毕业设计（论文）-货车领从蹄式鼓式制动器及液压制动系统设计

货车领从蹄式鼓式制动器及液压制动系统设计摘 要制动系至少有两套制动装置即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置是用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下坡时保持适当的稳定车速。驻车制动装置是用作是汽车停在原地或坡道上。制动性能是车辆最重要的性能之一，车辆制动系统性能的好坏直接影响到车辆行驶的安全性。因此，有必要对车辆制动系统进行详细的研究。本设计对鼓式制动器的结构形式进行综合的分析，对六种形式的优缺点作了比较，根据对各种制动器方案对比分析，本设计采用了领从蹄式制动器。其主要优点是：制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒退时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。本次设计中，行车制动系采用人力液压式制动；驻车制动的驱动机构为手动驻车；串联双腔制动主缸，双回路结构。前后制动器都采用领从蹄式鼓式制动器。设计中根据总体参数和制动器的结构与参数，通过理论推导和计算，对该车制动时的制动力和制动力矩等做了细致的分析。关键词：制动系统，制动器，行车制动系，应急制动常用符号表制动器因数汽车承受的总地面制动力汽车制动器制动力轮胎与地面间的附着力制动器摩擦副的摩擦系数汽车重力重力加速度汽车质心高度制动减速度汽车轴距汽车总重量制动蹄摩擦片与鼓之间的法向力制动蹄的张开力车轮有效半径制动器对车轮的制动力矩汽车行驶速度地面对车轮的法向力汽车制动器制动力分配系数轮胎与地面间的附着系数同步附着系数目 录第一章 概 述1第二章 制动系的结构形式及其选择32.1制动器结构形式简介32.2制动器的结构形式选择42.3制动驱动机构的结构型式选择82.4 液压式制动驱动机构双回路系统方案选择10第三章 制动系的主要参数及其选择 113.1与设计相关的整车参数的确定113.2制动力及其分配系数113.3同步附着系数143.4最大制动力矩163.5制动器的结构参数与摩擦系数17第四章 制动器的设计计算204.1制动器因数的计算204.2张开力计算224.3摩擦衬片的磨损特性计算224.4驻车制动计算244.5 汽车制动性能计算25第五章 液压制动驱动机构的设计计算275.1制动轮缸直径与工作容积的确定275.2制动主缸直径与工作容积确定285.3制动踏板力F与踏板行程的设计计算285.4真空助力器295.5制动力分配的调节装置31第六章 制动器主要零部件的结构设计与强度计算306.1制动器主要零部件的结构设计306.2制动器主要零件强度计算 31结论33参考文献34致谢第一章 概 述制动系是用于使行驶中的汽车以适当的减速度降速行驶直至停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停止的汽车在原地或斜坡上驻留不动的机构。汽车的制动系统可以分为4种制动系统，即行车制动系统、应急制动系统和驻车制动系统，另外还有辅助制动系统。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；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置和辅助制动装置；牵引汽车还应有自动制动装置。行车制动装置用于强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停住在一定位置甚至在斜坡上，同时它也有助于汽车在坡路上起步。为防止其产生故障，驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动。汽车制动系应满足如下要求：一、符合有关要求和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。二、具有足够的制动效能。包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动能力是用一定的制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标来评定；驻坡能力是以汽车在良好路面上能可靠停驻的最大坡度来评定。三、工作可靠。汽车制动至少应有两套独立的制动装置，且其驱动机构应各自独立，行车制动装置驱动机构应采用双回路系统，当其中一回路失效时，另一回路仍能可靠工作。四、制动效能的热、水稳定性好。五、制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。六、制动踏板的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能减少疲劳。踏板行程不大于170mm,其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为700N。设计时，紧急制动（约占制动总次数的5%10%）踏板力的选取范围为350550N采用伺服制动或动力制动应取小值。七、作用滞后的时间要尽可能的短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平的时间（制动滞后时间）和从开放踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。八、制动时不应产生振动和噪声。九、与悬架转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。十、制动系中应有音响或光信号等报警装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置；一旦主，挂之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。十一、能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时制动管路不应出现结冰。