第组比亚迪F制动器的设计

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1、第5组 比亚迪F3制动器的设计 摘 要 本论文是根据国内汽车市场的发展情况，以及随着汽车保有量的增加所带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全性的重要系统之一。因此，如何开发出高性能鼓式制动器来完善制动系统，为安全行驶提供保障是我要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。 本设计说明书主要介绍了以比亚迪F3轿车为研究对象从而进行鼓式制动器的设计。首先介绍了鼓式制动器的发展及其结构，并通过对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。最终确定采用双向双领蹄式鼓式制动器。在

2、计算出设计参数后，通过PRO/E三维制图软件建立模型，用ANSYS软件进行对摩擦片的校核分析。 关键词：制动鼓；摩擦片；制动蹄；安全性；PRO/E ABSTRACT This paper is based on the development of the domestic automobile market, as well as with the increase of cars in the security issues brought about by more and more attention, and automotive braking system is an impor

3、tant active safety systems in the world. Therefore, how to develop high-performance drum brake to improve braking systems, provide protection for safe driving is my main problem to be solved. In addition, as the auto market competition, how to shorten the product development cycle and improve design

4、 efficiency and reduce costs, and increase market competitiveness, has become the key to success. The main specification of the design introduced in order to study BYD F3 car in order to carry out the design of drum brake. First introduced the development of brake drum and its structure, and through

5、 the drum brake and disc brake structure and analysis of advantages and disadvantages. Ultimately determine the use of lead from the hoof-style drum brakes. In the calculation of design parameters, through the PRO / E model of three-dimensional graphics software, using ANSYS software to check on the

6、 analysis of friction films. Key words: Brake drum; Friction plate; Brake shoe; Safety;PRO/E 目 录 摘要 Abstract 第1章 绪论1 1.1设计的目的及意义.1 1.2 研究现状.1 1.3预期目标3 1.4 设计主要内容.4 第2章 总体方案的确定5 2.1 制动器形式方案分析.5 2.2 鼓式制动器.5 2.3盘式制动器.8 2.4 制动器形式的确定.9 2.5 本章小结.9 第3章 鼓式制动器的设计计算10 3.1 制动器系统主要参数数值10 3.1.1 相关主要技术参数.10 3.1.2

7、 同步附着系数的分析.10 3.2制动器有关计算.11 3.2.1 地面对车轮的法向相反作用力.11 3.2.2 前后轴制动力的确定.11 3.2.3 制动器最大制动力矩的确定.13 3.3 鼓式制动器的结构设计与计算.14 3.3.1 制动鼓内径.14 3.3.2 制动鼓壁厚.15 3.3.3 摩擦衬片的宽度和包角.16 3.3.4 摩擦衬片的起始角.17 3.3.5 摩擦衬片的摩擦系数.17 3.4 鼓式制动器主要零件的结构设计17 3.4.1制动鼓摩擦衬片的摩擦系数.17 3.4.2制动蹄.17 3.4.3 制动底板.18 3.4.4 后轮制动轮缸直径与工作容积的设计.18 3.5 制动

8、性能分析.19 3.5.1 制动性能评价指标.19 3.5.2 制动效能.19 3.5.3 制动效能恒定性.19 3.5.4 制动时汽车的方向稳定性.19 3.5.5 制动器制动力分配曲线分析.20 3.5.6 制动减速度.21 3.5.7 制动距离.21 3.5.8 摩擦衬片的磨损特性计算. .21 3.5.9 驻车制动计算.23 3.6 本章小结.24 第4章 鼓式制动器的三维建模25 4.1 制动蹄的建模.25 4.2 摩擦片的建模.27 4.3 拉力弹簧建模.28 4.4 制动轮缸的建模.29 4.5 制动底板的建模.29 4.6 制动鼓建模.30 4.7 制动轮缸放气螺栓建模.31

9、4.8 制动轮缸油管接头的建模.32 4.9 鼓式制动器的装配及分解.33 4.10干涉检查.35 4.11本章小结35 结论43 参考文献 44 致谢45 附录.46 第1章 绪 论 1.1设计的目的及意义 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统,它是制约汽车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动器1。 通过查阅

