機械凸輪鼓式制動器畢業(yè)設(shè)計

1、目 錄摘 要IAbstractII第1章 緒 論11.1本課題的目的和意義11.2汽車制動系在國內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢11.3鼓式制動器技術(shù)研究進展和現(xiàn)狀11.4研究重點2第2章 汽車總體參數(shù)的選擇及計算32.1汽車形式的確定32.1.1 軸數(shù)32.1.2驅(qū)動形式32.1.3布置形式32.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定32.2.1質(zhì)量系數(shù)42.2.2汽車總質(zhì)量42.2.3載荷分配42.3汽車主要數(shù)據(jù)的確定52.3.1質(zhì)心高度52.3.2軸距5第3章 制動器的結(jié)構(gòu)型式及要求63.1鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式73.1.1領(lǐng)從蹄式制動器83.1.2單向雙領(lǐng)蹄式制動器123.1.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動器133.1.4雙

2、從蹄式制動器143.1.5單向增力式制動器143.1.6雙向增力式制動器143.2鼓式制動器方案的確定15第4章 理想制動力及其分配164.1 制動力與制動力分配系數(shù)164.2 同步附著系數(shù)214.3制動器最大制動力矩21第5章 制動器的設(shè)計計算235.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)235.1.1 制動鼓內(nèi)徑D235.1.2 摩擦襯片寬度b和包角245.1.3 摩擦襯片起始角255.1.4 制動器中心到張開力作用線的距離e265.1.5 制動蹄支承點位置坐標(biāo)a和c265.1.6 摩擦片摩擦系數(shù)265.2 固定凸輪式（S型凸輪）氣制動器的制動器因數(shù)計算265.3 制動力的計算285.3.1 所需的制動

3、力計算285.3.2 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算285.4 制動蹄片上的制動力矩305.5 行車制動效能計算335.6 駐車制動計算345.7 摩擦襯片的磨損特性計算36第6章 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計386.1制動蹄386.2制動鼓386.3摩擦襯片396.4摩擦材料406.5蹄與鼓之間的間隙自動調(diào)整裝置416.6制動支承裝置426.7制動輪缸436.8張開機構(gòu)436.9制動蹄回位彈簧43第7章 結(jié) 論44致 謝45參考文獻462013屆機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計摘 要據(jù)有關(guān)資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%?？梢?，制動系統(tǒng)是保

4、證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經(jīng)濟效益的重要因素。制動系既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運輸經(jīng)濟效益起著重要的保證作用。本文通過對常用的鼓式制動器的工作原理分析，根據(jù)車型特點，車載受力等因數(shù)，完成了鼓式制動器總體設(shè)計與核驗。關(guān)鍵詞：制動系統(tǒng)，運輸經(jīng)濟效益，鼓式制動器AbstractAccording to the information on the vehicle itself as a result of problems ca

5、used by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle tra

6、nsportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliabilit

7、y of parking, and transport economic efficiency.This article through to the commonly used drum brakes, according to the working principle analysis models characteristics, such as car stress, completing the factor of drum brake overall design and nuclear check.Key words: Braking systems , Transportat

8、ion economic benefit, Drum brakeII第1章 緒 論1.1本課題的目的和意義車輛的制動性能是車輛主動安全性能中最重要的性能之一。汽車的制動性能是由汽車的制動系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整車性能的優(yōu)劣，直接關(guān)系到駕乘人員的生命財產(chǎn)安全，重大交通事故往往與制動距離過長、緊急制動時發(fā)生側(cè)滑和失去轉(zhuǎn)向能力等情況有關(guān)，因此汽車的制動性能是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動過程是很復(fù)雜的，它與汽車總布置和制動系各參數(shù)選擇有關(guān)。汽車制動系統(tǒng)主要由供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，制動器的實際性能是整個制動系中最復(fù)雜和最不穩(wěn)

