大，φ0越大，然而，又由式10和式11得到過大的β會使前/后軸的利用附著系數(shù)增大，遠大于制動強度，制動效能下降。 2.3.4.法規(guī)要求 歐洲經濟委員會(ECE)制定的ECE R-13制動法規(guī)，它綜合地考慮了制動穩(wěn)定性與制動效能等因素，對汽車軸間制動力分配提出了明確的要求，并已得到了世界各國的普遍認同。我國GB 12676-1999附錄A<制動力在車軸（橋）之間的分配及牽引車與掛車之間制動協(xié)調性要求>即等效采用了其內容。 另外，對車輛分類的規(guī)定為（只摘取一部分）： M類：至少具有4個車輪，用于載客的機動車輛。M類車輛分為M1、M2、M3、三種類型車輛。其中，M1類似用于載客的乘客座位（駕駛員座位除外）不超過8個的載客車輛。 本車屬于M3類車輛，ECE R-13對M3類車輛的規(guī)定為 （1） 制動強度z=0.15～0.61之間，利用附著系數(shù)φ與制動強度z滿足φ=(z+0.07)/0.85的關系。 （2） 當z=0.1時，φ=0.2 當.z=0.61時，φ=0.8 （3） 在制動強度z=0.15～0.3時，把φ= z+0.08和φ=z-0.08代入制動力時，如果φ= z+0.08的制動力大于代入φ=z-0.08的制動力時，則有，當z=0.15～0.3時，要滿足φ=z-0.08的關系，即z=0.15時，得φ=0.07，z=0.3時，得φ=0.22 可見，得到φ=z-0.08的直線如下圖 =0.3~0.61時，要滿足φ=(z-0.02)/0.74的關系，即z=0.3時，得φ=0.3 Z=0.61時，得φ=0.8，就可得到φ=(z-0.02)/0.74的一條直線，（見下圖） 把以上3條直線方程分別描繪在前，后地面制動力關系圖上，就得到如下圖所示的實際制動力分配線的限制范圍，也就是說，利用附著系數(shù)φ=0.2~0.8范圍內實際制動力線應在該曲線限制區(qū)域內。 圖2.4 ECE法規(guī)對M3類型車輛的制動力分配 對于空載和滿載情況下分別對β在此法規(guī)限定下的許用范圍進行求解，具體過程見程序，由ECE法規(guī)得到的相應的制動器制動力分配系數(shù)β和制動強度z之間的關系如圖2.5。得到對于本車而言，β在ECE法規(guī)允許的條件下，其取值范圍為[0.6870,0.8647] 圖2.5 接著，我們由式確定許用的φ0的范圍。通過β和φ0的關系，我們可以求得在此β范圍對應的同步附著系數(shù)φ0的值范圍。 綜上，其許用的滿載同步附著系數(shù)φ0范圍為[0.6 0.8] 綜合考慮同步附著系數(shù)φ0對于制動穩(wěn)定性與制動效率的影響，取滿載同步附著系數(shù)φ0=0.8，此時確定的β為0.7095，相應的空載同步附著系數(shù)φ0=0.7158 在此系統(tǒng)中，當制動系統(tǒng)具有固定比值時，即能使實際制動力分配曲線接近于理想制力分配曲線，滿足制動法規(guī)的要求。 第三章 制動器的計算 3.1 鼓式制動器的設計計算及主要結構參數(shù)的確定 3.1.1，制動鼓內徑D 制動鼓內徑的選擇主要受輪輞直徑的限制，即制動鼓的外徑與輪轂內經應有一定的空間以便散熱。其間隙一般不小于20mm。另外，制動鼓應有足夠的厚度，以保持較好的剛度和較大的熱容量。以減小制動時的溫升，降低熱衰退喝減小摩擦片的磨損。如鼓徑小，剛度就較好，有利于保護制動鼓的加工精度和制動力矩的穩(wěn)定。如鼓徑大，制動時的散熱條件較差，而且輪輞受熱可能粘住內胎。一般推薦值：轎車；0.64~0.74；貨車：0.70~0.83根據(jù)輪輞直徑為508mm取D=400mm時，D/Dr=0.78，符合推薦值。 3.1.2 摩擦片的寬度B和摩擦襯片包角θ 制動鼓直徑D確定后，摩擦襯片的寬度b和包角便決定了襯片的摩擦面積Ap，因為：Ap=Rbθ，所以，制動器各蹄襯片總的摩擦面積Ap愈大，則制動時所受單位面積的正壓力（一般簡稱單位壓力）和能量負荷愈小，從而磨損特性愈好。但個車輪鼓式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量而增加。 試驗表明，摩擦襯片包角θ=90°~100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。θ再減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。