客車鼓式制動系統(tǒng)設計

1、 II目前，隨著汽車行業(yè)的日益興旺，對汽車零件的要求也越來越高，制 動系執(zhí)行機構-制動器的設計缺陷導致汽車制動系統(tǒng)的忽視進而使汽車交 通事故現(xiàn)象越來越嚴重。因此正確的制動器設計應該被準確深入研究。本文對應用在豪華客車上的氣壓制動器的設計，對制動系的參數(shù)選擇 進行詳細的分析，并且估算了應用該豪華客車的制動器的參數(shù)及結構形式, 同時對制動器的制動主要部件制動蹄片進行了受力分析，并且分析在駐車 情況下車的受力及坡角。豪華客車上的氣壓凸輪制動器對汽車安全性能的提高起到重要作用， 這也為以后的研究設計提供了必備的參數(shù)。關鍵詞：客車；制動器；參數(shù)；分析；結構。AbstractAt present, as

2、the auto 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

3、desig ned to be accurate and in-depth study.Applicati on of this article in the luxury passe nger car brake pressure on the design parameters of the braking system of choice for detailed analysis and estimates the application of the luxury passengercar brakes in the form and structure of the paramet

4、ers, at 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 an gle.The luxury bus cam brake pressure on the improveme nt of vehicle safety performance has played an important role in th

5、is for the future research and desig n to provide the n ecessary parameters.Key words: passe nger cars; brakes; parameters; an alysis; structure. TOC o 1-5 h z 摘要I HYPERLINK l bookmark0 o Current Document Abstract I HYPERLINK l bookmark2 o Current Document 第1章緒論1 HYPERLINK l bookmark4 o Current Docu

6、ment 1.1汽車制動系概述1. HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 1.2汽車制動器的工作原理3 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 1.3設計的目的和意義.4. HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 第2章 制動器結構簡介 4 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 2.1鼓式制動器 5. HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 2.2盤式制動器6.2.2.1定鉗盤

7、式制動器 7.2.2.2浮鉗盤式制動器.8.2.2.3全盤式制動器.9. HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 第3章制動系的主要參數(shù)及其選擇 10 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 3.1制動力與制動力分配系數(shù)1.03.2同步附著系數(shù)錯誤！未定義書簽。3.3制動強度和附著系數(shù)利用率錯誤！未定義書簽。3.4制動器最大制動力矩 .錯誤！未定義書簽。 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 3.5制動器因數(shù) .1.1 HYPERLINK l bookmark2

8、4 o Current Document 第4章制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 14 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 4.1制動鼓直徑或半徑14 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 4.2摩擦襯片起始角15 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 4.3張開力的作用線至制動器中心的距離 1 5 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 4.4制動蹄支銷中心的坐標位置 15 HYPERLINK l bookmark3

9、4 o Current Document 4.5摩擦片摩擦系數(shù)及摩擦材料1.6 HYPERLINK l bookmark36 o Current Document 4.6制動器間隙16 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 第5章制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 17 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 第6章制動蹄片上的制動力矩 19 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 第7章駐車計算20 HYPERLINK l bookmark46 o Current D

10、ocument 第8章 摩擦襯塊：的磨損特性計算 21 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 第9章 制動器主要零部件的結構設計 22 HYPERLINK l bookmark50 o Current Document 9.1制動鼓22 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 9.2制動蹄22 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 9.3制動底板23 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 9.4制動蹄的支承23 H

11、YPERLINK l bookmark58 o Current Document 9.5凸輪式張開機構23 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 9.6摩擦材料23 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 9.7制動間隙調整方法及相應機構 23 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 9.8制動器主要零部件的強度計算249.8.1制動凸輪軸的計算 249.8.2緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘τ嬎?25 HYPERLINK l bookmark66 o Current

12、Document 第10章 制動驅動機構選擇與設計計算 25 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 10.1制動驅動機構的結構型式選擇 25 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 10.2制動管路的多回路系統(tǒng) 26 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 10.3氣壓制動驅動機構的設計計算 26 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 10.3.1制動氣室 2610.3.2儲氣罐 27 HYPERLINK l boo

