汽車與電磁制動器的設計

1、本科學生畢業(yè)設計汽車電磁制動器的設計院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 10-4班 學生姓名： 高帆 指導教師： 李榮 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院二一四年六月The Graduation Design for Bachelor's DegreeDesign of Electromagnetic BrakeCandidate：Gao FanSpecialty：Vehicle EngineeringClass： 10-4Supervisor：Lecturer Li RongHeilongjiang Institute of Technology2014-0

2、6·Harbin黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計摘 要 電磁制動器在國外已普遍應用于拖掛式車輛制動系統(tǒng)，國內尚未應用,但為了滿足國外市場的需要，電磁制動器系統(tǒng)的研發(fā)已經(jīng)開始，目前，國內制動系統(tǒng)的生產企業(yè)缺乏具有自主知識產權的電磁制動器產品，影響了參與國際市場競爭。開展乘用車電磁制動系統(tǒng)的關鍵部件(電磁體)的關鍵技術研究，既是提高汽車制動器性能的需要,又能為我國相關企業(yè)參與國際市場競爭提供有力支持，同時推進我國汽車制動器行業(yè)的科技進步。運用電磁場理論，結合試驗研究,確定了電磁體的結構和性能參數(shù)。分析電磁體工作特點，發(fā)現(xiàn)電磁體在車輛制動時內外側磨損不均勻和電磁體自身旋轉力矩導致卡死等弊端，影

3、響使用壽命。本設計選用了四輪鼓式制動系統(tǒng)基礎上設計電磁制動器。關鍵詞：制動器；電磁鐵；鼓式制動器；模態(tài)分析；制動系統(tǒng) ABSTRACT Electromagnetic brakes have been widely used in foreign countries trailer braking system is not yet applied, but in order to meet the needs of foreign markets, R & D electromagnetic brake system has started, the current domestic

4、 production enterprises lack the braking system with independent intellectual property rights electromagnetic brake products, the impact of the competition in the international market. Research on key technologies of key components to carry out passenger electromagnetic brake system (electromagnets)

5、, and both need to improve the performance of automotive brakes, but also provide strong support for China-related enterprises to participate in international competition, while advancing the science and technology of China's automotive brake industry progress. The use of electromagnetic theory,

6、 combined with experimental studies to determine the structure and performance parameters of the electromagnet. Analysis electromagnet work characteristics found electromagnet inside and outside the vehicle when braking uneven wear and electromagnets cause stuck their rotation torque and other defec

7、ts, affecting life. The design uses a four drum brake systems designed on the basis of electromagnetic brake. Keywords: Detent; Electromagnet; Drum Brake; Modal Analysis; Braking System目 錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 課題研究目的與意義11.1.1 研究目的11.1.2 研究意義11.2 課題研究現(xiàn)狀及分析11.2.1 電磁制動器的簡介11.2.2 國外汽車電磁制動器研究現(xiàn)狀31.2.3 國

8、內汽車電磁制動器研究現(xiàn)狀31.3 研究的基本內容、擬解決的主要問題31.4 技術路線及研究方法4第2章 制動器總體方案設計62.1 制動器結構型式的選擇62.2 制動驅動機構的結構型式的方案比較選擇72.3 本章小結10第3章 制動器設計計算113.1 輕型商用車的主要技術參數(shù)113.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇113.2.1 同步附著系數(shù)113.2.2 制動強度和附著系數(shù)利用率133.2.3 制動器最大的制動力矩153.3 制動器因數(shù)和制動蹄因數(shù)163.4 制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)203.4.1 鼓式制動器的結構參數(shù)203.4.2 摩擦片摩擦系數(shù)223.5 制動器的設計計算223.5.1

9、 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律223.5.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算243.5.3 制動蹄片上的制動力矩263.6 摩擦襯片的磨損特性計算303.7 制動器的熱容量和溫升的核算323.8 駐車制動計算333.9 制動器主要零件的結構設計343.9.1 制動鼓343.9.2 制動蹄353.9.3 制動底板353.9.4 制動蹄的支承353.9.5 摩擦材料363.9.6 制動摩擦襯片363.9.7 制動器間隙373.10 制動蹄支承銷剪切應力計算373.11 本章小結39第4章 電磁體的設計計算404.1 電磁鐵介紹404.2 電磁鐵的設計步驟404.3 本章小結41第5章 制動鼓有限元分析

