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1、专科生毕业论文（设计）论文题目 解放牌混合动力客车后轮制动器设计 CAD图纸，联系 153893706学生姓名 专 业 汽车电子控制 班 级 07级汽车电控 指导教师 摘要汽车的制动系，是汽车行驶安全的保障。许多制动法规对制动系的设计提出了详细而具体的要求，这是我们设计的出发点。从制动系的功用及设计要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证。在对各种形式的制动器优缺点进行了比较后，选择了气压凸轮驱动鼓式制动器。尽管制动效能不算太高，但有着有较高的制动效能稳定性。随后，对鼓式制动器具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。在设计中，选择了简气压凸轮驱动机构和双管路系统，选用了间隙手动调节装置。在设计
2、计算部分，通过初选同步附着系数，得到制动力分配系数。然后选择制动器结构参数，计算制动效能因素。用电算程序计算在不同制动气压下的制动距离。最后验算了设计参数选择的合理性。关键字：凸轮驱动，鼓式制动器，制动力分配系数目录第一章 设计要求1.1制动器的功用及设计要求1.2制动器的分类1.3 混合动力汽车制动器的现状及发展趋势1.4设计任务简介第二章 方案设计2.1 制动器的结构形式及选择2.2 制动器主要零件的结构形式2.3 制动器主要性能参数的计算第三章 制动器的计算3.1 鼓式制动器的设计计算及主要结构参数的确定3.2 制动器主要零件的结构形式3.3 制动器的设计计算3.4制动器性能参数的验算3
3、.5 制动器工艺性分析第四章 结 论第一章 绪论1.1制动器的功用及设计要求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。随着高速公路迅速的发展和车流密度的日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，保证行车安全已成为现今汽车设计中一项十分引人注目的任务，所以对汽车制动性能及制动系结构的要求有逐步提高的趋势。 对制动系的主要要求有：（1）足够的制动能力。制动能力包括行车制动能力和驻车制动能力。（2）行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。（3）用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。（4）防止水和污泥进入制动器工作表面。（5）要求制动能力的热稳定性好。（6）操纵轻便。要求
4、制动踏板和手柄的位置和行程，以及踏板力和手柄力能为一般体形和体力的驾驶员所适应。（7）作用滞后性包括产生制动和解除制动的时间应尽可能短。（8）一旦牵引车和挂车（半挂车）之间的连接制动管路损坏，牵引车应有防止压缩空气进一步漏失的装置。（9）为了提高汽车列车的制动稳定性，除了保证列车各轴有正确的制动力分配外，还应注意主、挂车之间各轴制动器作用的时间，尤其是主、挂车之间制动开始时间的调节。（10）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使基本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等警报装置。制动器设计的一般原则（即：为使汽车性能更好的符合使用要求，设计制动器时应全面考虑如下几个问题）：（1）制动器效
5、能。制动器在单位输入压力和力的作用下输出的力或力矩称为制动器效能。应尽可能提高制动器效能。（2）制动器效能的稳定性。制动器效能的稳定性要取决于其效能因数K对摩擦系数f的敏感性（dk/df）。摩擦系数是一个不稳定的因素，影响摩擦系数的因素除摩擦副的材料外，主要是摩擦副表面温度和水湿程度，其中经常起作用的是温度，因而制动器的热稳定性更为重要。要求制动器的热稳定性好，除了应当选则器效能对的敏感性较低的制动器型式外，还要求摩擦材料有良好的抗热衰退性能和恢复性，并且应使制动鼓有足够的热容量和散热能力。（3）制动系间隙调整的简便性。制动系间隙调整使汽车保养作业中较频繁的项目之一，故选择调整装置的结构形式和