10、相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定以比亚迪F3轿车的制动系统为基本的为其设计鼓式制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 1.2研究现状 虽然在汽车制动器领域，盘式制动器将逐步取代鼓式制动器是必然的趋势，但在现阶段，鼓式制动器依然占据着很重要的位置。相对盘式制动器结构复杂，对制动钳、管路系统要求高，造价高等缺点，鼓式制动器不仅结构较简单、成本低，而且符合传统设计，所以在轻、重型载货汽车上，鼓式制动器还是在大量使用的。 鼓式相对盘式，其制动效能和散热性要差许多。鼓式制动器的制动力

11、稳定性差，在不同路面上，制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量，制动蹄和制动鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙。针对以上缺点，现在鼓式制动器则采取一些改进措施： 1）合理确定制动鼓的直径 2）合理确定摩擦衬片宽度 3）合理确定轮毂散热结构 4）合理选择轮胎和轮辋 5）加装气门嘴固定卡 6）采用目前较先进的技术，以防车轮过热，如采用制动间隙自动调整臂、使用缓速器。设计中采用的是领从蹄式制动器，兼顾了制动器效能因数和制动器效能的稳定性。它的工作原理是利用与车

12、身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势，亦即由制动踏板的踏板力通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力 下流入轮缸，并通过两轮缸活塞推使制动蹄绕支承销转动，上端向两边分开而以其摩擦片压紧在制动鼓的内圆面上。不转的制动蹄对旋转制动鼓产生摩擦力矩，从而产生制动力，使车轮减速直至停车。 鼓式制动器是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此

13、轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。 汽车制动性能是确保车辆行驶的主、被动安全性和提升车辆行驶的动力性决定因素之一。鼓式制动器是应用非常广泛的一种制动器，有其优良的制动效果及简单的结构形式2。应用Pro/E 软件建立鼓式制动器主要零件的实体模型, 并完成虚拟装配，然后利用Ansys软件对制动器摩擦衬片有限元分析，为鼓式制动器的设计与研究提供了一种方法,，可缩短鼓式制动器的研发周期, 降低产品的研发成本, 并为以后进一步的结构优化设计、制造及运动分析奠定了基础。 目前使用计算机辅助设计已经成为如今研究现状，也必将成为以后的发展趋势，计算机辅助设计的使用可降低工程设计成本的13%3

14、0%，减少产品设计到投产的时间30%60%，增加分析问题的深度和广度335倍，提高作业生产率40%70%，提高设备利用率23倍，减少加工过程30%60%,降低人工成本5%20%。以PTC公司的Pro/Engineer为代表的基于特征的参数化设计系统的问市给机械设计自动化奠定了坚实的现实基础，使得它变得其实可行。 近年来在计算机技术和数值分析方法支持下发展起来的有限元分析（FEA，Finite Element Analysis）方法则为解决这些复杂的工程分析计算问题提供了有效的途径。我国在九五计划期间大力推广CAD技术，机械行业大中型企业CAD的普及率从八五末的20%提高到目前的70%。随着企业

15、CAD应用的普及，工程技术人员已逐步甩掉图板，而将主要精力投身如何优化设计，提高工程和产品质量，计算机辅助工程分析（CAE，Computer Aided Engineering）方法和软件将成为关键的技术要素。在工程实践中，有限元分析软件与CAD系统的集成应用使设计水平发生了质的飞跃，主要表现在以下几个方面：增加设计功能，减少设计成本；缩短设计和分析的循环周期； 增加产品和工程的可靠性； 采用优化设计，降低材料的消耗或成本； 在产品制造或工程施工前预先发现潜在的问题； 模拟各种试验方案，减少试验时间和经费； 进行机械事故分析，查找事故原因。 在大力推广CAD技术的今天，从自行车到航天飞机，所有