9、定的因素，因此制動器的設(shè)計在整車設(shè)計中顯得非常重。1.2汽車制動系在國內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢隨著汽車安全性的日益提高，汽車制動系統(tǒng)也歷經(jīng)了數(shù)次變遷和改進。從最初的皮革摩擦制動，到后來的鼓式、盤式制動器，再到機械式ABS制動系統(tǒng)，緊接著伴隨電子技術(shù)的發(fā)展又出現(xiàn)了模擬電子ABS制動系統(tǒng)、數(shù)字式電控ABS制動系統(tǒng)，等等。近10年來，西方發(fā)達國家又興起了對汽車線控系統(tǒng)的研究，線控制動系統(tǒng)應(yīng)運而生，并開展了對電控機械制動系統(tǒng)的研究。簡單來說，電控機械制動系統(tǒng)就是把原來液壓或者壓縮空氣驅(qū)動的部分改為電動機驅(qū)動，借以提高響應(yīng)速度，增加制動效能, 同時大大簡化了結(jié)構(gòu)，降低了裝配和維護的難度。由于人們對制動性

10、能要求的不斷提高，傳統(tǒng)的液壓或者空氣制動系統(tǒng)在加入大量電子控制系統(tǒng)(如ABS、TCS、ESP)后，結(jié)構(gòu)和管路布置越來越復(fù)雜，加大了液壓(空氣)回路泄漏的隱患，同時裝配和維修的難度也隨之提高；因此，結(jié)構(gòu)相對簡單、功能集成可靠的電控機械制動系統(tǒng)越來越受到青睞。可以預(yù)見，EMB將最終取代1傳統(tǒng)的液壓(空氣)制動器，成為未來汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展方向。1.3鼓式制動器技術(shù)研究進展和現(xiàn)狀長期以來，為了充分發(fā)揮蹄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，尤其是對蹄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

11、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。1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設(shè)計方案，該制動器是通過機械的方法來實現(xiàn)鼓式制動器的自增力，制動效能因數(shù)的變化范圍為26。應(yīng)用一套電控機械裝置調(diào)整領(lǐng)蹄的支承點來提高制動器的制動效能數(shù)，以補償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數(shù)降低。該制動器達到相同的制動力矩所要求的輸入力是盤式制動器1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復(fù)雜、高能耗、高成本、維護困難等。1999年提出一

12、種四蹄八片（塊）式制動器，通過對結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計，制動效能因數(shù)有一定地提高，同時制動效能_因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳?，這就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設(shè)計性強，可根據(jù)對制動效能的需要，較靈活地進行制動器設(shè)計。另外，近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動器結(jié)構(gòu)形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。對于關(guān)鍵磁性介質(zhì)磁粉，選用了抗氧化性強

13、、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復(fù)控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇，設(shè)計了散熱風(fēng)道等，使得該技術(shù)有著極好的應(yīng)用前景。盡管對蹄鼓式制動器的設(shè)計研究取得了一定的成績，但是對傳統(tǒng)蹄鼓式制動器的設(shè)計仍然有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用，也可為后續(xù)設(shè)計提供理論參考。1.4研究重點根據(jù)設(shè)計車型的特點，進行參數(shù)選擇；確定制動器的結(jié)構(gòu)方案；完成制動器的總體和主要零部件的設(shè)計。第2章 汽車總體參數(shù)的選擇及計算2.1汽車形式的確定汽車的分類按照GB/T3730.12001將汽車分為乘用車和商用車。不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸

14、數(shù)、驅(qū)動形式、以及布置形式上有區(qū)別。2.1.1 軸數(shù)汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對軸載質(zhì)量的限制和輪胎負(fù)荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案。總質(zhì)量在19t26t的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。由于本設(shè)計的汽車是重型，其總質(zhì)量大于19t，所以采用三軸布置方案。2.1.2驅(qū)動形式由于本設(shè)計的汽車總質(zhì)量大于19t，所以采用6×4的驅(qū)動形式。2.1.3布置形式貨車可以按照駕