6、安装位置必须保证操作简便，当然需采用自动调整装置。（4）制动器的尺寸和质量。现代汽车由于车速日益提高，出于行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择的较小。这样为保证所需求的制动力矩而确定的制动鼓（制动盘）直径就可能过大而难以在轮辋内安装。对于兼充驻车制动器的后轮制动器尤其如此，因而以选择尺寸较小而效能较高的制动器型式。车轮制动器属于非簧载质量，故应尽可能减轻质量以提高汽车行驶平顺性。（5）噪声的减轻。在制动器的设计中采取某些结构措施，可在相当程度上消除某种噪声。特别是低频噪声。对高频的尖叫声的消除目前还比较困难。应当注意为消除噪声而采取的某些结构措施，有可能产生制动力矩下降和踏板行程损失过大等副作用
7、。1.2制动器的分类制动装置可分为行车、驻车、应急和辅助制动器四种装置。行车制动装置给汽车以必要的减速度，将车速降低到所要求的数值，直到停车；在下坡时，它能使汽车保持适当的稳定车速。驻车制动装置主要用来使汽车可靠地在原地（包括在斜坡上）停驻。为此，他常用机械驱动机构，而不用气压或者液压驱动机构。此外，驻车制动装置还有助于汽车在坡道上起步。应急制动装置通过机械力源（如强力压缩弹簧）进行制动在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。同时在人力控制下它能兼作驻车制动用。当应急制动出现故障时，普通的手动驻车制动装置也可以起应急制动作用。辅助制
8、动装置通过装设缓速器等辅助制动装置实现汽车狭长坡是保持稳定车速的作用，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。1）强制操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速杆换档，被大多数汽车采用。2）自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的。驾驶员只需要操纵加速踏板即可控制车速。3）半自动操纵式变速器有两种。一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在彩霞离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来换档1.3 混合动力汽车制动器的现状及发展趋势电动汽车、混合动力汽车与传统车辆的一个最重要的区别是可以实
9、现再生制动，能回收一部分传统车辆在制动过程中损失的能量，这样大大提高了汽车燃油经济性。所谓再生制动，是指在车辆减速或制动时，将其中一部分动能转化为其他形式能量储存起来以备驱动时使用的过程。在目前的大多数电动车上，再生制动的实现是当车辆制动时，通过控制使牵引电动机进入发电状态，整车通过车轮产生的惯性力矩驱动发电机发电并将其储存到蓄电池组。自从汽车发明以来，减少滚动阻力，空气阻力，传动损失就成为广大汽车工程师的的主要研究目标，并被认为是提高汽车能量利用效率的最有效途径。回收汽车的潜在动能被认为是提高汽车能量效率的另一个非常有效的途径，尤其是当汽车在经常停车的工况下运行。例如，一辆 2000kg 的
10、汽车时速 70km/h，储存了大约 1/22000(70/3.6)2 =400000J =400KJ的动能。如果能够将这些动能全部回收然后用于推进这辆汽车在 70km/h 时速下运行，这些能量可使汽车行驶 1.8km，而采用传统的摩擦制动这些能量就以热量形式消失了。因此，对于传统汽车来说，回收制动能量实际上是可望而不可及的。实际上，即使对于电动汽车也不是所有的汽车动能都能够被回收和再利用的。电动汽车或混合动力汽车上只有驱动轴才能进行再生制动。部分能量在非驱动轴以热量形式被摩擦制动系统消耗掉了。在回收和再利用能量的过程中，传递能量和储存能量环节会损失一部分能量。另一个影响回收能量的因素是当制动力
11、需求超出再生制动的最大能力时，摩擦制动必须来分担一部分制动力。综上，在再生制动系统的设计中，我们必须在回收能量、系统灵活性、开发周期、制造成本和制动安全中取一个折衷。1.3.1混和动力客车总体布置为了更家详细的明了的分析混合动力客车的制动系统的总体布置情况，下图为该车的总体布置图。其在路面上行驶时受力如下图所示1.4设计任务简介1.4.1设计题目解放牌混合动力客车后轮制动器设计1.4.2已知参数：满载质量（kg） 15000轴距（mm） 5600空载质量（kg） 11000轮距（前/后）（mm） 1847/1847轴荷分配（前/后） （kg）5000/10000（满载）3500/7500（空载
