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本科畢業(yè)設計（論文）
題 目： 輕型貨車鼓式制動器設計
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化（汽車技術(shù)）
班 級： 學 號：
學生姓名：
指導教師：
起迄日期：
設計地點：
摘 要
制動系統(tǒng)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(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)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。
鼓式制動也叫塊式制動，現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的制動鼓位于制動輪內(nèi)側(cè)，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動鼓的內(nèi)側(cè)，達到剎車的目的。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(chǎn)品為基礎，根據(jù)我國工廠目前進行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設計的要求進行設計。首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式、驅(qū)動形式及制動器主要參數(shù)，然后計算制動器的制動力矩、制動效能因數(shù)、制動減速度、制動溫升等，并在此基礎上進行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設計，如制動鼓、制動蹄、制動底板等。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(shù)，制動減速度，制動溫升
Ⅰ
ABSTRACT
In the vehicle brake system is very important. Braking failure can be result in serious consequences. The main part of the braking system is the brake. In the modern car brake shoe - brake drum which has high braking efficiency is still widely used.
Drum brake, also known as block-type brake. The mainstream of drum brakes is sheets style, and its brake shoes located inside the brake wheel. When braking, brake-blocks open outward to friction the inside of the brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. The design based on the actual product, accord to our country brake factory general new product development process, and union theoretical design requirements. The first, according to assigns vehicle the parameter and the specification, determine the brake structure, actuation structure and brake main parameters. And then calculate the braking torque, brake effectiveness factor, brake retarded velocity, brake temperature rise, etc. And the major components of the brake base on these to design. Finally, completes the assembly and details drawings.
KEY WORDS：Drum brake, Braking torque, Drake efficiency factor, Braking deceleration, Brake temperature rising
Ⅱ
目 錄
第一章 緒論 1
1.1引言 1
1.2 選題背景與意義 1
1.3 研究現(xiàn)狀 2
第二章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式與選擇 3
第三章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 4
3.1 制動力與制動力分配系數(shù) 4
3.2 同步附著系數(shù) 7
3.3 制動器最大制動力矩 8
3.4 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 10
3.4.1 制動鼓內(nèi)徑D 10
3.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β 10
3.4.3 摩擦襯片起始角 12
3.4.4 制動器中心到張開力P作用線的距離a 12
3.4.5 制動蹄支承點位置坐標k和c 12
3.4.6 襯片摩擦系數(shù)f 12
第四章 制動器的設計計算 13
4.1 制動器因素計算 13
4.2 制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 14
4.2.1 所需制動力的計算 14
4.2.2 確定制動輪缸直徑 15
4.2.3 輪缸的工作容積 15
4.2.4 制動主缸的直徑與工作容積 16
4.2.5 制動踏板力驗算 16
4.3 制動蹄片上的制動力矩 17
4.4 摩擦襯片的磨損特性 20
4.5 制動器的熱容量和溫升核算 22
4.6 行車制動效能計算 23
4.7 駐車制動的計算 23
第五章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設計 25
5.1 制動鼓 25
5.2 制動蹄 26
5.3 制動底板 26
5.4 制動蹄的支承 26
5.5 制動輪缸 27
5.6 摩擦材料 27
5.7 制動器間隙 28
第六章 三維建模 29
6.1 UG的特點 29
6.2 UG的應用 29
第七章 結(jié)論 32
7.1 論文結(jié)論 32
致謝 33
參考文獻 34
第一章 緒 論
1.1 選題背景與意義
隨著汽車性能的提高，對汽車安全性能的要求也越來越高。制動器是汽車制動系統(tǒng)中最重要的安全部件，對汽車的安全性有著重要的作用，因此對制動器的設計進行分析研究有著重要的意義。鼓式制動器作為現(xiàn)代汽車廣泛使用的具有較高制動效能的制動器，盡管對其的設計研究取得了一定的成績，但是對傳統(tǒng)鼓式制動器的設計仍然有著不可替代的基礎性和研發(fā)性作用，也可以為后續(xù)設計提供理論參考。這樣，在以后的設計研究當中，不僅可以延續(xù)鼓式制動器的優(yōu)點，還能在此基礎上設計出制動性能更好的制動器，滿足汽車的安全性和乘員舒適性，提高汽車的整體性能。
1.2 研究現(xiàn)狀
長期以來，為了充分發(fā)揮鼓式制動器的重要優(yōu)勢，旨在克服其主要缺點的研究工作和技術(shù)改進一直在進行中，尤其是對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(jié)構(gòu)和實際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)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。
如以某汽車前輪鼓式雙領蹄式制動器的制動蹄為研究對象，進行了受力分析并建立了力學模型，使用Pro／E建立了CAD模型，運用ANSYS進行了有限元分析和強度計算。詳細的分析結(jié)果驗證了原設計的合理性和CAD／CAE技術(shù)的功效。
參數(shù)化設計是三維實體造型方法的新發(fā)展。通過對UG軟件的二次開發(fā)，挖掘通用軟件的潛力，可以更好地滿足專業(yè)設計的要求。通過對鼓式制動器組件的參數(shù)化設計，為汽車制動器專用設計平臺的開發(fā)奠定了基礎。這不僅可以提高產(chǎn)品質(zhì)量，縮短研制周期，降低設計成本，還可極大地減輕勞動強度。
1.3 本文結(jié)構(gòu)
第一章主要介紹了鼓式制動器的發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義；第二章介紹了鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式及本課題所采用的結(jié)構(gòu)形式；第三章講述了制動系的主要參數(shù)及其選擇，包括制動器分配系數(shù)、同步附著系數(shù)及結(jié)構(gòu)參數(shù)；第四章講述了制動器驅(qū)動機構(gòu)的分析計算及選擇；第五章介紹了制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設計。
第二章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇
鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?