16、的设计制造都离不开有限元分析计算，FEA在工程设计和分析中将得到越来越广泛的重视。汽车的任何零部件都可以根据其所要求的性能对其进行有限元分析,寻找最 优的设计方案, 以做到既能降低生产成本, 又能提高其性能, 达到最优的结合。例如,美国的ANSYS 公司已经利用有限元分析软件ANSYS 进行了钢板弹簧精确设计; 上海汇众汽车制造有限公司利用有限元分析软件ANSYS 进行油门踏板杆材料的断裂优化分析以解决国产化材料的替代等等。汽车工业代表着一个国家制造业发展的水平,世界经济大国的经济发展无一不与汽车工业有着极为密切的关系;作为世界经济大国的美国的汽车就一直处于汽车行业领头地位。作为制造业的中坚,

17、汽车工业一直是以有限元为主的CAE技术应用的先锋。既然汽车的发展与有限元技术的应用有如此密切的联系,故必须要加大对此项技术的投入;不但要加大资金的投入,而且一定要加大人力资源的投入,培养一批熟练掌握并能更进一步开发此项技术的人才。 车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作,由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全,因此制动器的性能是车辆非常重要的性能之一,改善汽车的制动器的性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时,由于车辆受到与行驶方向相反的外力,所以才导致汽车的速度逐渐减小至0,对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计,因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基

18、础,由于这一过程较为复杂,因此一般在实际中只能建立简化模型分析,通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价: (1)制动效能:即制动距离与制动减速度； (2)制动效能的恒定性:即抗热衰退性； (3)制动时汽车的方向稳定性； 目前,对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行,由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,因此,多数有关传动系和制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价2。 1.3预期目标 (1)具有良好的制动效能 (

19、2)具有良好的制动效能的稳定性 (3)制动时汽车操纵稳定性好 (4)制动效能的热稳定性好 1.4设计主要内容 确定鼓式制动器的基本参数，对制动器的制动鼓、蹄片和支撑的几何尺寸进行计算及强度校和，利用Pro/E软件建立制动器三维模型装配图，通过干涉检查验证制动器设计的正确性，利用Ansys软件对摩擦衬片有限元分析。 制定出鼓式制动器的结构方案，确定计算制动器的主要参数。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。对设计出的鼓式制动器的各项指标进行评价分析。 第2章 总体方案的确定 2.1制动器形式方案分析 汽车制动器几乎均为机械摩擦式，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

20、或停车。一般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。 2.2鼓式制动器 鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器两种结构型式。内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有圆弧形摩擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前梁或后桥桥壳半袖套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件为制动鼓。车轮制动器的制动鼓均固定在轮鼓上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦路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

21、的制动带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外因柱表面与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，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，但现代汽车已很少采用。所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，通常所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构。鼓式制动器按蹄的类型分为： 1、领从蹄式制动器 如图2.1所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应地使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的

22、内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小3。 图2.1 领从蹄式制动器 领从蹄式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车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。 2、双领蹄式制动器 若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当

23、汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.2所示，两制动蹄各用一个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是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器4。 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及 附着力大于后轴，而倒车时则相反。 图2.2 双领蹄式制动器 3、双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于

24、双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。如图2.3所示。 图2.3 双向双领蹄式器 4、单向增力式制动器 单向增力式制动器如图所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力 不能相互平衡，因此它居于一种非 平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。如图2.4所示。 图2.4 单向增力式制动器 5、双

25、向增力式制动器 将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承 销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。 双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出5。 但由

26、于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。如图2.5所示。 图2.5 双向增力式制动器 2.3盘式制动器 盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大类。 （1）钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为定钳盘式制动器、浮钳盘式制动器等。 定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相联并在制动钳体开口槽中旋转。具有下列优点：除活塞和制动块外无其他滑动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动

27、器相差不多，容易实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革；能很好地适应多回路制动系的要求。 浮动盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油管加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。 （2）全盘式 在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆形盘，制动时各盘摩擦 表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散热条件较差，其应用远没有浮钳盘式制动器广泛。 通过对盘式、鼓式制动器的分析比较可以得出盘式制动器与鼓式制动器比较有如下均一些突出优点: 制动稳定性好.它