13、kmark76 o Current Document 結論27 HYPERLINK l bookmark80 o Current Document 參考文獻29 第1章緒論1.1汽車制動系概述盡可能提高車速是提高運輸生產率的主要技術措施之一。但這一切必 須以保證行駛安全為前提。因此，在寬闊人少的路面上汽車可以高速行駛。 但在不平路面上，遇到障礙物或其它緊急情況時，應降低車速甚至停車。 如果汽車不具備這一性能，提高汽車行駛速度便不可能實現(xiàn)。所以，需要 在汽車上安裝一套可以實現(xiàn)減速行駛或者停車的制動裝置制動系統(tǒng)。制動系是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的行駛安全性。 隨著高速公路的迅速發(fā)展和

14、汽車密度的日益增大，交通事故時有發(fā)生。因 此，為保證汽車行駛安全，應提高汽車的制動性能，優(yōu)化汽車制動系的結 構。制動裝置可分為行車制動、駐車制動、應急制動和輔助制動四種裝置。 其中行駛中的汽車減速至停止的制動系叫行車制動系。使已停止的汽車停 駐不動的制動系稱為駐車制動系。每種車都必須具備這兩種制動系。應急 制動系成為第二制動系，它是為了保證在行車制動系失效時仍能有效的制 動。輔助制動系的作用是使汽車下坡時車速穩(wěn)定的制動系。汽車制動系統(tǒng)是一套用來使四個車輪減速或停止的零件。當駕駛員踩 下制動踏板時，制動動作開始。踏板裝在頂端帶銷軸的桿件上。踏板的運 動促使推桿移動，移向主缸或離開主缸。主缸安裝在

15、發(fā)動機室的隔板上，主缸是一個由駕駛員通過踏板操作的 液壓泵。當踏板被踩下，主缸迫使有壓力的制動液通過液壓管路到四個車 輪的每個制動器。液壓管路由鋼管和軟管組成。它們將壓力液從主缸傳遞 到車輪制動器。盤式制動器多用于汽車的前輪，有不少車輛四個車輪都用盤式制動器 制動盤裝在輪輞上、與車輪及輪胎一起轉動。當駕駛員進行制動時，主缸 的液體壓力傳遞到盤式制動器。該壓力推動摩擦襯片靠到制動盤上，阻止 制動盤轉動。圖1-1汽車制動系統(tǒng)的基本部件1.液壓助力制動器 2. 主缸和防抱死裝置 3.前盤式制動器 4. 制動踏板 5. 駐 車制動桿 6. 防抱死計算機 7. 后盤式制動器很多汽車都采用助力制動系統(tǒng)減少

16、駕駛員在制動停車時必須加到踏板 上的力。助力制動器一般有兩種型式。最常見的型式是利用進氣歧管的真 空，作用在膜片上提供助力。另一種型式是采用泵產生液壓力提供助力。駐車制動器總成用來進行機械制動，防止停放的車輛溜車，在液壓制 動完全失效時實現(xiàn)停車。絕大部分駐車制動器用來制動兩個后車輪。有些 前輪驅動的車輛裝有前輪駐車制功器，因為在緊急停車中絕大部分的制動 功需要用在車輛的前部。駐車制動器一般用手柄或腳踏板操作。當運用駐 車制動器時，駐車制動鋼索機械地拉緊施加制動的稈件。駐車制動器由機 械控制，不是由液壓控制。每當以很強的壓力進行制動時，車輪可能完全停止轉動。這叫做“車 輪抱死”。這并不能幫助車輛