10、425.1 概念425.1.1 ANSYS概念425.1.2 模態(tài)分析概念425.2 制動鼓模態(tài)分析435.2.1 制動鼓模型的創(chuàng)建43 5.2.2 網(wǎng)格劃分445.3 模態(tài)分析流程455.4 約束與載荷515.5 本章小結58總結59參考文獻60致謝62第1章 緒 論1.1課題研究目的與意義1.1.1研究目的隨著社會生產力的提高，科技的不斷發(fā)展使人們對汽車駕駛的舒適性及便捷性的要求不斷提高，所以汽車行業(yè)中出現(xiàn)了無人駕駛的概念。無人駕駛汽車是一種集自動控制、體系結構、人工智能、視覺計算等眾多技術于一體的智能汽車。然而無人駕駛汽車最重要的一點就是安全性能一定要極高，防抱死制動系統(tǒng)是無人駕駛汽車的

11、重要組成部分。電磁制動器用電纜代替管路，提高制動器的靈敏度、可靠性高、安裝方便、尤其是制動系統(tǒng)安裝簡單可靠，并永遠避免了泄露和氣阻的現(xiàn)象發(fā)生，控制器設計方便更利于實現(xiàn)ABS，電磁制動器的研究為汽車自動化、智能化提供了必備條件。電磁制動器對于汽車安全性的提高起著至關重要的作用，如果一輛汽車不具備防抱死系統(tǒng)，那么在汽車進行緊急剎車時，輪胎會被鎖死，導致車輛失控發(fā)生側滑。然而日常行車時，駕駛員要經(jīng)常反復性踩制動踏板來防止汽車輪胎鎖死。該系統(tǒng)還可以時刻了解輪胎情況，在輪胎即將鎖死時及時做出相應反應。有效的避免汽車在行駛時發(fā)生側滑或翻車。電磁制動器是一種新型的制動器，與傳統(tǒng)的氣壓式、液壓式相比電磁式制動

12、器有其突出的優(yōu)點，正在被我們越來越多的關注。1.1.2 研究意義本課題的選擇是讓學生運用所學有關汽車制動器知識對汽車電磁制動器進行設計與研究。由于汽車電磁制動器目前還在研究當中，所以學生的能力得到充分鍛煉，能夠使學生更多更好的了解制動器設計方面的知識。通過對本課題的研究使學生可以完成理論課程與實踐相結合。1.2課題研究現(xiàn)狀及分析1.2.1電磁制動器的簡介 汽車制動系統(tǒng)的功用是使行駛中的汽車根據(jù)行駛條件或駕駛員的意愿，減速、停車、保持某一定穩(wěn)定速度或一停使的汽車保持不動。電磁制動系統(tǒng)比液壓制動系統(tǒng)控制信號傳遞迅速、硬件簡單及易于集成化。 制動器是機械系統(tǒng)中用于產生阻礙活動部件運動或者運動趨勢的力

13、或力矩的裝置。其主要由制動架、制動件、操縱裝置等組成。制動器的實質是將制動器中運動部件產生的動能轉變成其他形式的能。由于旋轉元件的形狀不同，汽車制動器可分為鼓式制動器和盤式制動器。本次我們研究的是鼓式制動器，原因是一般輕型轎車是前輪制動力大于后輪，后輪主要使其輔助制動作用所以后輪會采用成本比較低的鼓式制動器，就是所謂的前盤后鼓式制動器。目前電磁制動器在汽車領域的應用還局限于重型汽車例如：房車、拖車、掛車。由于重型汽車的車速一般不會太高制動力不會太大，所以采用四輪鼓式制動器。鼓式制動器按受力不同分為領從蹄式制動器、雙領蹄式和雙向雙領蹄式制動器、雙從蹄式制動器、増力式制動器。 在本課題中前輪采用單

14、向增力式制動器，由于其制動效能很高，居各式制動器之首，而且結構比較簡單。后輪則采用領從蹄式制動器，其效能穩(wěn)定，前進倒退行駛的制動效果不變，結構簡單成本低，便于附裝駐車制動驅動機構易于調整蹄片和制動鼓之間的間隙。 電磁制動器的并不是一個新興事物，它早在其他領域已應用廣泛例如：起重機絞盤制動、電梯制動等。電磁制動器的是現(xiàn)代工業(yè)中一種理想的自動化執(zhí)行元件，主要起傳遞動力和控制運動等作用。電磁制動器的工作原理是 當有電流通過電磁制動器磁性線圈時，電磁力吸合剎車片，使用剎車片釋放制動盤，這時傳動軸帶著制動盤正常運轉或者啟動。當切斷電磁制動器的電流時，那么剎車片脫離制動盤，制動盤與剎車片及法蘭盤之間生產摩

