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1、摘要目前，随着汽车行业的日益兴旺，对汽车零件的要求也越来越高，制动系执行机构-制动器的设计缺陷导致汽车制动系统的忽视进而使汽车交通事故现象越来越严重。因此正确的制动器设计应该被准确深入研究。本文对应用在豪华客车上的气压制动器的设计，对制动系的参数选择进行详细的分析，并且估算了应用该豪华客车的制动器的参数及结构形式，同时对制动器的制动主要部件制动蹄片进行了受力分析，并且分析在驻车情况下车的受力及坡角。豪华客车上的气压凸轮制动器对汽车安全性能的提高起到重要作用，这也为以后的研究设计提供了必备的参数。关键词：客车；制动器；参数；分析；结构。AbstractAt present, as the aut
2、o industrys increasingly prosperous auto parts are also getting higher and higher requirements, implementation of the braking system - brake design flaw led to the neglect of the vehicle braking system so that the phenomenon of more and more serious car accident. Therefore, the correct brake designe
3、d to be accurate and in-depth study. Application of this article in the luxury passenger car brake pressure on the design parameters of the braking system of choice for detailed analysis and estimates the application of the luxury passenger car brakes in the form and structure of the parameters, at
4、the same time the brakes on the brake of the main brake parts Carried out a shoe analysis, and analysis of the situation in the car and get off in the force and slope angle. The luxury bus cam brake pressure on the improvement of vehicle safety performance has played an important role in this for th
5、e future research and design to provide the necessary parameters. Key words: passenger cars; brakes; parameters; analysis; structure.1 绪论1.1 汽车制动系概述尽可能提高车速是提高运输生产率的主要技术措施之一。但这一切必须以保证行驶安全为前提。因此，在宽阔人少的路面上汽车可以高速行驶。但在不平路面上，遇到障碍物或其它紧急情况时，应降低车速甚至停车。如果汽车不具备这一性能，提高汽车行驶速度便不可能实现。所以，需要在汽车上安装一套可以实现减速行驶或者停车的制动装置
6、制动系统。制动系是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的行驶安全性。随着高速公路的迅速发展和汽车密度的日益增大，交通事故时有发生。因此，为保证汽车行驶安全，应提高汽车的制动性能，优化汽车制动系的结构。制动装置可分为行车制动、驻车制动、应急制动和辅助制动四种装置。其中行驶中的汽车减速至停止的制动系叫行车制动系。使已停止的汽车停驻不动的制动系称为驻车制动系。每种车都必须具备这两种制动系。应急制动系成为第二制动系，它是为了保证在行车制动系失效时仍能有效的制动。辅助制动系的作用是使汽车下坡时车速稳定的制动系。汽车制动系统是一套用来使四个车轮减速或停止的零件。当驾驶员踩下制动踏板时，制动动作开始。踏板
7、装在顶端带销轴的杆件上。踏板的运动促使推杆移动，移向主缸或离开主缸。 主缸安装在发动机室的隔板上，主缸是一个由驾驶员通过踏板操作的液压泵。当踏板被踩下，主缸迫使有压力的制动液通过液压管路到四个车轮的每个制动器。液压管路由钢管和软管组成。它们将压力液从主缸传递到车轮制动器。盘式制动器多用于汽车的前轮，有不少车辆四个车轮都用盘式制动器。制动盘装在轮辋上、与车轮及轮胎一起转动。当驾驶员进行制动时，主缸的液体压力传递到盘式制动器。该压力推动摩擦衬片靠到制动盘上，阻止制动盘转动。图1-1汽车制动系统的基本部件1.液压助力制动器 2.主缸和防抱死装置 3.前盘式制动器 4.制动踏板 5.驻车制动杆 6.防
8、抱死计算机 7.后盘式制动器 很多汽车都采用助力制动系统减少驾驶员在制动停车时必须加到踏板上的力。助力制动器一般有两种型式。最常见的型式是利用进气歧管的真空，作用在膜片上提供助力。另一种型式是采用泵产生液压力提供助力。 驻车制动器总成用来进行机械制动，防止停放的车辆溜车，在液压制动完全失效时实现停车。绝大部分驻车制动器用来制动两个后车轮。有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制功器，因为在紧急停车中绝大部分的制动功需要用在车辆的前部。驻车制动器一般用手柄或脚踏板操作。当运用驻车制动器时，驻车制动钢索机械地拉紧施加制动的秆件。驻车制动器由机械控制，不是由液压控制。 每当以很强的压力进行制动时，车轮可能完
9、全停止转动。这叫做“车轮抱死”。这并不能帮助车辆停下来，而是使轮胎损失些与路面的摩擦接触，在路面上滑移。轮胎滑移时，车辆不再是处于控制下的停车，驾驶员处在危险之中。有经验的驾驶员知道，防止车轮抱死的对策是迅速上、下踩动制动踏板。这样间歇地对制动器提供液压力，使驾驶员在紧急制动时能控制住车辆。 现今许多新型车辆装备了防抱死制动系统(ABS)。防抱死制动系统做的工作与有经验驾驶员做的相同，只是更快、更精确些。它感受到某车轮快要抱死或滑移时，迅速中断该车轮制动器的制动压力。在车轮处的速度传感器监测车轮速度，并将信息传递给车上计算机。于是，计算机控制防抱死制动装置，输送给即将抱死的车轮的液压力发生脉动