12、）外形尺寸（长宽高）（mm）1140024802950质心到前、后轴的距离（前/后）(mm)3733/1867（满载）3733/1867（空载）发动机最大扭矩（Nm）/转速（r/min）577/1400-1600最大功率（kW）/转速（r/min）125/2500最高转速（r/min）2500电机连续扭矩（Nm）/峰值扭矩（Nm）106/212基速（r/min）/最高转速（r/min）3600/5000峰值功率运行时间（min）3电池电压（V）/（电压范围）（V）336/（270450）额定电压（V）336额定容量（Ah）27轮胎滚动半径 /规格（mm）509/10.00-20第二章 方案设计
13、2.1 制动器的结构形式及选择一.制动驱动机构的分类及选择制动驱动机构主要分机械式、液压式、气压式和电力式。（1）机械式驱动机构这是最简单、最便宜的驱动装置。但其缺点较多：弹性变形大；由拉杆长度调整不良而使左右车轮上制动力分配不平均；车跳动时，自动制动，因而只用于驻车兼应急制动驱动装置。（2）液压式驱动机构优点：a，制动时可以得到必要安全性，因为液力系统内压力相等，左右轮制动同时进行。b,易保证制动力正确分配到前后轮，因为前后轮分泵可做成不同直径。c，车振或悬架变形不发生自行制动.d,不需润滑和时常调整。缺点：a，当管路一处漏油，则整个制动系全部失效。b，低温油液变浓，高温油液汽化。c,不能长
14、时间制动。（3）气压式驱动机构 气压式驱动机构操纵省力，对于挂车制动十分有利，但其制动延滞时间长，不能保证长时间制动，结构复杂，成本高，多用于8吨以上载重汽车。（4）电力式驱动机构在汽车列车上广泛采用。最大优点是保证最简单的远距离能量传送。二.鼓式制动器与盘式制动器的选择按摩擦副中固定元件的结构，潘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。钳盘式制动过去只用于中央制动器，但目前则愈来愈多地被各种轿车和货车用作车轮制动器。全盘式制动器只有少数汽车（主要是重型汽车）采用为车轮制动器，个别情况下还可用作为缓速器。钳盘式制动器按制动钳的结构型式区分主要有以下几种：固定钳式：制动钳固定不动，制动盘两侧均有油缸
15、。制动时仅两侧油缸中的活塞驱使两侧制动块向盘面移动。浮动钳式：由分为滑动钳式和摆动钳式。滑动式制动钳可以相对制动盘作轴向滑动，其中只在制动盘内侧置有油缸，外侧制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。摆动钳式，它也是单侧油缸结构。制动钳体与固定于车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面均匀磨损。为此有必要将衬块预先做成楔形（摩擦面对背面的倾斜较为6左右）。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀（一般为1mm左右）后即应更换。
16、下图为三种钳盘式制动器结构示意图。 a) b) c)图2-2 钳盘式制动器示意图a) 固定钳式 b) 滑动钳式 c)浮动钳式制动钳的安装位置可以在半轴之前或之后。制动钳位于轴后能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减小。制动钳位于轴前则可避免轮胎向钳内甩溅污泥。与鼓式制动器相比较，盘式制动器有如下优点：热稳定性好。原因是一般无自行增势作用，衬块摩擦表面压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向热膨胀极小，径向热膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水
17、后效能降低不多。又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需要十余次制动方能恢复。在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小。制动力矩与汽车运动方向无关。易于构成双回路制动系。制动盘的热膨胀不致如制动鼓热膨胀那样引起制动踏板形成损失，这是间隙自动调整装置的设计可以简化。衬块比鼓式中的衬块更容易更换，一般保养作业也较简单。衬块与制动盘之间的间隙小，缩短了制动协调时间和增加了力传动比。盘式制动器的主要缺点是：难以完全防止尘污和锈蚀。兼做驻车制动时，所需附加的手驱动机构比较复杂。目前，在国外，特别是西欧各国，盘式制动器已广泛用于轿车的前轮，与鼓式后轮制
18、动器动合，可获得较大的制动力分配系数，有利于提高汽车制动器的稳定性。用于后轮制动器的场合不多，主要是由于与驻车制动的组合不甚理想。欧洲有些高性能轿车前、后轮都采用盘式制动器，主要为了保持制动力分配系数的稳定。在各种不同等级的货车及客车上，盘式制动器也已开始采用，大尚未普及。有的国外文献认为，盘式制动器用于这些车辆上，好处并不如用于轿车是那样多。例如在能量负荷相同的条件下，其尺寸与鼓式制动器差别不大。少数重型货车采用全盘式制动器，盘的冷却条件差，温升较大。据此选用鼓式制动器。三.鼓式制动器形式的分析与选择鼓式制动器由内张和外束型两种。前者的制动鼓以内圆柱面为工作表面，在汽车上应用广泛；后者制动鼓