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并不大，而且將使制動作用不平衡，容易使制動器發(fā)生自鎖，故包角θ一般不宜大于120°。本次設計θ取為100° 將θ=100°，D=400mm。Ap=1000mm2 代入b=2Ap/Dθ得，b=131.53mm，取整后選b=135mm。滿足QC/T309-1999中的寬度系列標準。 3.1.3 摩擦片與制動鼓之間的摩擦系數(shù) 在常溫下技術條件要求摩擦片的摩擦系數(shù)一般為0.42~0.45，而在計算時一般取=0.3.這是因為在溫度升高時會降低，另外考慮計算時，未考慮摩擦副的效率。 表3—1 襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量 ma／t 單個制動器總的襯片摩擦面積 Ap／cm2 轎車 0．9-1．5 1．5～2．5 100--200 200--300 貨車及客車 1．0--1．5 1．5--2．5 2．5～3．5 3．5--7．0 7．0--12．0 12．0--17．0 120--200 150--250 (多為150--200) 250--400 300--650 550--1000 600--1500 多為600~1200 3.2 制動器主要零件的結構形式 1．制動鼓 制動鼓應具有高的剛性喝大的熱容量，在制動時保證制動溫度不會過高，制動鼓的材料與摩擦襯片的材料應能匹配，能保證具有較高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中重型貨車多采用灰鑄鐵HT200或HT250。 制動鼓壁厚的選取主要從剛度和強度方面考慮的。壁厚取大些有助于怎增大熱容量。但受到輪輞的限制比后不能太打，一般不超過18mm，制動鼓在閉口一側可開小口，可用于檢查制動器制動間隙 2．制動蹄 中重型貨車的制動蹄多采用鑄鐵或厚板沖壓焊接。制動蹄斷面形狀應能保證其剛獨好，斷面有工字型。山字形和H字型幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，約為5-8mm摩擦襯片的厚度多在8mm以上，襯片可以鉚接在制動蹄上。 3．制動底板 制動底板式除制動鼓外制動器給零件的安裝基體，應保證個安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受制動器工作時的制動反力矩。故應具有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓而成的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH370-12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩小，踏板行程加大，襯片磨損不均勻。 4．支撐 制動蹄的支撐，結構簡單，支撐銷一般由45號鋼制造并高頻淬火。 5．凸輪式張開機構 凸輪式張開機構的凸輪是由45號鋼模鍛成一體的毛胚鑄造而成，在精加工后經高頻淬火處理。凸輪軸由模鍛鐵或者球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪經過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由45號鋼制造，高頻淬火。 6．制動間隙的調整方法及間隙調整機構 制動鼓與摩擦襯片間在未制動時應有間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般鼓式制動器的間隙為0.2-0.5mm；此間隙的存在會導致制動踏板的行程損失，因而間隙量要盡量的小，因為隨著制動器的磨損。制動器的制動間隙將會越來越大，因此制動器必須有間隙調整機構。 采用凸輪張開裝置的鼓式制動器的間隙調整，可以通過調整與制動凸輪相配合的制動調整臂內的渦輪，蝸桿機構來實現(xiàn)，調整臂是由制動氣室來推動的。 7. 摩擦片與制動鼓之間的摩擦系數(shù) 在常溫下技術條件要求摩擦片的摩擦系數(shù) 一般為0.42~0.45，而在計算時一般取=0.3.這是因為在溫度升高時會降低，另外考慮計算時，未考慮摩擦副的效率 3.3 制動器的設計計算 一.