15、駛室與發(fā)動機相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。平頭式貨車的發(fā)動機位于駕駛室內(nèi)，其主要優(yōu)點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機動性能好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，汽車整備質(zhì)量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應(yīng)用。所以本設(shè)計采用平頭式的布置形式，并且采用發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。2.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量 、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù) 、汽車總質(zhì)量 、軸荷分配等。本設(shè)計中給出裝載質(zhì)量t

16、。2.2.1質(zhì)量系數(shù)質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即。該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的設(shè)計水平和工藝水平越先進。參考同類型的汽車的質(zhì)量系數(shù)值（表2-1）后，綜合選定本設(shè)計中的質(zhì)量系數(shù)值 表2-1 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù)汽車類型貨車輕型080-110中型120-135重型130-170由此可以確定整車整備質(zhì)量，t。2.2.2汽車總質(zhì)量汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時的整車質(zhì)量。商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，即 Kg式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。代入數(shù)據(jù)，n=2，t，t可得到

17、總質(zhì)量。2.2.3載荷分配汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負(fù)荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負(fù)荷應(yīng)相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負(fù)荷，而從動軸上的負(fù)荷可以適當(dāng)減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環(huán)路面上的通過性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷不應(yīng)過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求設(shè)計時應(yīng)根據(jù)對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。表2-2 各類

18、汽車的軸荷分配車型滿載空載前軸后軸前軸后軸乘用車發(fā)動機前置前輪驅(qū)動發(fā)動機前置后輪驅(qū)動發(fā)動機后置后輪驅(qū)動47% 60%45% 50%40% 46%40% 53%50% 55%54% 60%56% 66%51% 56%38% 50%34% 44%44% 49%50% 62%商用貨車后輪單胎后輪雙胎，長、短頭式后輪雙胎，平頭式后輪雙胎32% 40%25% 27%30% 35%19% 25%60% 68%73% 75%65% 70%75% 81%50% 59%44% 49%48% 54%31% 37%41% 50%51% 56%46% 52%63% 69%本設(shè)計選擇后輪雙胎，平頭式的數(shù)據(jù)進行計算。2.

19、3汽車主要數(shù)據(jù)的確定2.3.1質(zhì)心高度汽車的質(zhì)心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時的質(zhì)心高度為=1420mm，滿載時的質(zhì)心高度取為=1530mm。2.3.2軸距軸距L對整備質(zhì)量、汽車總長、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當(dāng)軸距小時，上述指標(biāo)均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導(dǎo)致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題。綜合各方面數(shù)據(jù)選擇重型貨車的軸距L=5200mm。第3章 制動器的結(jié)構(gòu)型式及要求汽車制動器除各種緩速裝置外，幾乎都是機

20、械摩擦式的，即是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的，根據(jù)旋轉(zhuǎn)元件的不同分為鼓式和盤式兩大類，不過對于重型車來說，由于車速一般不是很高，鼓式剎車蹄的耐用程度也比盤式制動器高，而且盤式制動器比鼓式制動器要貴些，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設(shè)計。其工作原理如圖3.1所示。 1、2制動蹄 3、5支承銷 4制動鼓圖 3.1 鼓式制動器工作原理帶有摩擦片的制動蹄1、2通過支承銷5、3鉸裝在制動底版上。制動時，輪缸活塞（轉(zhuǎn)動凸輪軸）對制動蹄施加張開力P，使其繞支承銷轉(zhuǎn)動，并抵靠在制動鼓4表面上。這是制動蹄1、2分別受到制動鼓作用的法向反力 、 ，和切向力 、 ，而制