19、的工作表面则是外圆柱面，目前只有极少数汽车用作驻车制动器。据此选定内张型鼓式制动器。内张型鼓式制动器都采用带摩擦片的制动蹄在作为固定元件。位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠到制动鼓内圆上，产生摩擦力矩（制动力矩）。凡对蹄端施加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置。制动器以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置，故称为轮缸式制动器。此外，还有用凸轮促动装置的凸轮式制动器和用楔促动装置的楔式制动器等。目前，所有国产汽车和部分外国汽车的气压制动系中，都采用凸轮促动的车轮制动器，而且都设计成领从蹄式。凸轮促动的双向自增力式制动器只宜用作中央制动器。楔式制动器中两蹄的布置
20、可以是领从蹄式，也可以是双向双领蹄式。作为制动蹄促动间的制动楔本身的促动装置可以是机械式、液压式或气压式。综上，可设计为凸轮式制动器。鼓式制动器按结构不同可分为：领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式和双向增力式。（1）领从蹄式：这一制动器又称为无加力制动器，是由领蹄和从蹄两部分组成。性能虽不特别优越，但却十分稳定。由于只装用一个施力部件，所以价格低廉。当制动器不工作时，用来防止制动摩擦片接触制动鼓表面的回位弹簧，在固定蹄式制动器安装一根，在浮动蹄式制动器安装两根。当制动轮缸内活塞直径相同时，对两个制动蹄施加的促动力永远相等，因而称为等促动力制动力制动器。图2-3 等促动力制动
21、器的制动蹄受力示意图1-领蹄；2-从蹄；3、4-支点；5-制动鼓如图为等促动力制动器的制动蹄受力情况。制动时，领蹄和从蹄在相等的促动力F的作用下，分别绕各自的支承点3、4旋转到紧压在制动鼓5上。旋转着的制动鼓即对两制动蹄分别作用着微元法向反力的等效合力（以下简称法向反力）N1和N2，以及相应的微元切向反力（即微元摩擦力）的等效合力（以下简称为切向反力）T1和T2。为解释方便起见，姑且假定这些力的作用点和方向如图所示。两蹄上的这些力分别为各自的支点3和4的支点反力S1和S2所平衡。由图可见，领体上的切向合力T1所造成的绕支点3的力矩与促动力Fs所造成的绕同一支点的力矩是同向的。所以力T1的作用结
22、果是使领蹄1在制动鼓上压得更紧，即力N1变得更大，从而力T1也更大。这表明领蹄有增势的作用。与此相反，切向合力T2使从蹄2有放松制动鼓，即有使N2和T2本身减小的趋势。故从蹄具有减势作用。由上述可见，虽然领蹄和从蹄所受促动力相等，但所受制动鼓法向反力N1和N2却不相等，且N1N2。相应的T1T2。故而制动蹄对制动鼓所施加制动力矩不相等。一般来说，领蹄制动力矩约为从蹄制动力矩的22.5倍。倒车制动时，虽然蹄2变成领蹄，蹄1变成从蹄，但整个制动器的制动效能还是同前进制动时一样。显然，由于领蹄与从蹄所受法向反力不等，在两蹄摩擦片工作面积相等的情况下，领体摩擦片上的单位压力较大，因而磨损较严重。为了使
23、领蹄和从蹄的摩擦片寿命相近，有些领从蹄制动器的领蹄摩擦片的同向尺寸设计的较大。但是这样将使得二蹄摩擦片不能互换。从而增加了零件数和制造成本。此外，领从蹄式制动器的鼓所受到的来自两蹄的法向力（数值上分别等于力N1和N2）即不相平衡。这就对轮毂轴承造成了附加径向载荷，使其寿命缩短。凡制动鼓所受来自二蹄的法向力不能互相平衡的制动器均属于非平衡式制动器。领从蹄制动器有三种型式：支承销式、平衡滑动支座式、带斜面支座式。这一制动器制动间隙调整方便，而且当两摩擦片所对中心角相等，正反转制动效能几乎不变。由于具有上述各项性能，所以广泛装用在小客车后轮上。再由于结构坚固，大型载重车和工业用汽车也装用这种制动器。
24、（2）双领蹄式制动器这一制动器由于只装用制动效能优良的紧蹄，增益高，但必须装两个分泵，价格高。而且这种制动器易发出噪音，特别是尖锐的叫声。当车轮倒转时，这一制动器将转变为壮松蹄型制动器，制动效能便显著降低。鉴于上述特点，此种 双领蹄式（图2-4）制动器多用于小客车前轮。而后轮装用这种制动器就不合适了，因为它有二个制动轮缸，难于安装驻车制动器。 由于两蹄上的单位压力相等，两蹄以相同的法向力作用于制动鼓而相平衡，轮毂轴承不受额外的附加载荷。因而称平衡式制动器。双领蹄，双向双领蹄，双从蹄式制 动器都属于平衡式制动器。（3）双从蹄式制动器由于这种制动器只装有松蹄，因而增益低，从而需加过大的输入力，一般