同步附著系數(shù)的選擇 同步附著系數(shù)是共設計是確定前，后軸制動力分配比例的一種路面附著系數(shù)。在這種路面上，汽車前后輪產生的制動力矩恰好等于路面的附著力矩，此時的汽車制動效果最好。如何選擇，是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個比較重要的問題。在汽車總重和重心位置已經確定的前提下，的選擇就決定了前后制動力的分配比。 影響同步附著系數(shù)的因素很多。首先，所選的應使得在常用路面上，附著重量的利用程度較高。具體而言：（1）在較好的路面上行駛，則選的值可以較高些；反之取得較低些。（2）從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。（3）若常在山區(qū)行駛的汽車，值宜取低些。今些年來為了防止出現(xiàn)后輪抱死，汽車出現(xiàn)危險的側滑情況，值的選擇有越來越大的趨勢。按一般經驗推薦： 轎車：0.65-0.80 輕型客車，輕型貨車：0.55-0.70 大型客車及中重型貨車0.45-0.65 初步選取值=0.45-0.65 制動器制動力分配系數(shù)范圍的確定 想根據(jù)制動器制動力分配系數(shù)的定義： F1——前制動器制動力； F——總的汽車制動器制動力；F2-——后制動器制動力 F=F1+F2, F2=(1-)F 如果汽車在同步附著系數(shù)為的路面上制動，這時候前后輪將同時抱死，既：F=X==Ga, 為車總的同步附著力，這樣可得到：= =, 地面對前輪的法向反力地面對后輪的法向反力 前輪制動力矩 后輪制動力矩 求解方程組 得到； b是車重心到后軸的距離 b==1892.4mm 將其結果代入公式（3），就得到了在045-0.65范圍內的制動力分配系數(shù)的范圍：0.424-0.467將其代入公式（2）得到前軸制動力距與后軸制動力矩比值范圍： 0.736-0.876 （三）確定前，后軸最大附著力矩 根據(jù)公式，前后軸的附著力矩按下列式子計算： 前軸附著力矩： 后軸附著力矩v 式中. 前后軸制動附著力矩 Hg質心高度，此處Hg=1 m =0.1-0.8；Rr 車輪滾動半徑，此處Rr=0.509m按照最好的路面所能提供的路面附著系數(shù)是0.7來計算，得到前后軸所能得到的最大附著力矩：Mf= 26986.45N.m =29474.98N.m (四) 確定前后軸制動器最大制動力矩 取=0.7時的前軸附著力矩為前軸最大止制動力矩： Mf=M1= 26986.446N.m 后軸最大制動力矩： Mr=M2=Mf/(0.736~0.876)=30806.4-36666.4N.m。 （五）效能因素的計算 領蹄：=1.1646 式中： ==1.465 = = = = 從蹄：=0.4845 式中：=1.465 =0.7571 =1.1701 整體制動器的效能因素： =|+=1.1646+1.6491 效能因素與摩擦片摩擦系數(shù)關系曲線如下 （六）制動凸輪施加于蹄齒的作用力P的計算 前制動器： 前軸最大制動力矩（=0.7） Mf=(G1+0.7GxHg/L)x0.7Rr=26986.446N.m 一個車輪的制動力矩=Mf/2=13493.223N.m 領蹄：==28965.36N 從蹄：==69638.85N 后制動器Mr= Mf/（0.736-0.876）=30806.4-36666.4N.m 領蹄：==33065.3-39355.1N 從蹄：==79479.94-94598.6N （七）所需制動凸輪扭矩的計算 凸輪扭矩公式：==1222.056N.m 式中 （八）制動調整臂長度的確定 前制動： =0.121m 取11.7cm 后制動器：=0.120-0.151m 取=12.5cm 3.4制動器性能參數(shù)的驗算 1 制動器的制動力矩 （1）前制動器 凸輪扭矩 =637KPa0.0146 0.117m=1088.12N.m =25792.72N =62004.88N =14015.74N.m 前軸兩輪制動器的制動力矩 =28031.48N.m （2）后制動器 凸輪扭矩=637KPa×0.0180×0.125m=1433.25N.m =115644.86N ∵ ∴=33973.55N =81671.31N =15826.84N.m 后輪兩輪制動器的制動力矩 =31635.69N.m 2 同步附著系數(shù) 