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）； （d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式
制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的轉(zhuǎn)動方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。
雖然領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)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(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)，易于調(diào)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(jù)設計車型的特點及制動要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)等因數(shù)，選用領從蹄式制動器，其支撐結(jié)構(gòu)型式為支承銷式支撐。
第三章 制動系的主要參數(shù)及其選擇
制動器設計中需要預先給定的參數(shù)有：
汽車軸距L=2560mm，前/后L1=1551mm,L2=1009mm;
輪胎選擇：6.00-14，車輪滾動半徑rr=315mm；
汽車空，滿載時的總質(zhì)量： ma’=1110kg，ma=3450kg，軸荷分配：前/后39.4%、60.6%；
空，滿載時的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度：hg’= 700mm,hg=820mm;
最高車速va=86km/h。
3. 1 制動力與制動力分配系數(shù)
汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為
-=0 （3.1）
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(zhuǎn)方向相反，N·m
— 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
（3.2）
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(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)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，其值不可能大于附著力，即
=Z （3.3）
或
== Z （3.4）
式中 — 輪胎與地面間的附著系數(shù)；
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(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)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(xù)上升（見圖3.1）
圖 3.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系
根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為：
=
= （3.5）
式中：G — 汽車所受重力，N；
L — 汽車軸距，mm；
— 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心高度，mm；
— 附著系數(shù)。
圖3.2 制動時的汽車受力圖
汽車總的地面制動力為：
=+==Gq （3.6）
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力。
由以上兩式可求得前，后車輪附著力為：
==
== （3.7）
上式表明：汽車附著系數(shù)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(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，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（3.6），（3.7）不難求得在任何附著系數(shù)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
== （3.8）
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(zhì)心離前，后軸距離；
— 汽車質(zhì)心高度。
由式（3.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。
由式（3.8）中消去，得
（3.9）
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3.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)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(shù)
== （3.10）
聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得
=
由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)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(shù)。
求得=0.586
圖 3.3 某載貨汽車的I曲線與線
3. 2 同步附著系數(shù)
由式（3.10）可得表達式
= （3.11）
上式在圖3.3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(shù)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(shù)=，則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是：
（3.12）
由已知條件以及式（3.12）可得
滿載時：
φ0=2560×0.586-1009820=0.6
根據(jù)設計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應在下列范圍內(nèi)：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。
故所得同步附著系數(shù)滿足要求。
制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線來評定。
利用附著系數(shù)就是在某一制動強度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。
根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應符合下列要
(1) 值在0.2～0.8之間時，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)
(2) q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，1線，即前軸利用附著系數(shù)應在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 q值在0.3～0.45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(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。
當φ>φ0時，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即F需=Fφ2。
F總=GL1φL1+φ-φ0hg=3450×9.8×1551×0.71551+(0.7-0.6)×820=22479N
q=L1φL1+φ-φ0hg=1551×0.71551+(0.7-0.6)×820=0.665
q≥0.1+0.85×0.7-0.2=0.525
故設計的制動器制動力分配符合要求。
3. 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(wěn)定性。
最大制動力是在汽車附著質(zhì)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（3.8）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
== （3.13）
式中：, — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；
— 同步附著系數(shù)；
hg — 汽車質(zhì)心高度。