15、擦力矩，使用傳動軸快速停止。電磁制動器一般由磁軛 、銜鐵、 線圈 、彈簧等部件組成。失電釋放制動 可以調整銜鐵和磁軛之間的氣隙(氣隙越小，作用力越大)和磁軛上面的緊盯來達到更大的力矩要求。電磁制動器是一種將軸或者回轉體使其制動、停止或者保持的裝置，而利用電磁力來動作的就稱之為電磁制動器或者電磁剎車器。電磁制動器分為電磁粉末制動器、電磁渦流制動器和電磁摩擦式制動器。在本課題中選用的是電磁摩擦式制動器，其原理是激磁線圈通電產生磁場，通過磁軛吸合銜鐵，銜鐵通過聯(lián)結件實現(xiàn)制動。 電磁制動器不僅考慮滿足轎車常規(guī)制動性能要求的前提下，還需要考慮汽車的有限空間。因而需要對制動器増力機構進行有效的設計計算，使

16、其能利用最小的空間占有率達到最有效的増力效果。電磁制動器的核心部件就是電磁鐵，一般的電磁鐵分為交流和直流兩種供電方式。由于汽車上的供電方式是直流供電，而且直流電磁具有節(jié)能、長壽、生產工藝簡單、低噪音等交流電磁所不具備的特點。1.2.2國外汽車電磁制動器研究現(xiàn)狀 隨著電子技術的發(fā)展，對于世界汽車技術領域來說最顯著的成就就是防抱制動系統(tǒng)（ABS）的實用與推廣。隨著大規(guī)模集成電路和超大規(guī)模的集成電路的出現(xiàn)，以及電子信息處理技術的高速發(fā)展，ABS已經(jīng)成為了性能可靠、成本日趨下降的具有廣泛應用前景的成熟產品。一些國家與地區(qū)（例如：歐洲、日本、美國等）已經(jīng)制定相關法規(guī)，令ABS系統(tǒng)成為汽車的標準配置。 現(xiàn)

17、在國外已經(jīng)將電磁制動器運用在拖車和房車上，制動技術國外仍處于實驗研究階段，鄖古德里奇、ABS、霍尼韋爾等公司對汽車電制動技術均取得了自己的專利。1903年，斯特克勒（Setckel）首先申請了一種電磁制動裝置的專利。1936年，魯爾.塞瑞真（Raoul Sarazin）首次將電磁制動技術應用到汽車上。1.2.3 國內汽車電磁制動器研究現(xiàn)狀 隨著電子技術的不斷成熟與提高，電磁制動系統(tǒng)將是機動車制動系統(tǒng)發(fā)展的新方向。我國江蘇大學也曾研究過一種新型電磁制動器，是應用于掛車上的鼓式摩擦型電磁制動器，電磁制動器的是國內外掛車制動的發(fā)展方向。而在國內我們的這個技術才剛剛起步，處于初級階段。1.3研究的基本

18、內容、擬解決的主要問題 1、本文研究主要包括以下幾個方面： 1). 制動器機械結構設計研究，包括機構整體構造，關鍵零件的設計。 2). 研究汽車鼓式制動器的組成、結構與設計。 2). 設計并制造汽車電磁制動器,包括制動方式的設計、材料的選擇、制動輔材料的選擇及電磁線圈的設計。 3).電磁鐵組件的設計和理論的分析，根據(jù)所需的制動力矩確定出電磁鐵的相關參數(shù)。例如：線圈的匝數(shù)、線圈的勵磁電流、鐵芯的尺寸。 4).制動性能分析與研究，對設計好的制動器研究其制動時間響應，制動能力，噪聲，發(fā)熱與散熱等問題。 同時選擇最切合題目要求的方案進行設計、分析、計算、校核，主要包括：計算電磁制動器電磁鐵的主要參數(shù)并