17、停下來，而是使輪胎損失一些與路面的摩擦接 觸，在路面上滑移。輪胎滑移時，車輛不再是處于控制下的停車，駕駛員 處在危險之中。有經驗的駕駛員知道，防止車輪抱死的對策是迅速上、下 踩動制動踏板。這樣間歇地對制動器提供液壓力，使駕駛員在緊急制動時 能控制住車輛。現(xiàn)今許多新型車輛裝備了防抱死制動系統(tǒng)（ABS）。防抱死制動系統(tǒng)做的 工作與有經驗駕駛員做的相同，只是更快、更精確些。它感受到某車輪快 要抱死或滑移時，迅速中斷該車輪制動器的制動壓力。在車輪處的速度傳 感器監(jiān)測車輪速度，并將信息傳遞給車上計算機。于是，計算機控制防抱 死制動裝置，輸送給即將抱死的車輪的液壓力發(fā)生脈動。1.2汽車制動器的工作原理一般

18、制動系的工作原理可用下圖所示的一種簡單的液壓制動系示意圖 來說明。一個以內圓面為工作表面的金屬的制動鼓8固定在車輪輪毅上，隨車輪一同旋轉。在固定不動的制動底板 11上，有兩個支承銷12，支承 著兩個弧形制動卸10的下端。制動蹄的外圓面上又裝有一般是非金屬的摩 擦片9。制動底板上還裝有液壓制動輪缸 6,用油管5與裝在車架上的液壓 制動主缸4相連通。主缸中的活塞3可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。制動系不工作時，制動鼓的內圓面與制動蹄摩擦片的外圓面之間保持 有一定的間隙，使車輪和制動鼓可以自由旋轉。要使行駛中的汽車減速，駕駛員應跺下制動踏板I，通過推桿2和主缸活塞3,使主缸內的油液在一定壓力下流人

19、輪缸 6,并通過兩個輪缸活塞 7推使兩制動蹄10繞支承銷12轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片 9壓 緊在制動鼓的內圓面上。這樣，不旋轉的制動卸就對旋轉著的制動鼓作用 一個摩擦力矩 M其方向與車輪旋轉方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪 后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周繞力 F， 同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力F。制動力F由車輪經車橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車減速。制動力愈大，汽車 減速度也愈大。當撤開制動踏板時回位彈簧 13即將制動蹄拉回原位，摩 擦力矩M和制動力F消失，制動作用即行終止。圖1-2鼓式制動器結構圖1.制動踏板2.推桿3.主缸活塞4

20、.制動主缸5.油管6.制動輪缸7.輪缸活塞8.制動鼓 9.摩擦片10.制動蹄11.制動底板12.支承銷13.制動體回位彈簧圖中所示的制動器中，由制動鼓 &摩擦片9和制動蹄10所構成的系 統(tǒng)產生了一個制動力矩（摩擦力矩M）以阻礙車輪轉動該系統(tǒng)稱為制動器。顯然，阻礙汽車運動的制動力 F不僅取決于制動力矩 M還取決于輪 胎與路面間的附著條件。如果完全喪失附著，則這種制動系事實上不可能 產生制動汽車的效果。不過，在討論制動系的結構問題時，一般都假定具 備良好的附著條件。1.3設計的目的和意義畢業(yè)設計和畢業(yè)論文是本科生培養(yǎng)方案中的重要環(huán)節(jié)。學生通過畢業(yè) 設計，綜合性地運用幾年內所學知識去分析、解決一個問

21、題，在作畢業(yè)設 計的過程中，所學知識得到疏理和運用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。 不少學生在作完畢業(yè)設計后，感到自己的實踐動手、動筆能力得到鍛煉， 增強了即將跨入社會去競爭，去創(chuàng)造的自信心。通過大學四年的學習，從理論與實踐上均有了一定程度的積累。畢業(yè) 設計就是對我們以往所學的知識的綜合運用與進一步的鞏固加深，并對解 決實際問題的能力的訓練與檢驗，目的在于：1、培養(yǎng)正確的設計思想與工作作風。2、進一步培養(yǎng)制圖、繪圖的能力。3、 學會分析與評價汽車及其各總成的結構與性能，合理選擇結構方案 及其有關參數(shù)。4、學會汽車一些主要零部件的設計與計算方法以及總體設計的一般 方法，以畢業(yè)后從事汽車技術工作打