10、。1.2 汽车制动器的工作原理一般制动系的工作原理可用下图所示的一种简单的液压制动系示意图来说明。个以内圆面为工作表面的金属的制动鼓8固定在车轮轮毅上，随车轮一同旋转。在固定不动的制动底板11上，有两个支承销12，支承着两个弧形制动卸10的下端。制动蹄的外圆面上又装有一般是非金属的摩擦片9。制动底板上还装有液压制动轮缸6，用油管5与装在车架上的液压制动主缸4相连通。主缸中的活塞3可由驾驶员通过制动踏板机构来操纵。 制动系不工作时，制动鼓的内圆面与制动蹄摩擦片的外圆面之间保持有一定的间隙，使车轮和制动鼓可以自由旋转。 要使行驶中的汽车减速，驾驶员应跺下制动踏板l，通过推杆2和主缸活塞3，使主缸内
11、的油液在一定压力下流人轮缸6，并通过两个轮缸活塞7推使两制动蹄10绕支承销12转动，上端向两边分开而以其摩擦片9压紧在制动鼓的内圆面上。这样，不旋转的制动卸就对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩M，其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与路面间有附着作用，车轮对路面作用一个向前的周绕力F，同时路面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力F。制动力F由车轮经车桥和悬架传给车架及车身，迫使整个汽车减速。制动力愈大，汽车减速度也愈大。当撤开制动踏板时回位弹簧13即将制动蹄拉回原位，摩擦力矩M和制动力F消失，制动作用即行终止。 图1-2 鼓式制动器结构图1.制动踏板 2.推杆 3.主
12、缸活塞 4.制动主缸 5.油管 6.制动轮缸 7.轮缸活塞 8.制动鼓 9.摩擦片 10.制动蹄 11.制动底板 12.支承销 13.制动体回位弹簧图中所示的制动器中，由制动鼓8、摩擦片9和制动蹄10所构成的系统产生了一个制动力矩(摩擦力矩M)以阻碍车轮转动该系统称为制动器。显然，阻碍汽车运动的制动力F不仅取决于制动力矩M，还取决于轮胎与路面间的附着条件。如果完全丧失附着，则这种制动系事实上不可能产生制动汽车的效果。不过，在讨论制动系的结构问题时，一般都假定具备良好的附着条件。1.3 设计的目的和意义毕业设计和毕业论文是本科生培养方案中的重要环节。学生通过毕业设计，综合性地运用几年内所学知识去
13、分析、解决一个问题，在作毕业设计的过程中，所学知识得到疏理和运用，它既是一次检阅，又是一次锻炼。不少学生在作完毕业设计后，感到自己的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，去创造的自信心。通过大学四年的学习，从理论与实践上均有了一定程度的积累。毕业设计就是对我们以往所学的知识的综合运用与进一步的巩固加深，并对解决实际问题的能力的训练与检验，目的在于：1、 培养正确的设计思想与工作作风。2、 进一步培养制图、绘图的能力。3、 学会分析与评价汽车及其各总成的结构与性能，合理选择结构方案及其有关参数。4、 学会汽车一些主要零部件的设计与计算方法以及总体设计的一般方法，以毕业后从事汽车技
14、术工作打下良好的基础。5、 培养独立分析、解决问题的能力。 2 制动器结构简介 汽车的制动器设计究竟采用哪一种结构方案较为合理，能够最大限度的发挥制动器的功用，首先应该从制动器设计的一般原则上谈起。2.1 鼓式制动器l-调整楔2-推杆3-制动蹄4-连接弹簧5-上回位弹簧6-弹簧座7-手制动拉杆8-下回位弹簧9-车轮制动缸l0-制动底板ll旋塞12-制动摩擦片l3-弹簧鼓式制动器总成的主要零部件有：制动鼓和轮毅总成、制动蹄总成、制动底板、液压轮缸、制动蹄回位弹簧压紧装置、调节机构和驻车制动机构。为制动车轮、制动鼓和制动蹄提供摩擦表面，制动鼓的内圆周是一加工过的制动表面。车轮通过螺母和双头螺栓安装
15、到制动鼓轮毅上。该轮毂安放在允许车轮总成转动的车轮轴承上。各种鼓式制动器的示意图如下： 1、领从蹄式 2、双领蹄式 3、双向领从蹄式 4、双从蹄式 5、单向增力式 6、双向增力式 2.2 盘式制动器盘式制动系统的基本零件是制动盘，轮毂和制动卡钳组件。制动盘为停止车轮的转动提供摩擦表面。车轮通过双头螺栓和带突缘的螺母装到制动盘毂上。毂内有允许车轮转动的轴承。制动盘的每一面有加工过的制动表面。 液压元件和摩擦元件装在制动卡钳组件内。制动卡钳装到车辆上时，它跨骑在制动盘和轮毂的外径处。 进行制动时，靠主缸的液压力，制动卡钳内的活塞被迫外移。活塞压力通过摩擦块或制动蹄夹住制动盘。由于施加在制动盘两侧的
16、液压力是方向相反、大小相等的，制动盘不会变形，除非制动过猛或持续加压。制动盘表面的摩擦能生成热。由于制动盘在转动。表面没有遮盖，热很容易消散到周围空气中。由于迅速冷却的特性，即使在连续地猛烈制动之后，盘式制动器比抗制动衰退的鼓式制动器工作得要好。许多车辆的前部采用盘式制动器的主要理由就是它抗制动衰退性好和停车平稳。 图2-2 盘式制动器结构图1.制动卡钳组件 2.制动盘和毂组件 3.轮毂 4.双头螺栓 5.摩擦面 6.摩擦块 2.2.1 定钳盘式制动器钳盘式制动器主要有以下几种结构型式： 图2-3 钳盘式制动器示意图 a)、d) 固定钳式 b) 滑动钳式 c) 摆动钳式 固定钳式制动器，如图（
17、a）所示，制动盘两侧均有油缸。制动时，仅两侧油缸中的活塞驱使两侧制动块向盘面移动。这种制动器的主要优点是：（1）除活塞和制动块外无其它滑动件，易于保证钳的刚度；（2）结构及制造工艺与一般的制动轮缸相差不多，容易实现从鼓式到盘式的改型；（3）很能适应分路系统的要求；就目前汽车发展趋势来看，随着汽车性能要求的提高，固定钳结构上的缺点也日益明显。主要有以下几个方面：（1）固定钳式至少要有两个油缸分置于制动盘两侧，因而必须用跨越制动盘的内部油道或外部油管（桥管）来连通，这就使制动器的径向和轴向的尺寸都比较大，因而在车轮中布置比较困难；（2）在严酷的使用条件下，固定钳容易使制动液温度过高而汽化，从而使制
18、动器的制动效能受到影响；（3）固定前盘式制动器为了要兼充驻车制动器，必须在主制动钳上另外附装一套供驻车制动用的辅助制动钳，或者采用盘鼓结合式制动器，其中用于驻车制动的鼓式制动器只能是双向增力式的，但这种双向增力式制动器的调整不方便。2.2.2 浮钳盘式制动器浮钳盘式制动器的制动钳一般设计成可以相对于制动盘轴向滑动。其中只在制动盘的内侧设置油缸，而外侧的制动块则附装钳体。浮动钳式制动器可分为滑动钳式（图b）和摆动钳式（图c）。与固定钳式制动器相比较，其优点主要有以下几个方面：(1).钳的外侧没有油缸，可以将制动器进一步移近轮毂。因此，在布置时较容易；(2).浮动钳没有跨越制动盘的油管或油道，减少