十二、制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。随着电子技术飞速发展，汽车防抱死系统（ABS）在技术上已经成熟，开始在汽车上普及。近年来还出现了集ABS和其他扩展功能于一体的电子控制制动系统（EBS）和电子助力制动系统(BAS)。另外，车距报警及防追尾碰撞系统也已在部分轿车上开始使用。40第二章 制动系的结构型式及选择2.1 制动器结构形式简介除山区行驶的汽车辅助制动装置利用发动机排气制动或电涡流制动等缓速措施外，汽车制动器几乎均为机械摩擦式。汽车制动器按其在汽车上的位置分车轮制动器和中央制动器。前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系某轴上，例如变速器第二轴的后端或传动轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状分为鼓式和盘式两大类。鼓式制动器又分为内张式鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的凸缘上或变速器壳或与其相固定的支架上；其旋转摩擦元件为制动鼓，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称带式制动器。在汽车制动器中带式制动器曾仅用于某些汽车的中央制动器，现在汽车已很少使用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很少使用。故通常所说的鼓式制动器即是内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用于各种汽车的中央制动器。车轮制动器主要用于行车制动，有的也可兼作驻车制动之用。鼓式制动器和盘式制动器的结构形式有多种，其主要结构形式如图2-1所示。2.2制动器的结构形式选择和鼓式制动器相比：一、盘式制动器制动效能较低，用于液压制动系统时所需制动促动管路压力较高；制动器鼓式盘式液压驱动气压驱动液压制动气压制动领从蹄式双领蹄式双从蹄式增力式从蹄无支撑从蹄无支撑单向双领蹄式双向双领蹄式单向增力式双向增力式凸轮曲柄楔圆弧线凸轮渐开线凸轮阿基米得线凸轮单楔双楔全盘式钳盘式固定钳浮动钳滑动摆动 图2-1 制动器的结构形式二、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，因而在后轮上的应用受到限制；三、除封闭的多片全盘式制动器外，其他盘式制动器难于完全防止油污和锈蚀；四、为获得较大制动力矩采用多片全盘式制动器时，其制动盘冷却条件差，温升较大；五、衬块工作面积小，磨损快，温升高，使用寿命低，需用高材质的摩擦材料，本次设计的目标车型为轻型载货汽车，从商品的经济性角度出发，不宜选择成本较高的盘式制动器。综合考虑以上因素，本次设计行车制动采用鼓式制动器。鼓式制动器的制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致分为领蹄和从蹄两种。制动蹄张开时的转动方向和制动鼓旋转方向一致的制动蹄称为领蹄，反之则称为从蹄。鼓式制动器按蹄的类型分为：图2-2 鼓式制动器简图（a）领从蹄式；（b）双领蹄式；（c）双向双领蹄式；（d）单向增力式；（e）双向增力式2.2.1 领从蹄式制动器如图2-2（a）示，图上旋向箭头代表汽车前进时制动鼓旋向，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓旋向变为反向，则相应地使领蹄与从蹄相互对调了。这种当制动鼓正反方向旋转总有一领蹄和一从蹄的鼓式制动器称领从蹄式制动器。对两蹄张开力相等的领从蹄式制动器，制动时领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受法向力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受法向力减小，从而导致领蹄磨损较严重。为使两摩擦片寿命均衡可适当减小从蹄摩擦衬片包角。由于两蹄法向力不等，其差值要由车轮轮毂轴承承受。这种两蹄法向力不能相互平衡的制动器称非平衡式制动器。领从蹄式制动器的效能和稳定性处于中等水平，汽车前进、倒退行驶时制动性能不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易，故而广泛应用于轻、中、重型货车前后轮制动器及轿车后轮制动器。2.2.2 双领蹄式制动器汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器称双领蹄制动器。但倒车时两蹄又均变成从蹄，故又称其为单向双领蹄制动器。如图2-2（b）示，两制动蹄各用一单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上以中心对称布置，属平衡式制动器。双领蹄式制动器有较高的正向制动效能，但倒车时制动效能大降。采用前双领蹄式制动器与后领从蹄式制动器相匹配，可较容易的获得所希望的前、后轮制动力分配，并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。由于其难于附加驻车制动驱动机构，故不用作后轮制动器。2.2.3双向双领蹄式制动器汽车前进、倒退时其两蹄均为领蹄，且两蹄两端均为浮式支撑。如图2-2（c）示。双向双领蹄式制动器有较高的制动效能，制动性能稳定，故广泛应用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮制动器。其结构较复杂，且需另设中央制动器用于驻车制动。2.2.4 单向增力式制动器单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片，如图2-2（d）示。单向增力式制动器在汽车前进制动时制动效能很高，但倒车制动时其制动效能最低。故仅用于少数轻、中型货车和轿车的前轮制动器。