21、動蹄的切向反力對制動鼓產(chǎn)生一個與其旋轉(zhuǎn)方向相反的制動力矩（+）R，（R為制動鼓工作半徑），從而達到使汽車減速的目的。制動系應(yīng)滿足如下要求：(1)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。(2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐坡制動效能。(3)工作可靠。(4)制動效能的熱穩(wěn)定性好。(5)制動效能的水穩(wěn)定性好。 (6)制動時的操縱穩(wěn)定性好。(7)制動踏板和手柄的位置和行程符合人機工程學(xué)要求。(8)作用滯后的時間要盡可能地短。(9)制動時制動系噪聲盡可能小，且無異常聲響。(10)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動。(11)能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象

22、；氣溫低時氣制動管路不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰。(12)制動系的機件應(yīng)使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維6。3.1鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類（見圖3-1），它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?。圖3-1 制動器的結(jié)構(gòu)形式鼓式制動器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖3-2a-f所示。圖3-2 鼓式制動器示意圖（a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式不同形式鼓式制動器的

23、主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。（2）張開裝置的形式與數(shù)量不同。（3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，并使制動效能不一樣。在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標(biāo)。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（）與輸入力之比，即 式中，K為制動器效能因素；R為制動器輸出的制動力矩。制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因素K對摩擦因素 的敏感性。使用中 隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對

24、 的變化敏感性小。3.1.1領(lǐng)從蹄式制動器如圖3-2(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動鼓正向旋轉(zhuǎn))，蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄相互對調(diào)。制動鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖3-2(a)、(b)可見，領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱減勢蹄。“增勢”作用使領(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。對于兩蹄的張開力的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)

25、，如圖3-2(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力相等。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當(dāng)?shù)販p小。對于如圖3-2 (a)所示具

26、有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄式制動器，制動時，凸輪機構(gòu)保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開力P1、P2則不等，且必然有P1<P2。由于兩蹄的法向反力N1=N2在制動鼓正、反兩個方向旋轉(zhuǎn)并制動時均成立，因此這種結(jié)構(gòu)的特性是雙向的，實際上也是平衡式的。其缺點是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為0.60.8。因為凸輪要求氣壓驅(qū)動，因此這種結(jié)構(gòu)僅用于總質(zhì)量大于或等于10 t的貨車和客車上。領(lǐng)從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式(見圖3-2(a)、圖3-3、圖3-4)、楔塊式(見圖3-5、圖3-6)、曲柄式(參見圖3-12)和具

27、有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的(見圖3-2(b)、圖3-7、圖3-8)。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。當(dāng)張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊都是浮動的時，也能保證兩蹄張開力相等，這時的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。 圖3-3 S凸輪制動器圖3-4 楔塊式張開裝置及其受力簡圖 圖3-5 S凸輪式車輪制動器1制動蹄；2凸輪；3制動底板；4調(diào)整臂；5凸輪支座及制動氣室；6滾輪 圖3-6 楔塊式張開裝置的車輪制動器1制動蹄；2制動底板；3制動氣室；4楔塊；5滾輪

28、6柱塞；7檔塊；8棘爪；9調(diào)整螺釘；10調(diào)整套筒 圖3-7 制動輪缸具有兩個個等直徑活塞的車輪制動器1活塞；2活塞支承圈；3密封圈；4支承；5制動底板；6制動蹄7支承銷；8青銅偏心輪；9制動蹄定位銷；10駐車制動傳動裝置圖3-8制動輪缸具有四個等直徑活塞的車輪制動器1制動蹄；2制動底板；3制動器間隙調(diào)整凸輪；4偏心支承銷領(lǐng)從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，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)，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。3.1.2單向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)汽車前進時，若兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動器

29、。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向雙領(lǐng)蹄式制動器。如圖3-10 (c)所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 單向雙領(lǐng)蹄式制動器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結(jié)構(gòu)方案，如圖3-10所示。圖3-10 單向雙領(lǐng)蹄式制動器的機構(gòu)方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）偏心調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整；（d）浮動蹄片，輪缸支座端調(diào)整；（e）浮動蹄片，輪缸偏心機構(gòu)調(diào)整雙領(lǐng)蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。中級轎車的前