22、下良好的基礎。5、培養(yǎng)獨立分析、解決問題的能力。第2章制動器結構簡介汽車的制動器設計究竟采用哪一種結構方案較為合理，能夠最大限度 的發(fā)揮制動器的功用，首先應該從制動器設計的一般原則上談起 。2.1鼓式制動器圖2-11-調整楔2-推桿3-制動蹄4-連接彈簧5-上回位彈簧6-彈簧座7-手制動拉桿8-下回位彈簧9-車輪制動缸10-制動底板11 旋塞12-制動摩擦片13-彈簧鼓式制動器總成的主要零部件有：制動鼓和輪毅總成、制動蹄總成、 制動底板、液壓輪缸、制動蹄回位彈簧/壓緊裝置、調節(jié)機構和駐車制動 機構。為制動車輪、制動鼓和制動蹄提供摩擦表面，制動鼓的內圓周是一 加工過的制動表面。車輪通過螺母和雙頭

23、螺栓安裝到制動鼓輪毅上。該輪 轂安放在允許車輪總成轉動的車輪軸承上。各種鼓式制動器的示意圖如下：1、領從蹄式2、雙領蹄式4、雙從蹄式3、雙向領從蹄式5、單向增力式6、雙向增力式圖2-22.2盤式制動器盤式制動系統(tǒng)的基本零件是制動盤，輪轂和制動卡鉗組件。制動盤為 停止車輪的轉動提供摩擦表面。車輪通過雙頭螺栓和帶突緣的螺母裝到制 動盤轂上。轂內有允許車輪轉動的軸承。制動盤的每一面有加工過的制動 表面。液壓元件和摩擦元件裝在制動卡鉗組件內。制動卡鉗裝到車輛上時， 它跨騎在制動盤和輪轂的外徑處。進行制動時，靠主缸的液壓力，制動卡鉗內的活塞被迫外移?；钊麎?力通過摩擦塊或制動蹄夾住制動盤。由于施加在制動

24、盤兩側的液壓力是方 向相反、大小相等的，制動盤不會變形，除非制動過猛或持續(xù)加壓。制動盤表面的摩擦能生成熱。由于制動盤在轉動。表面沒有遮蓋，熱 很容易消散到周圍空氣中。由于迅速冷卻的特性，即使在連續(xù)地猛烈制動 之后，盤式制動器比抗制動衰退的鼓式制動器工作得要好。許多車輛的前 部采用盤式制動器的主要理由就是它抗制動衰退性好和停車平穩(wěn)。ti圖2-3 盤式制動器結構圖1.制動卡鉗組件2.制動盤和轂組件3.輪轂 4.雙頭螺栓5.摩擦面 6.摩擦塊2.2.1定鉗盤式制動器鉗盤式制動器主要有以下幾種結構型式:圖2-4鉗盤式制動器示意圖a） 、d）固定鉗式 b） 滑動鉗式c）擺動鉗式固定鉗式制動器，如圖（a）

25、所示，制動盤兩側均有油缸。制動時，僅 兩側油缸中的活塞驅使兩側制動塊向盤面移動。這種制動器的主要優(yōu)點是：（1）除活塞和制動塊外無其它滑動件，易于保證鉗的剛度；（2） 結構及制造工藝與一般的制動輪缸相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式到盤式 的改型；（3）很能適應分路系統(tǒng)的要求；就目前汽車發(fā)展趨勢來看，隨著汽車性能要求的提高，固定鉗結構上 的缺點也日益明顯。主要有以下幾個方面：（1） 固定鉗式至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側，因而必須用跨越制動 盤的內部油道或外部油管（橋管）來連通，這就使制動器的徑向和軸向的 尺寸都比較大，因而在車輪中布置比較困難；（2）在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化