19、對其進行校核計算；對增力機構進行計算校核；最后應用計算機輔助制圖繪制總成裝配圖、零件圖，并撰寫設計計算說明書。2、擬解決主要問題 過濾并收集汽車電磁制動器的相關資料； 確定制動器主要參數(shù)：(制動鼓內徑、摩擦襯片寬度和包角、摩擦片起始角、制動 器中心到張開力作用線的距離、制動蹄支承點位置坐標)。 計算鼓式制動器的制動鼓、制動底板、制動輪缸等主要部件的參數(shù)。 繪制裝配圖； 繪制并完成零件圖； 完成設計說明書。 1.4技術路線及研究方法收集汽車電磁制動器的相關資料鼓式制動器的設計及校核領從蹄式制動器的設計及校核單向增力式制動器的設計及校核.電磁制動器的電磁體部分的設計及校核繪制裝配圖繪制零件圖完成設

20、計說明書研究方法： 確定總體方案：以電磁鐵為動力來源，通過機械增力機構將電磁力放大并推動摩擦襯塊從而產生制動，然后分別設計機械增力機構和電磁體部分。 通過對理論的分析并利用Pro/e、ANSYS、CAD等機械建模、動力學分析、有限元分析軟件輔助設計，既而完成本課題的初步設計。按照設計參數(shù)制作該制動器的原理樣機。 第2章 制動器總體方案設計2.1 制動器結構型式的選擇汽車車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，同時也有駐車制動之用。汽車制動器的形式主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種。汽車電磁式制動器雖然有作用滯后性能好、而且易于連接接頭可靠等優(yōu)點，但是由于成本太高，只運用在部分總質量較大的商用車上用作

21、車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用于緩速器上。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器2。摩擦式制動器按照摩擦副的結構不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式制動器只用于中央制動器；鼓式制動器和盤式制動器應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構比較簡單、制造成本低廉。鼓式制動器分為外束型鼓式制動器和內張型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，制動蹄又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故

22、又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器?，F(xiàn)外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計1。作為一款輕型載貨商用車，考慮到制造維修成本以及制動效能等方面因素，采用四輪鼓式制動器。鼓式制動器可按照其制動蹄的受力情況的不同分類(見圖2.1)，鼓式制動器的制動效能與制動鼓的受力平衡情況以及車輪旋轉方向對制動效能（振動頻率）的影響均不同2。 （a） （b） （c） （d） （e） （f）（a）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動

23、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）雙向增力式圖2.1鼓式制動器簡圖制動蹄按照其制動鼓的旋轉方向和張開時的轉動方向是否一致，有領蹄與從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中屬中等；前進和倒退行駛的制動效果是不變的；結構較簡單，而且成本低；便于附裝在駐車制動驅動機構上；易于調整蹄片之間的間隙。在乘用車和總質量較小的商用車的后輪制動器2上得到較廣泛的應用。輕型商用車總質量較小，因而采用結構簡單，低成本的領從蹄式鼓式制動器。本文前輪采用了増力式鼓式

24、制動器，后輪則采用了領從蹄式鼓式制動器。2.2 制動驅動機構的結構型式的方案比較選擇制動器根據(jù)制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而按力的傳遞方式不同又分機械式、液壓式、氣壓式三類，如表2.1所示。表2.1 制動驅動機構的結構型式制動力源力的傳遞方式用途型式制動力源工作介質型式工作介質簡單制動系（人力制動系）司機體力機械式桿系或鋼絲繩僅限于駐車制動液壓式制動液部分微型汽車的行車制動動力制動系氣壓動力制動系發(fā)動機動力空氣氣壓式空氣中、重型汽車的行車制動氣壓-液壓式空氣、制動液液壓動力制動系制動液液壓式制動液伺服制動系真空伺服制動系司機體力與發(fā)動機動力空氣液壓

25、式制動液轎車，微、輕、中型汽車的行車制動氣壓制動系空氣液壓伺服制動系制動液簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中2。液壓式簡單制動(通常簡稱為液壓制動)用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短(0.10.3s)；工作壓力高(可達1020MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直

26、接作為制動蹄的張開機構(或制動塊的壓緊機構)，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質量??；機械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤滑作用)。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。液壓制動曾廣泛應用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上。動力制動即利用發(fā)動機的動力轉化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當?shù)奶ぐ逍谐?。氣壓制動是應用最多的動力制動之一?/p>