25、都需附加伺服机构，当倒车时变为双紧蹄，其制动效能低于双领蹄式和领从蹄式制动器。但其效能对摩擦系数变化的敏感程度较小，具有良好的制动效能稳定性。此外，此种制动器有两制动轮缸，因而难于安装驻车制动器，所以不适装于后轮。 双从蹄式（图2-5）（4）双向双领蹄式制动器此种制动器无论车轮正反转都为二紧蹄，因而制动效能高。同时，由于两蹄片工作量相同，摩擦片磨损比较均匀。凡这种制动器一般有两个分泵及连接两个分泵的管路和接头，为此要考虑防止接头部分漏油和由振动引起的管子损坏。此外，此制动器因有两个分泵，因而不适于后轮. 双向双领蹄式（图2-6）（5）单向自增力式制动器这种制动器第二蹄的制动力矩在第一蹄增势作用
26、下而获得较大的制动力矩，因而在制动鼓尺寸和摩擦系数相同的条件下，这种制动器的前进制动效能不仅高于领从蹄式，而且高于两蹄中心对称的双领蹄式制动器。但制动时制动力矩增加过猛，工作不平顺，而且容易 单向增力式（图2-7）自锁。因为两蹄片单位压力相差很大，因而磨损极不均匀。当倒车时，变为双转松蹄制动器，制动效能比盘式还要低。又由于车对前轮制动效能要求不高，因而这种制动器多用于中、重型汽车前轮制动。（6）双向自增力式制动器这种制动器的增益非常高，施加小的踏板力，可获得大的制动力。如用于小客车或轻型载重车，直至相当重的车辆，不许另外装用加力装置就可以使用。在行过交通繁杂地带以及遭遇意外情况时，装用这一制动
27、器的汽车安全性较高。但在另一方面， 双向自增力式（图2-8）由于这一制动器对摩擦片系数的变化比较敏感，如不装用热性能优良的摩擦片，随着情况不同，而有发生制动衰退或单轮制动的危险。由于这一制动器对摩擦片磨损不均匀，因此应减小主蹄摩擦片包角。此外，还需要改变摩擦片的材料和厚度。在谋求制动性能稳定化的同时，还必须使制动主蹄和副蹄的摩擦片具有相同的使用寿命。但如此就破坏了互换性。这种制动器中，只销承受全部制动力矩。由于分泵是双向作用 的，在汽车后退时，将显示出和前进时大致相同的自行加力作用。另外，装停车制动器也比较容易。这种制动器一般还是指间隙自动调整装置。制动蹄应具有适当的刚度。制动蹄在压向制动鼓的
28、同时，、还受到导向和约束等，从而防止摩擦片斜贴在制动鼓内表面上。下面对各种制动器进行比较：汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。同时，行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车的制动效能不低于正常值的30%，驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。但由于电动机的效能低，而同时又为了使电动机的能量回收尽可能大，混合动力分配策略就要求了机械式摩擦制动装置与电动机同时存在于HEV制动系统中。普通汽车制动器几乎均为机械摩擦式的，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。摩擦式制动器按其旋转元
29、件的形状分为鼓式和盘式两大类。就制动效能而言在基本结构和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器由于摩擦助势作用；利用得最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式和双从蹄。就制动效能稳定性而言随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况的不同，摩擦系数可在很大范围内变化。双从蹄式制动器的制动效能虽然最低，但却具有良好的效能稳定性，而自增力式制动器制动效能稳定性较差。就管路布置而言双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式等具有两个轮缸的制动器最宜布置双回路制动系统。就应用范围而言双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的前轮，倒车制动时对前轮制动