26、，從而使 制動器的制動效能受到影響；（3） 固定前盤式制動器為了要兼充駐車制動器，必須在主制動鉗上另外附 裝一套供駐車制動用的輔助制動鉗，或者采用盤鼓結合式制動器，其中用 于駐車制動的鼓式制動器只能是雙向增力式的，但這種雙向增力式制動器的調整不方便。2.2.2浮鉗盤式制動器浮鉗盤式制動器的制動鉗一般設計成可以相對于制動盤軸向滑動。其 中只在制動盤的內側設置油缸，而外側的制動塊則附裝鉗體。浮動鉗式制動器可分為滑動鉗式（圖 b）和擺動鉗式（圖c）。與固定 鉗式制動器相比較，其優(yōu)點主要有以下幾個方面：（1）.鉗的外側沒有油缸，可以將制動器進一步移近輪轂。因此，在布 置時較容易；（2）.浮動鉗沒有跨越

27、制動盤的油管或油道，減少了受熱機會，且單側 油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽減少而冷卻條件較好等原因，所以其制 動液汽化可能性較?。唬?）.浮動鉗的同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動；（4）.采用浮動鉗可將油缸和活塞等緊密件減去一半，造價大為降低。 這一點對大批量生產的汽車工業(yè)式十分重要的。與定鉗盤式制動器相反，浮鉗盤式制動器的單側油缸結構不需要跨越 制動盤的油道，故不僅軸向和徑向尺寸較小，有可能布置得更接近車輪輪 轂，而且制動液受熱氣化的機會就少。此外，浮鉗盤式制動器在兼充行車和駐車制動器的情況下，不用加設 駐車制動鉗，只須在行車制動鉗的油缸附近加裝一些用以推動油缸活塞的 駐車制動機械傳動零件

28、即可。223全盤式制動器與鼓式制動器相比較，盤式制動器有如下優(yōu)點：1、一般無摩擦助勢作用，因而制動器效能受摩擦系數(shù)的影響較小，即 效能較穩(wěn)定。2、浸水后效能降低較少，而且只須經一兩次制動即可恢復正常。3、在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質量一般較小。4、制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小， 不會像制動鼓的熱膨脹那樣使 制動器間隙明顯增加而導致制動踏扳行程過大。5、較易實現(xiàn)間隙自動調整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也較簡便。與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下缺點：1、效能較低，故用于液壓制動系時所需制動促動管路壓力較高，一班 要用伺服裝置。2、兼用于駐車制動時，需要加裝的駐車制動傳動裝置較鼓式制動器復 雜，因

29、而在后輪的應用受到限制。盤式制動器將逐步取代鼓式制動器，主要是由于盤式制動器和鼓式制 動器的優(yōu)缺點決定的。盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好 的制動表現(xiàn)，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動 盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器 來說比較復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，而且造價高于鼓式制動 器。相對于盤式制動器來說，鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多， 鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌 控。而且由于散熱性不好，鼓式制動器存在熱衰退現(xiàn)象。當然，鼓式制動 器也并非一無是處，它便宜，而且符合傳統(tǒng)

30、設計。我們知道，高速行駛的轎車，由于頻繁使用制動，制動器的摩擦將會 產生大量的熱，使制動器溫度急劇上升，這些熱如果不能很好地散出，就 會大大影響制動性能，出現(xiàn)所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象，這可不是鬧著玩 的，制動器直接關乎生命。僅從這一點上，您就應該理解為什么盤式制動 器會逐步取代鼓式制動器了吧。目前，在中高級轎車上前后輪都已經采用 盤式制動器。第3章制動系的主要參數(shù)及其選擇原始數(shù)據與技術參數(shù)表3-1長/寬/高(mm)8090 / 2350 /尺寸2960參數(shù)軸距(mm)3800前/后懸(mm)1830 / 2460質量滿載總質量(kg)9000參數(shù)乘載人數(shù)(人)45性能最咼車速(km/h)110