30、制動器常用這種型式，這是由于這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這種結(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機構(gòu)。3.1.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動器當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。如圖3-2(d)及圖3-11、圖3-12所示。 圖3-11 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）偏心機構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在

31、支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上(圖3-2(d)、圖3-11)或其他張開裝置的支座上(圖3-12、圖3-13)。 圖3-12 曲柄機構(gòu)制動器（氣壓驅(qū)動） 圖3-13 雙楔制動器（氣壓驅(qū)動）當(dāng)制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側(cè)活塞(圖3-11)或其他張開裝置的兩側(cè)(圖3-12、圖3-13)均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當(dāng)制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄，故稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種制動器在汽車前進和倒

32、退時的性能不變，故廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后輪。但用作后輪制動器時，需另設(shè)中央制動器。3.1.4雙從蹄式制動器雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片，其結(jié)構(gòu)形式與單向雙領(lǐng)蹄式相反。雙從蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動效能最低，所以很少采用。3.1.5單向增力式制動器如圖3-2(e)所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。當(dāng)汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表

33、面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大23倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能互相平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。 雖然這種制動器在汽車前進制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器。3.1.6雙向增力式制動器如圖3-2(f)所示，將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向增力式制動器

34、。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。第一制動蹄是增勢領(lǐng)蹄，第二制動蹄不僅是增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向增力式制動器也是屬于非平衡式制動器。 圖3-14給出了雙向增力式制動器(浮動支承)的幾種結(jié)構(gòu)方案，圖3-15給出了雙向增力式制動器(固定支點)另外幾種結(jié)構(gòu)方案。 雙向增力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其

35、作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過綱索拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應(yīng)急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。圖3-14 雙向增力式制動器（浮動支承）的結(jié)構(gòu)方案 圖3-15雙向增力式制動器（固定支點）的結(jié)構(gòu)方案（a）一般形式；（b）浮動形式；（c）中心調(diào)整3.2鼓式制動器方案的確定考慮到制動器的效能因素和制動器效能的穩(wěn)定性，且領(lǐng)從蹄式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調(diào)整，便于附裝駐車制動裝置，根據(jù)設(shè)計車型的

36、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)，本文選擇凸輪式領(lǐng)從蹄式制動器作為設(shè)計方案。 第4章 理想制動力及其分配對汽車制動性能有著重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩等。4.1 制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為: 式（4.1）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，之間的摩擦力，又稱為地面制即地面與輪胎動力，其方向與汽車行駛方向相反

37、，N； 車輪有效半徑，m。令 = / 式(4.2)即制動器制動力，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(dāng)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。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力 受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力 ，即 式（4.3）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(dāng)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

38、成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)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的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖3.1。 圖4.1 制動器制動力與踏板力關(guān)系曲線根據(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Z1，Z2為： 式（4.4） 式（4.5）式中 ：G汽車所受重力； L汽車軸距； 汽車質(zhì)心離前軸距離；圖4.2 汽車制動時整車受力分析圖 汽車質(zhì)心離后軸距離； 汽車質(zhì)心高度； g 重力加速度； 汽車制動減速度。 若在附著系數(shù)為（我們選擇在瀝青路面上制動，則選取=0.8）的路面上制動，前、后輪均抱死（同時抱

39、死或先后抱死均可），此時汽車總的地面制動力為 式(4.6)式中 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。此時 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力，亦等于作用于質(zhì)心的制動慣性力 ，即有= 式（4.7）則得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的表達式： 式（4.8） 式（4.9）在本設(shè)計中，重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下：mm，mm， mm，汽車所受的重力N，同步附著系數(shù)=0.8，汽車滿載時的質(zhì)心高度。重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下：mm， mm，故 滿載時：=938386.9N =994898.31N 空載時： =43698.12N =35975.87N由以上兩式可求