30、器要求不高。双从蹄式制动器有少数华贵轿车为保证制动可靠性而采用（例如英国女王牌轿车）。双向双领蹄式制动器是用于中、轻型货车及部分轿车前后轮。双领蹄式制动器适用于中级轿车前轮。领从蹄式制动器是用于中、重货车后轮等。鉴于领从蹄制动器发展较早，其效能及效能稳定性均居于中游，具有结构较简单等优点，故目前仍相当广泛地用于各种汽车。本设计为轻型客车后轮制动器，其上附有手动机械式驱动机构，综上对于各种型式制动器的对比分析，采用领从蹄式制动器较为合适。领从蹄式制动器中固定式是制动蹄片绕固定销旋转。蹄片的最大单位压力位置大致一定，工作比浮动式稳定，但支点部分要求较高的加工精度。而浮动式由于制动蹄片相对于支点是按
31、鼓的内表面摇动而定心。所以制动蹄片的最大单位压力位置随摩擦片的磨损而变化。故对支承点的精度比固定式要低，但由于制动蹄片位置不确定而引起拖拽和摩擦片端绵接触到制动鼓等不正常状态，所以摩擦片研磨半径应小于制动鼓的半径，或使蹄片回正弹簧力均等。将要设计的制动器要求：1、要设计的制动器具有一定的先进性，并能克制其前一代车制动器的缺点和不足。2、根据上述要求，决定选择铸造式制动支架形式，蹄端带滚轮的凸轮式制动器。其原因如下：（1）铸造式制动支架形式，蹄端带滚轮的凸轮式制动器是目前国内外应用最为广泛的气压驱动器。（2）制动器承载件采用铸造支架式代替钢板冲压焊接支架可大大提高制动蹄片的支撑刚度，使制动力矩能
32、正常稳定的输出，同时也有利于加宽摩擦片宽度而提高摩擦片寿命。在国外气动凸轮式制动器几乎都采用铸造制动支架的趋势。（3）蹄片采用滚轮后，不但可以提高制动器的机械传动效率，而且可以延长蹄片和凸轮的使用寿命（4）制动凸轮采用渐开线式凸轮，渐开线式凸轮可以在不同的转角下仍能保持作用力臂不变，故不会因左右车轮蹄片间隙不同喝摩擦片厚度不同而使左右凸轮力臂不同，这就大大减少了汽车制动跑偏的可能性。铸造制动支架的加工方式虽与钢板冲压支架的加工方式不同，但与制动器的其他零件加工基本相同。总的来说具有较好的产品基础继承性。2.2 制动器主要零件的结构形式1、制动鼓制动鼓应具有高的刚性喝大的热容量，在制动时保证制动
33、温度不会过高，制动鼓的材料与摩擦衬片的材料应能匹配，能保证具有较高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中重型货车多采用灰铸铁HT200或HT250。制动鼓壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑的。壁厚取大些有助于怎增大热容量。但受到轮辋的限制比后不能太打，一般不超过18mm，制动鼓在闭口一侧可开小口，可用于检查制动器制动间隙2、制动蹄中重型货车的制动蹄多采用铸铁或厚板冲压焊接。制动蹄断面形状应能保证其刚独好，断面有工字型。山字形和H字型几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，约为5-8mm摩擦衬片的厚度多在8mm以上，衬片可以铆接在制动蹄上。3、制动底板制动底板式除制动鼓外制动器给零件的安装基体，应保证个安装零
34、件相互间的正确位置。制动底板承受制动器工作时的制动反力矩。故应具有足够的刚度。为此，由钢板冲压而成的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370-12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩小，踏板行程加大，衬片磨损不均匀。4、支撑制动蹄的支撑，结构简单，支撑销一般由45号钢制造并高频淬火。5、凸轮式张开机构凸轮式张开机构的凸轮是由45号钢模锻成一体的毛胚铸造而成，在精加工后经高频淬火处理。凸轮轴由模锻铁或者球墨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造，高频淬火。6、
35、制动间隙的调整方法及间隙调整机构制动鼓与摩擦衬片间在未制动时应有间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的间隙为0.2-0.5mm；此间隙的存在会导致制动踏板的行程损失，因而间隙量要尽量的小，因为随着制动器的磨损。制动器的制动间隙将会越来越大，因此制动器必须有间隙调整机构。采用凸轮张开装置的鼓式制动器的间隙调整，可以通过调整与制动凸轮相配合的制动调整臂内的涡轮，蜗杆机构来实现，调整臂是由制动气室来推动的。2.3 制动器主要性能参数的计算对一般汽车而言，当汽车各轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，以及前、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