2.2.5 双向增力式制动器将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换用双活塞制动轮缸，其上端的支撑销也作为两蹄共用，即为双向增力式制动器，如图2-2（e）示。双向增力式制动器也是非平衡式制动器。双向增力式制动器的制动效能非常高，施加很小的张开力，即可获得较大的制动力。其常以行车制动器与驻车制动器共用的形式应用于大型高速轿车，也广泛应用于汽车中央制动器。上述制动器的特点是用制动器效能、效能的稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高，双领蹄次之，领从蹄式更次之，双从蹄式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来考虑，则相反，双从蹄式最好，增力式最差。本次设计车型最高车速70km/h，对制动器的效能要求不是很高，而制动器的效能稳定性相对较重要。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他因素的影响。例如制动器摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，输出的制动力矩就小；而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动效能因数或简称制动因数BF（brake factor）来衡量，制动器效能因数的定义为，在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比，即： （2-1）式中：制动器的摩擦力矩； 输入力，一般取作用于两蹄的张开力的平均值；制动鼓或制动盘的作用半径。 基本尺寸比例相同的各种内张式制动器的制动因数BF与摩擦系数之间的关系如图2-3示。BF值大，其制动效能就好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系数会变化，因此摩擦系数变化时，BF值变化小的，制动器效能稳定性就好。图2-3 制动器因数BF与摩擦系数f的关系曲线1增力式制动器； 2双领蹄式制动器；3领从蹄式制动器；4盘式制动器；5双从蹄式制动器综上，本设计所选制动器结构形式如下：前轮为双领蹄式制动器；后轮为领从蹄式制动器，制动蹄上下支承面均加工成弧面，采用浮式支承，这可使整个制动蹄沿支承平面有一定的浮动量，制动蹄可以自动定心，保证与制动鼓全面接触。同时在该制动器中附设驻车制动机械促动装置，兼作驻车制动器。2.3制动驱动机构的结构型式选择2.3.1行车制动器驱动机构的结构型式选择制动驱动机构用于将司机或其他动力源的制动作用力传给制动器，使之产生制动力矩。 表21 制动驱动机构的结构型式 图24 双轴汽车液压双回路系统的五种分路方案1双腔制动主缸；2双回路系统的一个分路；3双回路系统的另一分路根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式的区别，如表2-1示。本设计制动驱动机构结构形式选为真空伺服制动系，在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统（真空助力器）产生，而在伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。2.3.2驻车制动器驱动机构的结构型式选择驻车制动驱动机构采用手操纵机械式钢丝软轴远距离操纵的形式，其操纵机构布置在驾驶室内。2.4 液压式制动驱动机构双回路系统方案选择为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应为双回路系统，以便当一回路发生故障时，其他完好的回路仍能可靠地工作。双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统5种方案图如图2-4示。本设计采用前后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称型，如图2-4（a）所示。其特点是管路布置最简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器相配合，成本较低，若后轮制动管失效，则一旦前轮抱死就会失去转弯制动能力。这种布置方案在货车上应用最为广泛。综上，本次设计制动系的结构型式方案总结如下：行车制动器 设计为双管路型回路真空助力液压控制，前、后领从蹄式制动器，前鼓式双活塞双制动轮缸单向双领蹄式制动器；后鼓式双活塞单向制动轮缸领从蹄式制动器，兼充驻车制动器，并可用于应急制动。驻车制动驱动机构为手操纵机械钢丝软轴远距离操纵式，其操纵机构布置在驾驶室内。第三章 制动系的主要参数及其选择3.1与设计相关的整车参数的确定由设计任务书，参考同类车型（HFC1060D1轻型载货汽车），相关的整车参数确定如下：汽车满载质量 =6045kg;汽车空载质量 =2850kg;汽车轴距 =3308;满载时前后轴荷 =2176kg（36%） =3869kg（64%）；空载时前后轴荷 =1539kg（54%） =1311kg（46%）；质心距前轴的距 =2117 =1521.68；质心距后轴的 =1191 =1786.32；满载时质心高度 =1100;空载时质心高度 =1000;车轮滚动半径 =410;3.2制动力及其分配系数汽车制动时，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，对任一角速度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，； 地面作用于车轮的制动力，称地面制动力，; 车轮有效半径，；令 (3-2)并称之为制动器制动力，仅由制动器的结构参数所决定。当踏板力增大时，随增大而增大，但又受附着条件限制，其值不可能大于附着力，见图3-1，即 (3-3)式中：轮胎与地面间的附着系数；地面对车轮的法向反力。 图3-1 地面制动力与制动器制动力的关系 图3-2汽车受力分析图图3-2为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力矩以及汽车的滚动阻力矩。