通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7。制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即
= （3.14）= （3.15）
式中： — 前軸制動器的制動力，；
— 后軸制動器的制動力，；
— 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(jù)市場上的大多數(shù)輕型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB 9744-2007；選取的輪胎型6.00-14。由GB2978可得有效半徑=315mm
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(shù)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.7）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(chǎn)生的最大制動力矩為
Tf1max=Z1φrg=GLL2+φhgφrg (3.16)
Tf2max=1-ββTf1max (3.17)
由式（3.16），式（3.17）可得
Tf1max=Z1φrg
=3450×9.825601009+0.7×820×0.7×315×10-3=4610N·m
Tf2max=1-ββTf1max=1-0.5860.586×4610=3257N·m
當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，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。
3. 4 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)
3. 4. 1 制動鼓內(nèi)徑D
輸入力P一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D(圖3.4)受輪輞內(nèi)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(nèi)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，以減小制動時的溫升。
由選取的輪胎型號6.00-14，得
Dr=14×25.4=355.6mm
由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，從表3.1
表3.1制動鼓工作直徑
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
20，22.5
制動鼓最大內(nèi)徑/mm
轎車
180
200
240
260
—
—
貨車
220
240
260
300
320
420
取得制動鼓內(nèi)徑=260mm
輪輞直徑Dr=355.6mm,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=0.70~0.83；經(jīng)過計算，屬于0.70~0.83范圍內(nèi)。因此符合設計要求。
圖3.4鼓式制動器的主要幾何參數(shù)
3. 4. 2 摩擦襯片寬度b和包角β
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(zhì)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=Rβb。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(jù)統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大，具體數(shù)據(jù)見表3.2。
試驗表明，摩擦襯片包角為：90o～100o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角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不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)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(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa，以及國家標準QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=75mm。
根據(jù)國外統(tǒng)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(zhì)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，則制動時產(chǎn)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
(3.18)
表3.2 制動器襯片摩擦面積
式中是以弧度(rad)為單位，
故摩擦襯片的摩擦面積A=130×75×3.14×110°/180°mm2=187cm2
單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=374 cm2，如表3.2所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。
3. 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=。
3. 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(nèi)的條件下，應使距離a(圖3.4)盡可能大，以提高制動效能。初取a=0.8R左右，則取a=104mm。
3. 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干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大(圖3.4 )。初取k=0.2R=25mm，c=104mm。
3. 4. 6 襯片摩擦系數(shù)f
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領從蹄式制動器而言，提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性是非常重要的。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。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已無大問題。因此，在假設的理想條件下進行制動器設計時，取=0.4可使計算結(jié)果接近實際。
第四章 制動器的設計計算
4. 1 支承銷式領—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因數(shù)計算
圖4.1制動器因數(shù)計算分析簡圖
單個領蹄的制動蹄因數(shù)：
BF1=fhr/(Aα'r-fB)
單個從蹄的制動蹄因數(shù)：
BF2=fhr/(Aa'r+fB)
式中：
A=a0-sina0cosa34sinα02sinα32
B=1+α'rcosα02cosα32
其中，α3=110°+arctan25104=207°。a0為∠a0對應的弧度，單位弧度。
A=110°360°×2π-sin110°cos207°4×sin110°2sin207°2=0.865
B=1+107130cos110°2cos207°2=0.890
則：
BF1=0.4×2081300.865×107130-0.4×0.890=1.80
BF2=0.4×2081300.865×107130+0.4×0.890=0.60
BF=BF1+BF2=1.8+0.6=2.4
表4.1不同類型制動器的制動器因數(shù)
4. 2 制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算
4. 2. 1 所需制動力計算
根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得：
地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
（4.1）
汽車總的地面制動力為：
（4.2）
前、后軸車輪附著力為：
（4.3）
（4.4）
故所需的制動力
F需= （4.5）
=3450×9.825601551-0.665×820×0.7=9298N
4. 2. 2 確定制動輪缸直徑
制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力P有如下關系：
(4.6)
式中：
——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 10MPa。