36、况有3种，即（1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑这种工况是稳定工况，但在制动时汽车丧失转向能力，附着条件没有充分利用（2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑这种情况中，后轴可能出现侧滑，是不稳定工况，附着利用率也低（3）前、后轮同时抱死拖滑这种情况可以避免后轴侧滑，同时前转向轮只有在最大制动强度下才使汽车丧失转向能力，较之前两种工况，附着条件利用情况好。2.3.1理想的前、后制动器的制动力分配曲线由于制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时汽车的方向稳定性均较为有利。在任何附着系数路面上，前、后车轮同时抱死附着力同时被充分利用的条件是：前、后制动器制动力之和等于附着力，且前、后车
37、轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即由上式得到，由以上两式得，将上式绘制成以F1为横坐标，F2为纵坐标的曲线，即为理想的前、后制动器制动力分配曲线，简称为I曲线。图2.1然而，对于目前大多数两轴汽车，其前、后制动器制动力的比值为一定值，常用前制动器制动力F1与汽车总制动器制动力F之比来表明实际制动力分配的比例，称为制动器制动力分配系数，即 （式6）在I曲线的坐标中，该关系表示成一条直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为（式7），这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称线。线与I线的交点处的附着系数称为同步附着系数0。（式8）由分析可得到，当0时，线位于I曲线的上方，制动时总是后轮先抱死。
38、同步附着系数0是由汽车结构参数决定的、反映汽车制动性能的一个参数。直到20世纪50年代，当时的道路条件还不是很好，汽车的行驶速度也不是很高，后轮抱死侧滑的后果也并不显得像前轮抱死而丧失转向能力的后果那样严重，因此，往往将0值定得较低，即处于常用附着系数范围的中间偏低区段。而现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会发生掉头而丧失转向操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的0值均有增大的趋势。国外有的文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取00.6；货车取00.5为宜。在条件允
39、许的情况下应取大些，这样制动稳定性好。2.3.2利用附着系数i与制动强度z的关系利用附着系数就是在某一制动强度z下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数i，其定义为（式9）。其中，FXbi为对应于制动强度z，汽车对第i轴产生的地面制动力；FZi为制动强度为z时，地面对第i轴的法向反力；i为第i轴对应于制动强度z的利用附着系数。前轴利用附着系数f可按下式求得。（式10）后轴利用附着r可按下式求得。 （式11）图2.22.3.3制动效率制动效率E定义为车轮不抱死的最大制动减速度与车轮和地面间摩擦因数之比值。亦即车轮将要抱死时的制动强度z与利用附着系数i。汽车的前轴车轮制动效率为（式12）汽车
40、的后轴车轮制动效率为（式13）图2.3显然，利用附着系数i愈接近制动强度z，即i的值越小，或比值z/i（即制动效率）愈大，则路面的附着条件就发挥得愈充分，汽车制动力分配的合理程度也就愈高。通常以利用附着系数i与制动强度z的关系曲线或制动效率曲线来描述汽车制动力分配的合理性。最理想的情况是利用附着系数i总等于制动强度z这一关系。例如，具有理想制动力分配的汽车，其利用附着系数i与制动强度z满足f=b=z。由图2.1可知，较大的0可以使汽车在大多数的道路附着条件下不产生后轮先抱死进而发生甩尾的情况。然而，并不是0取得越大越好，因为图2.1还告诉我们，0越大（交点越远），则在常用的道路附着系数范围内，
41、I曲线和线间隔越大（可由式8、式7、式6可以得出0越大，越大，线的斜率越小，即表明附着效率较低。由于0增大造成的的增大使得前、后轴的利用附着系数有着相反的变化趋势，过大的（即等效意味着过大的0）会使前、后轴的利用附着系数中总有一者过大，远大于制动强度，制动效能下降。虽然从中看出越大，0越大，然而，又由式10和式11得到过大的会使前/后轴的利用附着系数增大，远大于制动强度，制动效能下降。2.3.4.法规要求欧洲经济委员会(ECE)制定的ECE R-13制动法规，它综合地考虑了制动稳定性与制动效能等因素，对汽车轴间制动力分配提出了明确的要求，并已得到了世界各国的普遍认同。我国GB 12676-19