另外，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，且附着系数只取一定值。由图3-2，对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式： (3-4)式中：汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N;汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N;汽车轴距，；汽车质心距前轴距离，；汽车质心距后轴距离，；汽车质心高度，；汽车所受重力，N;汽车制动减速度，。令，称制动强度，则式（3-4）又可表达为 (3-5)若在附着系数为的路面上制动，前后轮均抱死，此时汽车总地面制动力等于汽车前后轴车轮的总附着力，见图3-2即有 （3-6）带入式（3-4）则得水平地面作用于前、后车轮的法向力另一表达式： （3-7）汽车总地面制动力为 （3-8） 式中：制动强度 前后轴车轮的地面制动力。由式（3-3）（3-5）及（3-8）可求出前后轴车轮的附着力为 （3-9）上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。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，以及前后车轮制动器制动力分配、道路附着系数和坡度情况等，制动情况有3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。显然第（3）种情况附着条件利用最好。由式（3-8）（3-9）求得附着系数为的路面上，前后车轮附着力同时被充分利用的条件为（3-10）式中：，前后轴车轮的制动器制动力，N;，前后轴车轮的地面制动力，N;，地面对前后车轮法向力，N;汽车质心距前轴距离，mm；汽车质心距后轴距离，mm；汽车所受重力，N;汽车质心高度，mm。由式（3-10）消去得 （3-11）将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想前后制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3-3示。如汽车前后制动器制动力能按I曲线规律分配，则可保证任一附着系数的路面上制动时，均可使前后车轮同时抱死。然而，目前货车前后制动器制动力之比为一定值，以 （3-12）表示，即为制动力分配系数。3.3同步附着系数由式（3-12）得 （3-13）上式在图3-3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、后制动器动力分配线，简称线。图中线与I曲线交点处的附着系数即为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构系数所决定。图 3-3 某货车的线与I曲线 图 3-3 某货车的线与I曲线对于前、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。当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下情况：(1)当，线位于I曲线上方，制动时后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。 (3)当=，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。分析表明，只有在=的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。的选择与很多因数有关。若主要是在较好的路面上行驶，则选的值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，值宜取低些。国外文献推荐货车满载时的同步附着系数。本次设计车型为轻型载货汽车，最大车速为70k，车速相对较低，此取。联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车的制动强度在0.150.8，其他汽车的制动强度在0.150.3的范围内时，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.20.8的范围内，必须满足0.1+0.85(-0.2)。3.4最大制动力矩由式（3-10）（3-13）得 （3-14）代入，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，这种汽车后轮制动抱死的可能性小，而汽车行驶方向的控制更为重要，为了保证在的良好的路面上能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为： （3-15） （3-16） 式中：为该车所能遇到的最大附着系数。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算所得结果的一半值。取，由式（3-15）（3-16）得单个车轮制动器最大制动力矩 3.5制动器的结构参数与摩擦系数3.5.1 制动鼓内径D和制动鼓厚度输入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但制动鼓内径D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于2030，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。货车制动鼓直径与轮辋直径之比：=0.700.83载货汽车和客车制动鼓内径一般比轮辋外径小80100。设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表3-1）本车轮辋6.0， 参表3-1及汽车行业标准，选，。 