31、參數(shù)最大爬坡度(%)253.1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質量的慣 性力矩，則任一角速度 0的車輪，其力矩平衡方程為：(3-1)Tf -Fb：二 0式中Tf 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩， 其方向與車輪轉方向相反，nmFb 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N;re 車輪有效半徑，m。(3-2)此畢業(yè)設計已通過答辯，謹細計薛完整說明書和全君設計1S紙L 誦聯(lián)系扣扣：；電K馥式制動總龍墟圏屁詒丈前+任極頑說明書唧動底梅界鱗 ，謝本刮譴罠代摩 凄片總戌制孟第總成23.5制動

32、器因數(shù)制動器因數(shù)bL的表達式（即，BF =-2），它表示制動器的效P能，因此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)可定義為在制動鼓作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即BFTfPR(3-24)式中Tf制動器的摩擦力矩;R制動鼓的作用半徑；P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。對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為R、P2，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R,兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為TTfi和TTf2，貝U兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為:

33、BFtiTTf 1PRBFt2TTf 2F2R(3-25)整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為T fTTf1 TTf22(TTf 1 TTf 2 )(3-26)bf PR 0.5(R+P2)R(F+P2)R當R = P2 = P時，則bfTTf 1 TTf 2PR二 BFti BFt2(1-27)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1-4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 Nf，f為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，R及為8結構尺寸，如圖3-4 所示 r Jft p圖

34、3-2對領蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即Ph Nfc - Nb = 0由上式得領蹄的制動蹄因數(shù)為BFNfPf2600.3L r C-130cc 401 f 1 -0.3疋-b -130 _h b0.66(3-27)當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力Nf的方向與 圖1-4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Ph -Nfc -Nb =0由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為f2600.31 + f C-130401+0.3X-b _130 一-b-0.55(3-28)由式(1-27)可知：當f趨近于占b/c時，對于某一有限張開力P,制 動鼓摩擦力趨于無窮大。這

35、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在制動過程中，襯片(襯塊)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)BF對摩擦系數(shù)f的敏感性可由dBF/d f 來衡量，因而dBF/d f稱為制動器的敏感度。第4章制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)在有關的整車總布置參數(shù)和制動器的結構型式確定以后，就可以參考 已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數(shù)進行初選。4.1制動鼓直徑或半徑當輸入力P一定時，制動鼓的內徑越大，制動力矩越大，切散熱性能 越好。但是直徑D的尺寸收輪輞內徑的限制，

36、而且 D的增大也使制動鼓的 質量增加，是汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛平順性。制動鼓 與輪輞之間應有一定的艱辛，此間隙一般不應小于20mm30mm以利于通風散熱，由此間隙要求及輪輞尺寸可求得 D的尺寸。另外，制動鼓直徑 D 與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為：貨車 D/Dr=0.700.83根據上面給定的輪輞6.25-20，Dr=20in=406mm載貨汽車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小 80mm100mm設計時，根據 輪輞直徑初步確定制動鼓內徑，同時根據 QC/T3091999制動鼓工作直徑 及制動蹄片寬度尺寸系列，選取，最終確定： D=320mm4.2摩擦襯片起始角摩擦襯片起始角00、一

37、般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令=90 -：/2)=300。有時為了適應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。4.3張開力的作用線至制動器中心的距離在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離:盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫定:=.8R = 128mm。4.4制動蹄支銷中心的坐標位置如圖2-1所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸 k是應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計可暫定 c=0.8R=128mm k=30mm圖4-14.5摩擦片摩擦系數(shù)及摩擦材料選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好， 受

38、溫度和壓力的影響要小。不能單純地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0.30.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料， 其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。 當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于 250E時，保持摩擦系數(shù)f=0.35 0.40已無大問題。取f =0.3。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

39、性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采 用少污染和對人體無害的摩擦材料。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為 主要成分（占質量的60%80%），加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩 擦系數(shù)調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但 造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 則所選擇的車型應該用此種材料。4.6制動器間隙制動鼓（制動盤）與摩擦襯片（摩擦襯塊）之間在未制動的狀態(tài)下應有工 作作間隙，以保證制動鼓（制動盤）能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定 間隙為0.20.5mm取0.4mm此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損 失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制