42、99附录A即等效采用了其内容。另外，对车辆分类的规定为（只摘取一部分）：M类：至少具有4个车轮，用于载客的机动车辆。M类车辆分为M1、M2、M3、三种类型车辆。其中，M1类似用于载客的乘客座位（驾驶员座位除外）不超过8个的载客车辆。本车属于M3类车辆，ECE R-13对M3类车辆的规定为（1） 制动强度z=0.150.61之间，利用附着系数与制动强度z满足=(z+0.07)/0.85的关系。（2） 当z=0.1时，=0.2当.z=0.61时，=0.8（3） 在制动强度z=0.150.3时，把= z+0.08和=z-0.08代入制动力时，如果= z+0.08的制动力大于代入=z-0.08的制动力
43、时，则有，当z=0.150.3时，要满足=z-0.08的关系，即z=0.15时，得=0.07，z=0.3时，得=0.22可见，得到=z-0.08的直线如下图=0.30.61时，要满足=(z-0.02)/0.74的关系，即z=0.3时，得=0.3Z=0.61时，得=0.8，就可得到=(z-0.02)/0.74的一条直线，（见下图）把以上3条直线方程分别描绘在前，后地面制动力关系图上，就得到如下图所示的实际制动力分配线的限制范围，也就是说，利用附着系数=0.20.8范围内实际制动力线应在该曲线限制区域内。图2.4 ECE法规对M3类型车辆的制动力分配对于空载和满载情况下分别对在此法规限定下的许用范
44、围进行求解，具体过程见程序，由ECE法规得到的相应的制动器制动力分配系数和制动强度z之间的关系如图2.5。得到对于本车而言，在ECE法规允许的条件下，其取值范围为0.6870,0.8647图2.5接着，我们由式确定许用的0的范围。通过和0的关系，我们可以求得在此范围对应的同步附着系数0的值范围。综上，其许用的满载同步附着系数0范围为0.6 0.8综合考虑同步附着系数0对于制动稳定性与制动效率的影响，取满载同步附着系数0=0.8，此时确定的为0.7095，相应的空载同步附着系数0=0.7158在此系统中，当制动系统具有固定比值时，即能使实际制动力分配曲线接近于理想制力分配曲线，满足制动法规的要求
45、。第三章 制动器的计算3.1 鼓式制动器的设计计算及主要结构参数的确定3.1.1，制动鼓内径D制动鼓内径的选择主要受轮辋直径的限制，即制动鼓的外径与轮毂内经应有一定的空间以便散热。其间隙一般不小于20mm。另外，制动鼓应有足够的厚度，以保持较好的刚度和较大的热容量。以减小制动时的温升，降低热衰退喝减小摩擦片的磨损。如鼓径小，刚度就较好，有利于保护制动鼓的加工精度和制动力矩的稳定。如鼓径大，制动时的散热条件较差，而且轮辋受热可能粘住内胎。一般推荐值：轿车；0.640.74；货车：0.700.83根据轮辋直径为508mm取D=400mm时，D/Dr=0.78，符合推荐值。3.1.2 摩擦片的宽度B
46、和摩擦衬片包角制动鼓直径D确定后，摩擦衬片的宽度b和包角便决定了衬片的摩擦面积Ap，因为：Ap=Rb，所以，制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap愈大，则制动时所受单位面积的正压力（一般简称单位压力）和能量负荷愈小，从而磨损特性愈好。但个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量而增加。试验表明，摩擦衬片包角=90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。再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角，对减小单位压力的作用并不大，而且将使制动作用不平衡，容易使制动器发生自锁，故包角一般不宜大于120。本次设计取为100将=100，D=400mm。Ap=1000mm2 代入b=2Ap/D得，b=131.53mm，取整后选b=135mm。满足QC/T309-1999中的宽度系列标准。3.1.3 摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数在常温下技术条件要求摩擦片的摩擦系数一般为0.420.45，而在计算时一般取=0.3.这是因为在温度升高时会降低，另外考虑计算时，未考虑摩擦副的效率。 表31 衬片摩擦面积 汽车类别