28、的效能因素与摩擦系数关系的K-p曲线变化平衡，所以对摩擦系数的要求可以放宽，因而对制动时摩擦面间为温度、水的影响敏感度就低。所以在汽车高速行驶时均能保证制动的稳定性和可靠性6。 盘式制动器制动时，汽车减速度与制动管路压力是线性关系，而鼓式制动器却是非线性关系。 输出力矩平衡.而鼓式则平衡性差。 制动盘的通风冷却较好，带通风孔的制动盘的散热效果尤佳，故热稳定性好，制动时所需踏板力也较小。 车速对踏板力的影响较小。 2.4制动器形式的确定 因为比亚迪F3轿车属于家庭用经济型小型轿车，所以基于汽车的生产成本应符合适用人群的原则，再综合以上优缺点最终确定比亚迪F3轿车的制动器设计采用前盘后鼓式。而我所

29、设计的后轮鼓式制动器采用的是双向双领蹄式。 2.5本章小结 本章对此次设计的总体方案进行分析，对比了目前各种制动器形式的利弊，为确定本设计的设计方案提供了依据，作为设计的开始本章显得十分的重要，确定了制动器的形式为以后的设计奠定了基础。 第3章 鼓式制动器的设计计算 3.1制动系统主要参数数值 3.1.1相关主要技术参数 设计鼓式制动器的参数数据是采用比亚迪F3轿车的具体参数如下： 整车质量： 空载：1200kg 满载：1600kg 质心位置： a=1.04m b=1.56m 质心高度： 空载：hg=0.60m 满载：hg=0.55m 轴 距： L=2.6m 轮 距: L0=1.48m 最高车

30、速： 180km/h 最大功率/转速：78/6000 kw/rpm 最大转矩/转速：134/4500 Nm/rpm 轮 胎： 195/60R15 3.1.2同步附着系数的分析 (1)当?0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； (2)当?0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性； (3)当?0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。 分析表明，汽车在同步附着系数为?的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制qg?g，即q?0，q为制动强度。而在其他附着系数?的路面上动减速度为?0制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制

31、动强度q?这表明只有在?0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出轿车?0?0.6，故取?0=0.7。 3.2制动器有关计算 3.2.1地面对车轮的法向反作用力 FB 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； re车轮有效半径，m。 令 Ff?Tf re （3.1） 并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度?>0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有

32、效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F?， 即FBF?Z? （3.2） 或FBmax?F?Z? （3.3） 式中： ?轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。 当制动器制动力Ff和地面制动力FB达到附着力F?值时，车轮即被抱死并在地面上滑 即成为与FB相平衡以阻止车移。此后制动力矩Tf即表现为静摩擦力矩，而Ff?Tf/re 轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到?=0以后，地面制动力FB达到附着力就不再增大，而制动器制动力 (见图3.1)。 F?值后Ff由于踏板力FP的增

33、大使摩擦力矩Tf增大而继续上升 图3.1 制动力与踏板力的关系 根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为： hgdu1200*9.8600G（1560+x6.86）8955N （3.4） Z1?(L2?)26009.8Lgdt Z2?hdu1200*9.8600G（1040x6.86）2805N （3.5） (L1?g)26009.8Lgdt 式中： G汽车所受重力； L汽车轴距； L1汽车质心离前轴距离； L2汽车质心离后轴距离； hg汽车质心高度； g 重力加速度； du-汽车制动减速度。 dt 3.2.2前后轴制动力的确定 汽车

34、总的地面制动力为 FB?FB1?FB2?Gdu?Gq （3.6） gdt du式中： q?制动强度，亦称比减速度或比制动力； gdt FB1，FB2前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 F?1?(GhL2G?FBg)?(L2?qhg)? （3.7） LLL hgL1GF?2?(G?FB)?(L1?qhg)? （3.8） LLL 上式表明：汽车在附着系数?为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力FB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，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