40、動過程中摩擦副可能產生機械變形 和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外,制動器在工作過程中會因為摩擦襯片（襯塊）的磨損而加大，因此制動器必 須設有間隙調整機構。第5章制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律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。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：和J：. D I1）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。單自由度的制動蹄如圖3-1所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷0，點轉動

41、張開，設其轉角為宀，則蹄片上某任意點A的位移AB為圖5-1繞支撐銷轉動的蹄的徑變形分析圖ab=0A 宀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ACAC=ABcos-即Ac=0a Acos從圖3-1中的幾何關系可看到OACOS： =OD=OOSinAC=OOSin 心因為 宀為常量，單位壓力和變形圖5-2成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成q =qo sin ：(5-1)亦即，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的徑向線上。根據國外資料2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，按照理論分析，

42、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。對于摩擦片磨損具有如下關系式W- =K1 fqv式中W磨損量;K1磨損常數(shù)；f摩擦系數(shù)；q單位壓力；v磨擦襯片與制動鼓之間的相對運動速度。通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖 3-2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q =132sin。如果摩擦襯片磨損有如下關系：2 2匹二 afq v式中K2磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為q二C sin : (C也為一常數(shù))。結果亦示 于圖3-2。應該指出，由上述理論分析所獲得的結果與實際情況比較相近，也就 是說，用上述壓力分布規(guī)律計算所得的摩擦力矩與實際使用中所

43、得摩擦力 矩有極大的相關性。以前有人認為制動摩擦襯片壓力分布均勻的設想并不合理。第6章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生的 制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩 TTf，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與 yi軸的交角為。處，單元面積為bR由。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，d為單元面積的包角，如圖5-2 所示。由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為:(6-1)(6-2)dN = qbRd = qmaxbRsi而摩擦力fdN產生的制動力矩為2dTf =dNfR =qmaxbR f sin : d :在由至區(qū)段

44、上積分上式，得TTf 二 qmaxbR2f （cos：-cos：）當法向壓力均勻分布時，dN =qpbRd：2.TTf rqpbR f (:一:) =12.10N m(6-3)由式(4-1)和式(4-2)可求出不均勻系數(shù):=C - - )/(cos 匚-cos ： ) = 0.90第7章駐車計算圖7-1為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停 駐時的后軸車輪的附著力為：m g甲Z2：( Li cost 亠 hg sin :)同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：Z2；護=ma (L1 cos ： - hg sin ：)根據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

45、和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，八，即由(L1 cos ：亠 hg sin : ) = mag sin :-求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 TOC o 1-5 h z :-=arcta n25 8L-$hg汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路 傾角為,Lo o:=arctan178L+嘰圖7-1為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為：的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值譏“引n(因卜1?:)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。單個后輪駐車制動器的制動上限為 丄magresin ：；中央駐車制動器的制2動力矩上限為magresi門和，i0為后驅動橋主

46、減速比。第8章 摩擦襯塊：的磨損特性計算摩擦襯片的磨損與摩擦副的材質、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 但相關實驗表明，制動時摩擦襯片摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表 面狀態(tài)等是影響摩擦襯片磨損的重要因素。汽車的制動過程，是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芏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制動摩擦產生的熱量大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。能量負荷越大，則摩 擦襯片的磨損也越嚴重。 TOC o 1-5 h z 制動器的能量負

47、荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率 表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，單位為w/mm雙軸汽車單個前輪和單個后輪制動器的比能量耗散率可用以下公式計2ma2tA2mave2匚 1 _ ：2tAvi 取 18m/s，t = 一v2 =也，t=0.6j 計算得: j jei=0.23W/mm2 e2=0.21W/mm2根據鼓式制動器的比能量耗散率不大于 1.8W/mm2故符合規(guī)定第9章 制動器主要零部件的結構設計9.1制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極 限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片材料一致，以保證具有高的摩擦系數(shù)并 使工作表面磨損均勻。中型、重型載貨