前后附著力矩的比值=0.7592 =0.485 值在0.45~0.65內，符合設計要求 3 制動減速度和制動距離 最大減速度 ——汽車總重 式中： W-汽車總重 -有效的總制動力 G-重力加速度 < <時 ≥ <時 < ≤時 ≥ ≥時 制動距離： 式中：-車速 -制動踏板開始移動到產生減速度的時間（克服蹄片與制動鼓之間的間隙）此處取=0.1s -減速度產生至到達最大時的時間，此處取=0.4s 下圖為=0.7時汽車在不同的制動氣壓下得到的制動距離和制動減速： 從上面的計算可以看出來：在=0.7時，在最大制動氣壓637~813Kpa（6.5~8.3kgf/）的下限，即最大制動氣壓為637Kpa下的制動減速度Jmax（6.5）=6.77（）,在車速為30km/h時的制動距離S（6.5）=8.06（m），達到了制動距離不大于10m的設計要求。 4，磨損性計算 （1）單位摩擦片所承擔的車重 前制動器摩擦面積：=0.2262 前制動器摩擦面積的車重=23.330 后制動器摩擦面積：=0.3351 后制動器摩擦面積的車重=31.830 總制動器摩擦面積：=0.5613 后制動器摩擦面積的車重=31.830在16~35范圍內，合格 （2）摩擦片單位壓力 前輪平均單位壓力：=1700KPa 前輪摩擦片最大單位壓力=2141KPa 后輪平均單位壓力：=1574KPa 后輪摩擦片最大單位壓力=1904KPa 相關法規(guī)規(guī)定，如領從蹄摩擦片的包角相同，則領從蹄的值一般在1.8~2.5的范圍內，即為合格，所以本設計的摩擦片合格。 3.5 制動器工藝性分析 在設計中我們還應該注意零件的結構公益性要求。所謂結構工藝性是指所設計的產品，零部件在滿足使用要求的前提下，制造，維修的可行性和經濟性。其中包括毛胚制作，熱處理，機械加工，裝配和修理的結構工藝性。結構工藝是隨著生產類型和生產條件的不同，以及機械工業(yè)技術水平的發(fā)展而變化的。 （一） 設計中結構工藝性概述 1，零件結構的機械加工工藝性 設計中，零件的螺紋，中心孔，彈簧，螺栓等的結構尺寸，都是按國家標準確定的。另外，由于制動鼓，制動底板都是自行設計的，所以通用性差，造成制造成本升高，故應盡量采用外購件 以簡化設計，降低成本。 2 零件結構尺寸和加工精度的確定 因為零件結構尺寸及其標注方法對產品的使用性能和加工難易程度有很大的影響，故其零件尺寸及其公差盡量符合國家保準，尺寸標注除考慮國家保準外，還考慮了零件的結構設計要求和加工工藝性要求，盡量使零件的加工基準和設計基準重合。盡量使設計尺寸都能順順序地作為工序尺寸，這樣以保證尺寸精度；盡量使定位基準和調整基準作為設計基準，使加工誤差減少，刀具調整方便，盡量從實際存在的和宜測量的表面標注尺寸。 （二） 制動器的裝配及調整說明 1 裝配 （1）汽車后輪制動器的裝配應按制動器各總成圖裝配圖中所闡述的要求進行。 （2）送交裝配的摩擦片和制動鼓的表面不應沾有油污。 （3）當蹄片裝到軸上時，蹄片軸的工作表面應涂上一層2號汽車通用鋰基脂，多余的油脂應除掉。 （4）選取一套凸輪調整墊片，使其裝入后，保證凸輪能自由轉動，且軸向間隙不大于1mm。 2 調整 調整的順序： （1）擰松：螺母——緊固蹄片軸用； （2）擰松：螺母——緊固前制動凸輪支架與前制動盤的螺栓用； 螺母———緊固后制動凸輪與支承座后制動盤的螺栓用； 螺栓——緊固后制動凸輪支承座與后橋殼用； （3）用壓縮空氣通入制動氣室，如果沒有壓縮空氣則應首先脫開制動氣室推桿，用于轉動凸輪調整臂使蹄片張開。 （4）用旋轉蹄片軸的方法使制動鼓與摩擦片之間在蹄片的兩端粘緊或行程相同的可能的最小間隙，間隙應用量規(guī)校驗； （5）在調整好的位置，當蹄片壓于制動鼓時 應擰緊：螺母——緊固蹄片軸用； 螺母——緊固后制動凸輪與支承座后制動盤的螺栓用 螺母——緊固后制動凸輪支承座與后橋殼用； 此時，凸輪應能自由轉動而無阻滯現(xiàn)象。 （6）調整制動鼓與摩擦片的間隙 使蹄片軸端保持在0.3mm左右，有凸輪的一端不小于0.5mm （7）調整以后，制動鼓應能均勻而自由的旋轉而不觸及摩擦片 （8）放松制動后，制動氣室推桿應能迅速回位而無阻滯現(xiàn)象。 （三）主要零部件的加工工藝過程 下面是制動鼓的加工過程 1、粗車制動鼓的端面，專用立式銑床，旋轉工作臺 2、鏜234m孔，車上表面，立式車床，兩個車刀 3、銑322mm凹臺，專用機床 4、粗車，半精車制動鼓內表面，三