35、动过程可能出现的情况有三种，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。 在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。 由式（3.9）、式(3.10)不难求得在任何附着系数?的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 FB=Ff1?Ff2?FB1?FB2?G （3.9） Ff1/Ff2?FB1/FB2?(L2?hg)/(L1?hg) （3.10） 式中： Ff1前轴车轮的制动器制动力，Ff1?FB1?Z1； Ff2后轴车轮的制动器制动力，Ff2?FB2?Z2； FB1前轴车轮的

36、地面制动力； FB2后轴车轮的地面制动力； Z1 ，Z2地面对前、后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； L1 ，L2汽车质心离前、后轴距离； hg汽车质心高度。 选取?=0.7，则：FB=Ff1?Ff2?FB1?FB2?G （3.11） =0.7x1200?9.8=8232N FB/FB2=4.2 （3.12） 由式（3.11）、式（3.12）得：FB1=6256.32N,FB2=1975.68N 3.2.3制动器最大制动力矩的确定 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即： 0.3075=1923.8Nm (3.13) Tf1?Ff1re =6256.32 0.3075=607.

37、5 Nm (3.14) Tf2?Ff2re=1975.68 式中：Ff1前轴制动器的制动力，Ff1?Z1?； Ff2后轴制动器的制动力，Ff2?Z2?； 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。则后轮制动器应有的最大力矩为 303.75Nm 3.3鼓式制动器的结构设计与计算 3.3.1 制动鼓内径 输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 图3.2双领蹄式鼓式制动器 但增大D受轮辋内径限制，如图3.2所示。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20mm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。制动鼓直径与

38、轮辋直径之比的范围如下： 乘用车： DDr=0.640.78 货车： DDr=0 .740 .83 制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZB T24 D0589制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。 依据汽车后轮轮胎型号：195/60R15 于是，得轮辋直径Dr: Dr =25.4 x 15=381 mm （1 in=25.4mm） 取 DDr=0.78 则制动鼓内径直径:D=0.78 x Dr=0.78x381=297.18mm 参照中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，轮辋直径15英寸的制动鼓最大内径不超过300mm。 取 D=300mm。 3

39、.3.2 制动鼓壁厚 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其散热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚： 轿车制动鼓壁厚取为712mm。 货车取为1318mm。 本设计取制动鼓厚度为 n=10mm。 制动鼓有铸造的和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取。 3.3.3 摩擦衬片的宽度和包角 摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使

40、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，则质量大，不易加工，并且增加了成本。 制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为 Ap=Rb (3.15) 式中: 以弧度（rad）为单位。 制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap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。 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。角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不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于

41、120。 取： =108。 衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积越小，从而磨损也越小。根据中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，对于（0.91.5）t的轿车，单个制动器总的摩擦面积Ap为（100200）cm2,见表3.1。这里取：Ap=150cm2.，b=64mm。 表3-1 衬片摩擦面积 3.3.4 摩擦衬片的起始角 一般将衬片布置在制动碲的中央，即令?0=90。有时为了适应单位2压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。 此设

42、计中 令?0=902=90108=36 2 3.3.5 摩擦衬片的摩擦系数 摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。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f?0.300.40已无大问题。 本设计取f

43、=0.3。 3.4鼓式制动器主要零件的结构设计 3.4.1 制动鼓摩擦衬片的摩擦系数 制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料向匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。 中型，重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用；铸铁内鼓筒与铝合金也是铸到一起的，这中内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减少了质量。 本设计采用的制动鼓材料：

44、铸铁内鼓筒与铝合金铸到一起 3.4.2 制动蹄 轿车和微型，轻型载货汽车的制动蹄管饭采用T形型钢碾压或钢板冲压-焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多采用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，单小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦片的厚度，轿车的多为4.5mm5mm。 本设计制动蹄选用：T形HT200 制动蹄腹板厚度：5mm 制动蹄翼缘厚度：5mm 摩擦衬片