19、了受热机会，且单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽减少而冷却条件较好等原因，所以其制动液汽化可能性较小；(3).浮动钳的同一组制动块可兼用于行车和驻车制动；(4).采用浮动钳可将油缸和活塞等紧密件减去一半，造价大为降低。这一点对大批量生产的汽车工业式十分重要的。与定钳盘式制动器相反，浮钳盘式制动器的单侧油缸结构不需要跨越制动盘的油道，故不仅轴向和径向尺寸较小，有可能布置得更接近车轮轮毂，而且制动液受热气化的机会就少。此外，浮钳盘式制动器在兼充行车和驻车制动器的情况下，不用加设驻车制动钳，只须在行车制动钳的油缸附近加装一些用以推动油缸活塞的驻车制动机械传动零件即可。2.2.3 全盘式制动器与鼓式制
20、动器相比较，盘式制动器有如下优点：1、一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小，即效能较稳定。2、浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常。3、在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小。4、制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小，不会像制动鼓的热膨胀那样使制动器间隙明显增加而导致制动踏扳行程过大。5、较易实现间隙自动调整，其他保养修理作业也较简便。与鼓式制动器比较，盘式制动器有如下缺点：1、效能较低，故用于液压制动系时所需制动促动管路压力较高，一班要用伺服装置。2、兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮的应用受到限制。盘式制动器将逐步取
21、代鼓式制动器，主要是由于盘式制动器和鼓式制动器的优缺点决定的。盘式制动器在液力助力下制动力大且稳定，在各种路面都有良好的制动表现，其制动效能远高于鼓式制动器，而且空气直接通过盘式制动盘，故盘式制动器的散热性很好。但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳、管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而且由于散热性不好，鼓式制动器存在热衰退现象。当然，鼓式制动器也并非一无是处，它便宜，而且符合传统设计。我们知道，高速行驶的轿车，由于频繁使用制动，制动器的
22、摩擦将会产生大量的热，使制动器温度急剧上升，这些热如果不能很好地散出，就会大大影响制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象，这可不是闹着玩的，制动器直接关乎生命。仅从这一点上，您就应该理解为什么盘式制动器会逐步取代鼓式制动器了吧。目前，在中高级轿车上前后轮都已经采用盘式制动器。不过，时下我们开的大部分轿车(如夏利、富康、捷达等)，采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器(即前轮采用盘式制动器、后轮采用鼓式制动器)，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动的要求比较大，一般来说前轮用了盘式制动器就可以了。当然，前后轮都使用盘式制动器是趋势（如VOLV
23、O轿车）。3. 制动系的主要参数及其选择原始数据与技术参数尺寸参数长/宽/高(mm)8090 / 2350 / 2960轴距(mm)3800前/后悬(mm)1830 / 2460质量参数满载总质量(kg)9000乘载人数(人)45性能参数最高车速(km/h)110最大爬坡度(%)253.1 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: (3-1)式中 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮转方向相反，Nm；地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽
24、车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。令 （3-2）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。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即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气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力7，即 (3-3)或 (3-4)式中 轮胎与地面间的附着系数0.8； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力
25、矩，而即成为与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，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见图1-1)。根据汽车制动时的整车受力分析9，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： （3-5）式中G汽车所受重力90000N； L汽车轴距3800mm；汽车质心离前轴距离1750mm；汽车质心离后轴距离2050mm；汽车质心高度600mm； g重力加速度10N/kg；汽车制动减速度6.0m/s2。汽车总的地面制动力为 (3-6)式中 q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力；，前后轴车轮的地面制动力
26、。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 （3-7）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3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(1-6)、式(1-7)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 (3-8)式中 前轴车轮的制动器制动力，；后轴车轮的制动器制动力，；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力；