40、得前軸車輪附著力為: 式(4.10)后軸車輪附著力為 : 式（4.11）故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為： =750709.52N =795918.65N 空載時前、后軸車輪附著力 =34951.3N =28780.67N當(dāng)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。由式(4.7)、式(4.10)、（4.11）

41、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 式(4.12) 式(4.13)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(4.12)、(4.13)得 式(4.14)式中 L汽車的軸距。將上式繪成以，為坐標(biāo)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4.3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，都能使前、后車輪同時抱死。

42、然而，目前大多數(shù)汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動與汽車總制動力 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)： 式（4.15）圖4.3 空載與滿載時理想制動力分配曲線則： = 式（4.16）代入數(shù)據(jù)得空載時： =0.548 滿載時： =0.485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(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)4.2 同步附著系數(shù)式(4.15)可表達為： 式(4.17)上式在圖4.3中是一條通過坐標(biāo)原點且斜率為(1-

43、)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為 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曲線交點處的附著系數(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 式(4.18)滿載時： =0.799空載時： =0.798利用附著系數(shù)就是在某一制動強度q下，不發(fā)何生任車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù) 。4.3制動器最大制動力矩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（2.8）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

44、抱死時的制動力之比為= 式（4.19）式中 , 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 同步附著系數(shù)； 汽車質(zhì)心高度。通常，上式的比值：轎車約為1.31.6；貨車約為0.50.7.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 = 式（4.20） = 式（4.21）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)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn)GB-T_2977-1977；選取的輪胎型14.00R20?？傻糜行О霃?570mm= 式（4.22）= 式（4.23） 由式（4.19），式（4.20）可得=

45、4366.37 = =538.23第5章 制動器的設(shè)計計算5.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)5.1.1 制動鼓內(nèi)徑D輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。但 的增大（圖5-1）受輪輞內(nèi)徑限制，制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于2030mm，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(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 圖5-1 鼓式制動器主要幾何參數(shù)制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：乘用車 =0.64-0.74商用車 =0.70-0.8

46、3制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列。轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm，設(shè)計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑（見表5-1）。表5-1 制動鼓最大內(nèi)徑輪輞直徑/in121314151620制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260-貨車、客車220240260300320420初選輪輞直徑20英寸，則輪輞直徑=20×25.4mm=508mm。而對應(yīng)的制動鼓最大內(nèi)徑=420，=420/508=0.826，滿足貨車對制動鼓直徑與輪輞直徑比值的要求。

47、 5.1.2 摩擦襯片寬度b和包角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。這兩個參數(shù)加上已初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積 ,即 mm 式（5-1）式中： D制動鼓內(nèi)徑（mm）； b制動蹄摩擦襯片寬度(mm)； 分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（°）。摩擦襯片的包角通常在 范圍內(nèi)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，包角不宜大于120°，因為過大不僅不利于散熱，而且

48、易使只動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，減小磨損，但b的尺寸過大則不易保證與制動鼓全面接觸，通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MP 的條件來選擇襯片寬度b的。設(shè)計時應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，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，（如表5-2所示）。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動鼓半徑R，襯片寬度b及包角 ，即： 式（5-2）式中, 是以弧度為單位，當(dāng)A，R， 確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。表5-2 制動器襯片摩擦面積汽車類型汽車總質(zhì)量m/t單個制動器總的襯片摩擦面積/mm轎車

49、0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客車與貨車1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多為150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)制動鼓各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。本設(shè)計中，摩擦襯片包角，制動蹄摩擦襯片寬度b根據(jù)QC/T309-1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列可取b=140mm。由式（5-2）得 cm單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=1025.73 cm 如表6-2所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。由式（6-1）可得 cm5.1.3 摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角如圖5-1所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 5.1.4 制動器中心到張開力作用線的距離e在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a盡可能地大，以提高起制動效能，初步設(shè)計時可暫取左右。取mm 5.1.5 制動蹄支承點