由式 ，及張開力的計算公式：與制動器因數(shù)定義,式(4.6)可表示為：
2×π4dw2p?BF?rrg≥F需
得： (4.7)
dw≥9298×2×3153.14×2.4×10×130=24.5mm
輪缸直徑應在GB7524—87標準規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
取得 dw=25mm。
4. 2. 3 輪缸的工作容積
一個輪缸的工作容積：
(4.8)
式中：——一個輪缸活塞的直徑；
n——輪缸的活塞數(shù)目；
——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：在初步設計時，對鼓式制動器取=2～2.5mm。
——消除制動蹄(制動塊)與制動鼓(制動盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器約等于相應制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍；
——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計算；
，——鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗確定。
可得一個輪缸的工作容積：
VW=π41ndw2δ=π4×12252×2.3mm3=2257mm3
全部輪缸的總工作容積
(4.9)
式中 m——輪缸數(shù)目。
則全部輪缸的總工作容積V =4×2831mm3 =9028 mm3
4. 2. 4 制動主缸直徑與工作容積
制動主缸應有的工作容積
Vm＝V十V′
式中 V′——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。
在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為Vm。取Vm＝1.3V，式中V為全部輪缸的總工作容積。
主缸活塞直徑Vm和活塞行程Sm可內(nèi)下式確定
Vm=π4×dm2?sm
一般
sm=(0.8~1.2)dm （取sm=1.0dm）
得： dm=sm=24.6mm
主缸的直徑應符合系列尺寸。主缸直徑的系列尺寸為；19，22，26，28，32，35，38，40,45mm。
故取dm=26mm。
4. 2. 5 制動踏板力驗算
制動踏板力可用下式計算：
. (4.10)
式中：——主缸活塞直徑；
——制動管路的液壓；
——踏板機構(gòu)傳動比，，一般為2～5，取4.5；
，——見圖4.2；
——踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取0.85～0.95，取為0.90。
圖4.2 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)計算用簡圖
Fp=π4×(25×10-3)2×10×106×14.5×10.9×14.5=269N
踏板力FP不應超過500一700N,故符合要求。
4. 3 制動蹄片上的制動力矩
在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關系。
圖 4.3張開力計算用簡圖
增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下：
TTf1=fN1ρ1 （4.11）
式中：——單元法向力的合力；
——摩擦力的作用半徑(見圖 4.3 )。
如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。
為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式：
（4.12）
式中：—— 軸與力的作用線之間夾角；
——支承反力在工：軸上的投影。
解式（4.12），得
（4.13）
對于增勢蹄可用下式表示為
（4.14）
對于減勢蹄可類似地表示為
（4.15）
為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，有：
（4.16）
(4.17)
因此
式中：。 (4.18)
并考慮到
(4.19)
則有
(4.20)
如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄的和同，顯然兩種蹄的和值也不同。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
(4.21)
由之前的計算可得上式各參數(shù)如下：
c'=c2+k2=1042+252=107mm
h=a+c=104+104=208mm
a'=35°-13.5°=21.5°
a''=110°+21.5°=131.5°
則：
δ1=δ2=δ=arctancos2×21.5°-cos2×131.5°2×110°180°×3.14-sin2×131.5°+sin2×21.5°=8.8°
ρ1=ρ2=ρ=4R(cosα'-cosα'')(cos2α'-cos2α'')2+(2β-sin2α''+sin2α')2
=4×130×10-3×(cos21.5°-cos131.5°)(cos2×21.5°-cos2×131.5°)2+(2×110°180°×3.14-sin2×131.5°+sin2×21.5°)2=163mm
由式對于增勢蹄：
TTf1=P1fhρ1c'cosδ1+fsinδ1-fρ1=19621×0.4×208×163107×cos8.8°+sin8.8°-0.4×163=4676N?m
對于減勢蹄：
TTf1=P1fhρ1c'cosδ1-fsinδ1+fρ1=19621×0.4×208×163107×cos8.8°-sin8.8°+0.4×163=1721N?m
故對于后軸單個鼓式制動器有：
Tf=TTf1+TTf2=4676+1721=6397N?m
對于后軸有：T=2=12794N·m
由上式得出自鎖條件。當該式的分母等于零時，蹄自鎖：
(4.22)
如果式 (4.23)
成立，則不會自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得：
c'cosδ1ρ1-c'sinδ1=107×cos8.8°163-107×sin8.8°=0.72>f=0.4
式成立，不會自鎖
由式(4.17)可求出領蹄表面的最大壓力為
qmax1=P1hρ1bR2cosα'-cosα''c'cosδ1+fsinδ2-fρ1=19621×0.4×208×16375×1302cos21.5°-cos131.5°107×cos8.8°+sin8.8°-0.4×163=1.93Mpa
，，，R，，——見圖4.3；
，——見圖5.3；，
b——摩擦襯片寬度；
——摩擦系數(shù)。
4. 4 摩擦襯片的磨損特性計算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、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(shù)和表面狀態(tài)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(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^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(nèi)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，則襯片的磨損愈嚴重。
制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為。
雙軸汽車的單個后輪制動器的比能量耗散率為
(4.24)
(4.25)
式中：δ ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；
——汽車總質(zhì)量；
— —汽車制動初速度與終速度，；計算時貨車取= 86 km/h(23.9m/s)；
j——制動減速度，，計算時取j=0.6g；
t——制動時間，s；
——前、后制動器襯片的摩擦面積；
β ——制動力分配系數(shù)。
故當=40 km/h時：
t=v1-v2j=23.9-11.10.6×9.8=2.18s
單個后輪制動器的比能量耗散率為
e2=12?δmav12-v222tA21-β=12?1×345023.92-11.122×2.18×374×1-0.586=0.20w/mm2
當=0 km/h時：
t=v1-v2j=23.9-00.6×9.8=4.06
單個后輪制動器的比能量耗散率分別為
e2=12?δmav12-v222tA21-β=12?1×345023.92-02×4.06×374×1-0.586=0.51w/mm2
對于鼓式制動器，比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂，其比能量耗損率不大于1.8W／mm2，轎車盤式制動器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2。
由以上計算可知滿足要求
磨損特性指標也可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。