27、，地面对前、后轴车轮的法向反力；G汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。由式(1-8)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。由式(1-8)中消去，得 (3-9)式中 L汽车的轴距。将上式绘成以，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1-3所示。如果汽车前、后制动器的制动力，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，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数： （3-10）又由于在
28、附着条件所限定的范围内，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。3.2 同步附着系数式(3-10) 可表达为 (3-11)上式在图1-35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=,则称线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。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。同步附着系数取：对于前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。此汽车在给定值的路面上制动时，线位于
29、I曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dt=qg=g，即q=，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q时的q和。根据所定的同步附着系数，可以由式（1-8）及式（1-10）求得 （3-13） （3-14）进而求得 （3-15） （3-16）由式（3-8）、式（3-9）、式（3-12）和式（3
30、-16）得 （3-17） （3-18） （3-19）对于值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。所以在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。3.4 制动器最大制动力矩应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，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,成正比。由式(9)可知，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为式中,汽车质心离前、后轴距离;同步附着系数；汽车质心高度。通常，上式的比值：客车约为0.50.7符合条件。制动器所能产生的制
31、动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即式中前轴制动器的制动力，；后轴制动器的制动力，；作用于前轴车轮上的地面法向反力；作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮有效半径。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，为了保证在的良好的路面上（例如=0.7）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为 （3-20） （3-21）对于选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 (3-22) (3-23)式中该车所能遇到的最大附着系数
32、；q制动强度，由式(1-6)确定；车轮有效半径。3.5 制动器因数制动器因数BF6的表达式（即，），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作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 (1-24)式中制动器的摩擦力矩；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。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为R，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：
33、 （3-25）整个鼓式制动器的制动因数则为 (3-26）当时，则 (1-27)蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图1-4所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为N，为摩擦系数。a，b，c，h，R及为结构尺寸，如图1-48所示。对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即由上式得领蹄的制动蹄因数为 (1-27)当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力N的方向与图1-4所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即 由上式得从蹄的制动蹄因数为 (
34、1-28)由式(1-27)可知：当趋近于占bc时，对于某一有限张开力P，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的在制动过程中，衬片(衬块)的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数BF对摩擦系数的敏感性可由dBFd来衡量，因而dBFd称为制动器的敏感度。4.制动器的结构参数与摩擦系数在有关的整车总布置参数和制动器的结构型式确定以后，就可以参考已有的同类型、同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。4.1制动鼓直径D或半径R当输入力P一定时，制动鼓的
35、内径越大，制动力矩越大，切散热性能越好。但是直径D的尺寸收轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增加，是汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的艰辛，此间隙一般不应小于20mm30mm，以利于通风散热，由此间隙要求及轮辋尺寸可求得D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为：货车 D/Dr=0.700.83根据上面给定的轮辋6.25-20，Dr=20in=406mm载货汽车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm100mm，设计时，根据轮辋直径初步确定制动鼓内径，同时根据QC/T 3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，选取，最终确定