27、其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0.3s0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二級元件繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅動制動蹄，這就增加了簧下質量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質量8t以上的

28、貨車和客車上得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動。用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源而構成的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜、質量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。全液壓動力制動，用發(fā)動機驅動液壓泵產生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。開式(常流式)系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經(jīng)制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動時，則借閥的節(jié)流而產生所需的液壓并傳人輪缸。閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的反應比開式

29、的快。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點以外，還有制動能力強、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產生汽化現(xiàn)象也沒有什么影響等好處。但結構相當復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應用并不廣泛。各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統(tǒng)以產生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服

30、制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。真空伺服制動與空氣伺服制動的工作原理基本一致，但伺服動力源的相對壓力不同。真空伺服制動的伺服用真空度(負壓)一般可達0.05MPa0.07MPa；空氣伺服制動的伺服氣壓一般能達到0.6MPa0.7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。但是，空氣伺服系統(tǒng)其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空伺服制動多用于總質量在1.1t1.35t以上的轎車和裝載質量在6t以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動則廣泛用于裝載質量為6t12t的中、重型貨車，以及少數(shù)幾種高級轎車上。CA1041總質量4.06t，本次設計采用真空助力式伺服制動系統(tǒng)。

31、2.3 本章小結本章主要對輕型商用車制動系統(tǒng)的總體設計進行了比較和論證選擇，通過對制動器的結構型式、制動驅動機構的結構型式，制動管路布置的結構型式三個方面對制動系統(tǒng)進行了整體上的選擇。9第3章 制動器設計計算 車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。3.1 輕型商用車的主要技術參數(shù)在制動器設計中需預先給定的整車參數(shù)如表3.1所示表3.1 CA1041商用車整車參數(shù)已知參數(shù)車型東風小康V22軸距L（mm）2820整車整備質量（Kg）1250滿載質量（Kg）1700滿載時質心距前軸中心線的距離（mm）1420滿載時質心距后軸中心線的距

32、離（mm）1400空載時質心高度（mm）805滿載時質心高度（mm）7893.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇3.2.1 同步附著系數(shù)對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況4。1、當時線在曲線下方，制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力；2、當時線位于曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；3、當時制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動

33、過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強度。在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定義為 （3.1）式中：汽車總的地面制動力； 汽車所受重力； 汽車制動強度。當時，利用率最高?，F(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，它不僅會引起側滑甚至甩尾會發(fā)生掉

34、頭而喪失操縱穩(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值均有增大趨勢。國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車??；貨車取為宜。我國GB126761999附錄制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調性要求中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動強度的要求。 對于制動強度在0.150.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（如圖3.1）之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足的要求4。參考與同類車型的值，取。圖3.1 除、外的其他類別車輛的制動強度與附著系數(shù)要求3.2.2 制動強度和附著系

35、數(shù)利用率根據(jù)選定的同步附著系數(shù)，已知： （3.2）式中：汽車軸距，mm； 制動力分配系數(shù)； 滿載時汽車質心距前軸中心的距離；滿載時汽車質心距后軸中心的距離； 滿載時汽車質心高度。求得： 進而求得 （3.3） （3.4） 式中：制動強度； 汽車總的地面制動力； 前軸車輪的地面制動力； 后軸車輪的地面制動力。 當時，故，；。 此時，符合GB126761999的要求。 當時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得：表3.2 取不同值時對比GB 12676-1999的結果0.10.20.30.40.50.60.72473.45238.08344.611862.315878.6

36、22716.337000.80.0620.13150.20950.29780.39870.51490.55740.6210.65750.69830.77460.79730.85820.9290GB126761999符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準符合國家標準當時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得：表3.3 取不同值時對比GB 12676-1999的結果0.622716.30.51490.8582GB126761999符合國家標準3.2.3 制動器最大的制動力矩為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的

37、制動力矩。最大制動力是在汽車附著質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。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （3.5） 式中：汽車質心離前、后軸的距離； 同步附著系數(shù)； 汽車質心高度。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3.6） 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； 作用于后軸車輪上的地面法向反力； 車輪的有效半徑。對于選取較大值的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸制動