表3-1 制动鼓内径参考值轮辋直径（）121314151620，22.5制动鼓最大内径（）轿车180200240260货车、客车220240260300320420制动鼓在工作时如同一个悬臂梁，所以壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些有助于增大热容量，试验表明，壁厚从11增至20，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：中、重型货车为1318。3.5.2摩擦衬片宽度b和包角 摩擦衬片宽度尺寸的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，可以减少磨损，但质量大，不易加工，不易保证与制动鼓全面接触，且增加了成本。设计时一般按初选。且应尽量按国产摩擦衬片规格选择。参汽车行业标准取，。摩擦衬片的摩擦面积为：=式中为摩擦衬片包角，单位为弧度。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表3-2。表3-2 衬片摩擦面积衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦衬片总面积轿车 0.9-1.5 1.52.5 100200 200300货车及客车 1.01.5 1.52.5 2.53.5 3.57.0 7.012.0 12.017.0 120200150250 (多为150200) 250400 300650 55010006001500 (多为600-1200)图3-4鼓式制动器的主要几何参数3.5.3摩擦衬片起始角前轮制动一般衬片布置在制动蹄外缘的中央，即令。 前轮：后轮：3.5.4制动器中心到张开力作用线的距离初定。3.5.5制动蹄支承点位置坐标和初步暂定。3.5.6摩擦片摩擦系数摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，主要考虑其热稳定性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0.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取可使计算结果接近实际。选。各参数详见图3-4。第四章 制动器的设计计算4.1 制动器因数的计算鼓式制动器制动因数的计算通常是根据摩擦衬片的压力分布规律、径向变形规律以及张开力与摩擦衬片法向压力的解析关系，利用微积分和列制动蹄力平衡方程式的方法通过其定义（式（2-1）求得。由于这种方法导出过程较繁琐，我们采用以下公式计算制动器的制动器因数。4.1.1支承销式双领蹄制动器的制动器因数单个领蹄的制动蹄因数为： 图 4-1支承销式双领蹄制动器的制动器因数计算用图 （4-1） 式中： （4-2） （4-3） 角对应的圆弧，单位为弧度； 摩擦系数，0.3。以上各式中有关结构尺寸参数见图4-1。 整个制动器因数= （4-4）前制动器结构参数：， 后制动器结构参数：，计算得：,4.1.3 制动蹄自锁条件检验计算对于支承销式双领蹄制动器，蹄不自锁的条件为： （4-5）由式（4-14）前制动器后制动器，故蹄均不自锁 。4.2 张开力计算由式（2-1），液压驱动制动器所需张开力 (4-6)对前、后轮制动器4.3摩擦衬片的磨损特性计算4.3.1 比能量耗散率e紧急制动时汽车制动器能量负荷最大，衬片的磨损最严重。在紧急制动时双轴汽车单个前轮和后轮制动器的比能量耗散率分别为： （4-7） （4-8） 式中：汽车总质量；汽车制动初速度，；（总质量3.5t以上的货车取=65（18）；）；制动减速度，计算时取；制动时间，； 、前后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。鼓式制动的比能量耗损率以不大于为宜。由上 所以摩擦衬片选取合适。4.3.2 比摩擦力比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制动器的比摩擦力为 （4-9）式中，单个制动器的制动力矩；制动鼓半径；单个制动器的衬片摩擦面积。当制动减速度时，鼓式制动器的比摩擦力以不大于为宜。；故摩擦衬片合格。4.3.3 平均压力 （4-10）式中：摩擦衬片与制动鼓间的法向力；摩擦衬片的摩擦面积。当前由于磨损问题受到更大重视，可取=1.401.60MPa(当摩擦系数=0.300.35时)，紧急制动时允许取22.5MPa。计算得 二者均小于22.5MPa，故摩擦衬片合格。4.3.4 比滑磨功磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片面积的滑磨功即比滑磨功来衡量： （4-11） 式中汽车总质量，kg；汽车最高车速，；车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，；许用滑磨功，货车取600800。故摩擦衬片合适。4.4 驻车制动计算 图4-3为汽车在上坡路上停驻时的受力情况。图4-3 汽车在上坡路上停驻时的受力情况根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由 （4-12）求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 （4-13）汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 （4-14）一般对轻型货车要求最大停驻坡度不应小于25%，单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为。由式（4-24）（4-25）其上坡最大停驻坡度为58.4%；其下坡最大停驻坡度为36.3%。 单个后轮驻车制动器的制动力矩上限为4.5 汽车制动性能计算4.5.1 制动减速度 （4-15）式中：为该车所遇最大附着系数，则 4.5.2 制动距离理论制动距离 （4-16） 式中： j制动减速度。V制动初速度，30km/h。