48、汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓。本設計采用的是灰鑄鐵 HT200制造的制動鼓。在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓間的單位壓力不均勻， 且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大時也易引起制動器的 自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿 鼓口的外緣鑄有整圓的加強肋條，也常加鑄一些軸向肋條以提高其散熱性 能。制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有 利于增大其熱容量，但實驗表明，壁厚由 11mm增至20mm時，摩擦表面 的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為7mm12mm, 中、重型載貨汽車為

49、13mm18m m。本設計中，制動鼓的壁厚選為 15mm。9.2制動蹄轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓一焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金 制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制 的制動蹄腹板上有時開一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制 動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形等。 本設計選用的端面為工字形。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm7mm;貨車的約為5mm8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為 4.5mm5mm

50、；貨車多為8mm以 上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命 增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本設計中，制動蹄腹板和翼緣的厚度為7mm,摩擦襯片的厚度取10mm， 襯片鉚接在制動蹄上。9.3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，因此它 具有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板具有凹凸起伏的形狀。 客車則采用可鍛鑄鐵 KTH370-12的制動底板。本設計采用的是可鍛鑄鐵 KTH370-12的制動底板。9.4制動蹄的支承支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。9.5凸輪式張開機構凸

51、輪式張開機構的凸輪及其軸是由 45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在 機加工后經高頻淬火處理。凸輪及其軸由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐， 而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。本設計中的凸輪工作表面輪廓 是中心對稱的兩段圓弧。9.6摩擦材料制動摩擦材料應具有高爾穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應 在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的 吸水率，低的壓縮率、低的熱傳導率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、 抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產生噪聲、不產生不良氣 體，應盡量采用污染小和對人體無害的摩擦材料。本設計選用粉末冶金材料，它是以銅粉或鐵粉為主要成分，摻上石墨

52、粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調整劑，用粉末冶金方法制成。其 抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡 劣的貨車等制動器負荷重的汽車。9.7制動間隙調整方法及相應機構制動鼓與摩擦片直接在未制動狀態(tài)下均應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般來說，鼓式制動器的設定間隙在0.2mm0.5m m。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制 動過程中摩擦副可能產生熱變形和機械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下 應設的間隙要通過實驗來確定。另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯 片的磨損而使間隙加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。采用凸輪張開裝置時，

53、制動器的工作間隙可通過轉動凸輪相對于制動 臂的位置來實現(xiàn)，而制動臂的位置則保持不變。凸輪位置的改變是靠裝在 臂上的渦輪蝸桿副來實現(xiàn)的。7S圖9-1汽車制動蹄間隙調整臂9.8制動器主要零部件的強度計算9.8.1制動凸輪軸的計算當汽車制動時，凸輪軸承受轉矩作用。其危險斷面在花鍵軸處，現(xiàn)對 花鍵軸的內徑進行抗扭強度驗算：maxTWn式中：T制動凸輪軸所收的轉矩，T=Pa/2=88406NmWn 抗扭截面系數(shù)，對于花鍵軸內徑的圓截面:二 d316d為花鍵軸的花鍵內徑，d=32mm則：.max=137.5MP* I . .|=177.5MPa 符合要求982緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘τ嬎阋阎T釘?shù)臄?shù)目n、

54、鉚釘?shù)闹睆絛和材料，即可驗算其剪切應力-:Tf maxt = k J兀只2d n4計算得：.=57.5MPcK I. ,l=90MPa故鉚釘數(shù)目和規(guī)格符合要求。第10章制動驅動機構選擇與設計計算10.1制動驅動機構的結構型式選擇根據制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動和伺 服制動三大類。而離得傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別。簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力 來作為制動力源。動力制動系是以發(fā)動機形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力 源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控 制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比關系在動力制 動系中不復存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當?shù)奶ぐ逍谐?。動力制動可分為氣壓制動系、氣頂液壓制動系和全液壓動力制動系?種，本設計選用的是氣壓動力制動系。10.2制動管路的多回路系統(tǒng)為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構 至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部 行車制動器的管路分為兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā) 生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。10.3氣壓制動驅動機構的設計