45、厚度：5mm 3.4.3 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，因此它应该有足够的刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程增大，衬片磨损也不均匀。 本设计底板的材料：HT200 3.4.4 后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 dw?2P（3.16） ?p 式中：p考虑到制动力调节装置作用下的轮缸或灌录液压，p=8Mp12Mp。 取：p=10Mp 经查比亚迪F3轿车使用与维护手册得： P=7065N 所以： dw?7065=30mm 63.14?10?10 根据GB7524-87标准规定的尺寸中选取,因此

46、轮缸直径为30mm5。 一个轮缸的工作容积Vw 根据公式 Vw?d?42 w 1n（3.17） 式中：dw一个轮缸活塞的直径； n轮缸活塞的数目； 一个轮缸完全制动时的行程： ? 1234 初步设计时可取2mm-2.5mm =2mm 式中：?1消除制动蹄与制动鼓间的间隙所需的轮缸活塞行程。 ?2由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞。 ?3，?4分别为鼓式制动器变形与制动鼓变形而引起的轮缸活塞行程。 得一个轮缸的工作容积： 3.1422 V30?2=2826mm3 ?w1?41 3.5制动性能分析 3.5.1 制动性能评价指标 汽车制动性能主要由以下三个方面来评价： （1）制动效能，即制动距离和制动

47、减速度； （2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能； （3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能6。 3.5.2 制动效能 制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好9。 3.5.3 制动效能的恒定性 制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重

48、要问题。 3.5.4 制动时汽车的方向稳定性 制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。 制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况6。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。 方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。 制动跑偏的原因有两个： （1）汽车左右

49、车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。 （2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉）。 前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。 侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况是在高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死7。 理论上分析如下，真正的评价是靠实验的。 3.5.5 制动器制动力分配曲线分析 对于一般汽车而言，根据其前、后轴制动器制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况： （1）前轮先抱死拖滑，然后

50、后轮抱死拖滑。 （2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。 （3）前、后轮同时抱死拖滑。 所以，前、后制动器制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动系必须妥善处理的问题。 根据所给参数及制动力分配系数，绘制出制动力分配曲线如图3.3： 当I线与线相交时，前、后轮同时抱死。 当I线在线下方时，前轮先抱死。 当I线在线上方时，后轮先抱死 3.5.6 制动减速度 制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。 假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时j=M 总/rmr? 式中：M总汽车前、后轮制动力矩的总

51、合。 M总= M?1+ M?2=785+1600=2385Nm （3.18） rr滚动半径 rr=370mm Ga汽车总重 Ga=1200kg 代入数据得j=(785+1600)/0.3771200=6.16m/s2 轿车制动减速度应在5.87m/s2,所以符合要求。 3.5.7 制动距离 在匀减速度制动时，制动距离S为 S=1/3.6（t1 2+ t11 2/2）Va+ Va2/254? （3.19） 式中：t1 2消除蹄与制动鼓间隙时间，取0.1s t11 2制动力增长过程所需时间取0.2s 故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 302/2540.7=7.2m 轿车的最大制动距离

52、为：ST=0.1V+V2/150 V取30km/小时：ST=0.1?30+302/150=9m S<ST 所以符合要求。 3.5.8 摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素12。 汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所

53、谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则摩擦衬片（衬块）的磨损亦愈严重7。 1、比能量耗散率 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别 22v1?ma(1?v2) e? （3.20） 1?22tA1 22vv1?ma(1?2) e(1?) （3.21） 222tA2 式中：?汽车回转质量换算系数，紧急制动时v2?0，?1； ma汽车总质量； v1，v2汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿车取27.8m/s； t制动时间，s；按下式计算: t=v1?v2=27.8/6=4.6s j j制动减速度，m/s2， j?010?6m/s2； .6?g0.6 A1，A2前、后制动器衬片的摩擦面积；A1=7600mm2,质量在1.52.5/t 的轿车摩擦衬片面积在200-300cm2,故取A2=30000mm2 ?制动力分配系数。 221550?27.81mav12?0.67则 e1?=5.7w/mm ?