满足要求。第五章 液压制动驱动机构的设计计算5.1 制动轮缸直径与工作容积的确定制动轮缸对制动蹄施加的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系为： (5-1) 制动油路压力一般不超过10-12MPa。第个轮缸的工作容积为 (5-2)式中，第个轮缸活塞的直径；轮缸中活塞的数目；第个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时可取=2.02.5。所有轮缸的总工作容积为： (5-3)式中：为轮缸数目。取，前制动器轮缸：;后制动器轮缸：，参GB752487，选，。取，由式（5-2）（5-3）计算得 5.2 制动主缸直径与工作容积确定 初步设计时，制动主缸的工作容积可取为： （5-4）式中： 为所有轮缸的总工作容积。 主缸活塞行程可用下式确定 (5-5)一般 取，由式（5-4）（5-5）得，参GB752487，选。5.3 制动踏板力与踏板行程的设计计算制动踏板力用下式计算：图5-1液压制动驱动机构的计算用简图 (5-6)式中，踏板机构传动比，、 见图5-1。踏板机构及液压主缸的机械效率，可取=0.820.86。货车最大踏板力一般为700，设计时，制动踏板力可在200350的范围内选取。由式（5-6）,取，真空助力比制动踏板工作行程用下式表示： (5-7)式中，主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取=1.52.0；主缸活塞空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。踏板全行程对货车不大于180，作用在制动手柄上的力货车不大于600N，行程不大于220。5.4 真空助力器装配双膜片真空助力器,放大倍数。第六章 制动器主要零部件的结构设计与强度计算6.1 制动器主要零部件的结构设计6.1.1 制动鼓 图 6-1 组合式制动鼓本设计采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(如图6-1)；其质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条和若干轴向肋条以提高其刚度和散热性能。 制动鼓相对于轮毂的对中如图6-1所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差0.03，径向跳动量0.05，静不平衡度1.5。6.1.2制动蹄 制动蹄采用T形型钢辗压制成，制动蹄的断面形状如图6-2a，并在制动蹄腹板上开有径向槽，使制动蹄摩擦衬片与鼓之间的接触压力均匀，并减少制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的厚度分别为8和。摩擦衬片的厚度选为14。衬片铆接在制动蹄上，噪声较小。 图6-2汽车制动蹄的断面形状6.1.3 制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，应有足够的刚度，因为刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本设计制动底板采用钢板冲压而成，冲出翻边和凸台，底板具有凹凸起伏的形状。 6.1.4 制动蹄的支承前轮制动器制动蹄采用偏心支承销式，支承销由45号钢制造并高频淬火。后轮制动器采用浮式支撑，结构简单且制动蹄可自行定位。6.1.5 制动器间隙的调整及机构本车制动间隙采用手动调整。在制动底板开有一观察孔，以便用塞尺检查摩擦片与制动鼓之间的间隙。若发现制动器间隙以增大到使制动器效能明显降低时：对前轮制动器，可转动调整凸轮进行局部调整。当制动鼓磨损重新修整其内圆面后装配制动器时，为保证蹄鼓的正确接触状态和间隙值，应转动偏心销和调整凸轮进行全面调整；对后轮制动器，则要调整制动轮缸两端的调整螺母，带动螺杆的可调支座作轴向移动，则可调整制动器间隙，调整好后，用锁片插入调整螺母的齿槽中，以固定调整螺母位置。6.2 制动器主要零件强度计算6.2.1 制动蹄支承销剪切应力计算支承销所受剪切应力应满足以下条件： （6-1）式中：支承销的截面积； 摩擦系数；许用剪切应力，。 ，见图6-3。由式（6-1）图 6-3 制动代入数值有，取。图 6-3支承销剪切应力计算用图第七章 结 论1、本次设计任务为轻型货车制动器设计。制动系的结构型式方案如下：行车制动器为双管路型回路真空助力液压控制前、后蹄式制动器，前鼓式单活塞双制动轮缸单向双领蹄式制动器，制动蹄采用偏心支承销式支承；后鼓式双活塞单制动轮缸领从蹄式制动器，制动蹄采用浮式支撑，兼充驻车制动器，并可用于应急制动。驻车制动驱动机构为手操纵机械钢丝软轴远距离操纵式，其操纵机构布置在驾驶室内。2、本车的制动性能符合任务书要求的最小制动距离（空载小于等于7.5米），本次设计的最小制动距离为5.06m。3、制动器摩擦衬片的磨损特性指标均满足要求:比能量耗散率 比摩擦力平均压力 比滑磨功故以上各特性指标均满足设计要求。参考文献1 刘惟信主编. 汽车制动系的结构分析与设计计算. 北京：清华大学出版社，2004 P667P7492 刘惟信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社，20013 陈家瑞主编. 汽车构造（第2版下册）. 北京：机械工业出版社，2004 P179-P197 P282-P3714 余志生主编. 汽车理论. 北京：机械工业出版社，20035 王望予主编. 汽车设计（第4版）. 北京：机械工业出版社，2004 P16-P39 P257-P2856 刘鸿文主编. 材料力学.北京：高等教育出版社，1992 P44-P507 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册设计篇.北京：人民交通出版社，2001 P492-P5688 汽车工程手册编辑委员会. 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