單個車輪制動器的比摩擦力為
Ff0=TfRA=6397130×374=0.13N?mm2
式中：——單個制動器的制動力矩;
R——制動鼓半徑；
A——單個制動器的襯片摩擦面積。
當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0.48 N/mm2為宜，所以以上設計符合要求。
磨損和熱的性能指標也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來衡量
(4.26)
式中：——汽車總質(zhì)量，kg；
——汽車最高車速，m/s
——車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，
——許用滑磨功，對貨車取＝600～800 J/mm2；
Lf=mavamax22=3450×23.922×4×374=659J/mm2≤Lf
由上式亦可得以上設計符合要求。
4. 5 制動器的熱容量和溫升的核算
應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：
(4.27)
式中：——各制動鼓的總質(zhì)量；
——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量；
——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg·K)，對鋁合金c=880J／(kg·K)
——與制動鼓相連的受熱金屬件的比熱容；
?t ——制動鼓的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15℃)；
L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即：
(4.28)
式中：——滿載汽車總質(zhì)量；
——汽車制動時的初速度，可取；
β ——汽車制動器制動力分配系數(shù)。
代入數(shù)據(jù)計算得：
=3.235J
=0.715J
又有=20kg =38kg
故：
=L/
=(3.235 + 0.715）/(20482+38×880)=9.7<15
因此所設計的制動器溫升符合要求。
4. 6 行車制動效能計算
行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離來評價的。
汽車的最大減速度由下式確定：
(4.29)
由此得出
(4.30)
式中：——汽車所受重力，N
——附著系數(shù)
g——重力加速度，=9.8 m/s2
v——制動初速度，m/s.
故最大減速度=0.8 g
制動距離S= (4.31)
式中：——機構(gòu)制動滯后時間，取0.2s
——制動器制動力增長過程所需時間，取0.6s
+——制動作用時間，一般在0.2s～0.9s之間
V——制動初速度，由表 取為80km/h
S=13.6×0.2+0.6×80+80225.92×0.8×9.8=49.3m
我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上計算及表 可得制動距離S=49.3m< =50.7m。
故該制動系的行車制動效能滿足要求。
4. 7 駐車制動的計算
汽車在上坡路上停住時的受力簡圖如圖 3.6 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為
車輪的附著力為：
(4.32)
同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：
(4.33)
根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由
(4.34)
圖 4.4 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖
求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為
(4.35)
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為
(4.36)
故 滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為
α=arctan0.7×15512560-0.7×820=28.7°
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為
α'=arctan0.7×15512560+0.7×820=19.1°
一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。
由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。
第五章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設計
5. 1 制動鼓
圖 5.1 制動鼓
（a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓
1 沖壓成形輔板；2鑄鐵鼓筒；3 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4 鑄鋁合金制動鼓
制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。一些轎車采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓(圖 5.1(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓(圖5.1(c))在轎車上得到了日益廣泛的應用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。本設計中采用材料為HT250。
制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。
制動鼓相對于輪轂的對中如圖所示，是以直徑為的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(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進行動平衡。許用不平衡度對轎車為15～20N·cm。
制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容 量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 7～12mm，中重型貨車為13～18mm（本設計取12mm）。制動鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動器間隙。
5. 2 制動蹄
圖 5.2 鑄鐵制動蹄
轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度，貨車的約為 5～8mm（本設計取6mm）。摩擦襯片的厚度，貨車多用 8mm以上（本設計取9.5mm）。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。
5. 3 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。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。
5. 4 制動蹄的支承
二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)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(diào)。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(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—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(cè)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(gòu)調(diào)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. 5 制動輪缸
是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞。
5. 6 摩擦材料
制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。
目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。
另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f =0.4 以上)，沖擊強度比模壓材料高4～5 倍。但耐熱性差，在200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。
粉