36、：D=320mm3.6.2 制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角通常在90120内选取，实验表明，=90100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽然有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于120，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。因此选=120摩擦片宽度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2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应根据QC/T 3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，选取摩擦衬片宽度b，初取b=120mm。另
37、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3-4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式中，以弧度为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽度b的尺寸。图3-4根据单个摩擦衬片的摩擦面积A=Rb，求出A=803cm2，符合规定。4.3摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角、。一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令=300。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。4.4张开力P的作用线至制动器中心的距离在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距
38、离尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定。4.5制动蹄支销中心的坐标位置是k与c如图2-1所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k是应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可暂定c=0.8R=128mm，k=30mm。4.6摩擦片摩擦系数及摩擦材料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，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，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。所以在制动
39、器设计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=0.350.40已无大问题。取=0.3。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。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的6080)，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。则所选择的车型
40、应该用此种材料。4.7制动器间隙制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm；取0.4mm。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。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。5.制动蹄摩擦面的压力分布规律 制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动
41、器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：1)制动鼓、蹄为绝对刚性；2)在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；3)压力与变形符合虎克定律。单自由度的制动蹄如图3-1所示，制动蹄在张开力P作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为=由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为=COS即 =COS从图3-1中的几何关系可看到COS=Sin=Sin因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 （3-1） 亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布4，其最大压力作用在与连线呈90的径向线上。上述分析对于新的摩擦衬片
42、是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料2，对于摩擦片磨损具有如下关系式式中 W磨损量；K磨损常数；摩擦系数；q单位压力；磨擦衬片与制动鼓之间的相对运动速度。通过分析计算所得压力分布规律如图3-2所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系：式中磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。结果亦示于图3-2。应该指出，由上述理论分析所获得的结果与实际情况比较相近，也就是说，用上述压力分布规律计算所得的摩擦力矩与实际使用中所得摩擦力矩有极大的相关性。以前有人认为制动摩擦衬片压力分布均匀的设想并不合理。 6.制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器