38、力矩為 （3.7） （3.8） 式中：該車所能遇到的最大附著系數(shù)； 制動強度； 車輪有效半徑。Nm Nm單個車輪制動器應有的最大制動力矩為 、的一半，為2457.22 Nm 和1258.22Nm。3.3 制動器因數(shù)和制動蹄因數(shù)制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 （3.9）式中：制動器效能因數(shù)制動器的摩擦力矩； 制動鼓或制動盤的作用半徑； 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 對于鼓式制

39、動器，設作用于兩蹄的張開力分別為、，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： （3.10） （3.11）整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 （3.12）當時，則 （3.13）蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設在張力P的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.2所示作用于襯片的B點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，R 及為結構尺寸，如圖3.2所示。圖3.2 鼓式制動器的簡化受力圖對領蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即 （3.14）由上式

40、得領蹄的制動蹄因數(shù)為 （3.15）當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力的方向與圖3.2所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即 （3.16） （3.17）由式(3-15)可知：當趨近于占時，對于某一有限張開力，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺寸的函數(shù)。通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。兩者在=0.30.35范圍內，當張開力時，相差達3倍之多。圖3.3給出

41、了領蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導數(shù)對摩擦系數(shù)的關系曲線。由該圖可見，當增大到一定值時，領蹄的和均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力，制動力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動踏板，領蹄也不能回位而是一直保持制動狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時只能通過倒轉制動鼓消除制動。領蹄的和隨的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的和隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。在制動過程中，襯片的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變化會導致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會導致制動效能即制動器因數(shù)的改變。制動器因數(shù)對摩擦系數(shù) 的敏感性可由來衡量，因而稱為制動器的敏感度，它是制動器效能穩(wěn)

42、定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關，制動時摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。熱衰退的臺架試驗表明，多次重復緊急制動可導致制動器因數(shù)值減小50%，而下長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30%。1領蹄；2從蹄圖3.3制動蹄因數(shù)及其導數(shù)與摩擦系數(shù)的關系由圖3.3也可以看出，領蹄的制動蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于盤式制動器的制動器因數(shù)對摩擦系數(shù)的導數(shù)()為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好。3.4 制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)3.4.1 鼓

43、式制動器的結構參數(shù)1、制動鼓直徑 當輸入力一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且的增大也使制動鼓的質量增加，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑的尺寸。由于CA1041采用14的輪輞所以取，制動鼓直徑與輪輞直徑之比的一般范圍為：貨車 。=35.56mmmm2、制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積由制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度

44、mm。摩擦襯片的包角通常在范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。綜上所述選取領蹄，從蹄單個制動器摩擦面積： （3.18） 式中：單個制動器摩擦面積，mm2 制動鼓內徑，mm； 制動蹄摩擦片寬度，mm； 分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。cm2表3.4 制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質量t單個制動器摩擦面積cm2轎車客車與貨車（多為）（多為）由表3.4數(shù)據(jù)可知設計符合要求。3、摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角如圖3.4所示。

45、通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。領蹄包角從蹄包角圖3.4鼓式制動器的主要幾何參數(shù)4、張開力的作用線至制動器中心的距離在滿足制動輪缸布置在制動鼓內的條件下，應使距離（見圖3.4）盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫取，根據(jù)設計時的實際情況取mm。5、制動蹄支銷中心的坐標位置與如圖3.4所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸盡可能地小設計時常取mm，以使盡可能地大，初步設計可暫取，根據(jù)設計的實際情況取mm。3.4.2 摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制

46、動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設計時，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)=0.350.4已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結果接近實際值。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。3.5 制動器的設計計算3.5.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。

47、掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定：（1）制動鼓、蹄為絕對剛性；（2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；（3）壓力與變形符合虎克定律由于本次設計采用的是領從蹄式的制動鼓，現(xiàn)就領從蹄式的制動鼓制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進行分析。如圖3.5所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移為 =· （3.19）式中；制動蹄的作用半徑。由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為圖3.5 制動摩擦片徑向變形分析簡圖從圖3.5中的幾何關系可

48、看到=因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 (3.20)式中：摩擦片上單位壓力。 即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向上。上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關系式 （3.21） 式中：W磨損量； K磨損常數(shù)； 摩擦系數(shù)； 單位壓力； 磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。圖3.6 作為磨損函數(shù)的壓力分布值通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖3.6所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關系： （3.22）式中：磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。結果表示于圖3.6。3.5.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù)BF的表達式。假設鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運動，由此可得：（1）定出制動器基本結構尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并