轿车鼓式制动器设计毕业设计

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1、.第1章绪论1.1制动系统设计的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系统。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定汽车制动器的设计方案，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

2、用对人体无害的材料。1.2制动系统研究现状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，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动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零，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）

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!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。1.3制动系统设计容（1）研究、确定制动系统的构成（2）汽车必需制动力及其前后分配的确定前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。（3）确定制动器制动力、摩擦片寿命

4、及构造、参数制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。（4）制动器零件设计零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。1.4制动系统设计要求制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。第2章制动器设计计算车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。2.1 捷达轿车的主要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表2.

5、1所示表2.1 捷达轿车整车参数已知参数捷达轿车轴距L（mm）2471整车整备质量（Kg）1100满载质量（Kg）1500最高车速（km）175 同步附着系数0.89（空载），1.28(满载)2.2制动系统的主要参数及其选择2.2.1 同步附着系数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，可能有以下三种情况4。1、当时线在曲线下方，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、当时线位于曲线上方，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、当时制动时汽车前、

6、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度。这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。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率（或称附着力利用率）来表示，可定义为（2.1）式中：汽车总的地面制动力；汽车所受重力；汽车制动强度。当时，利用率最高。现代的道路条件大为改善，

7、汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。我国GB126761999附录制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中规定了除、外其他类型汽车制动强度的要求。对于制动强度在0.150.3之间，若各轴的附着利用曲线位于公式确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图2.1）之间，则认为满足条件要求；对于制动强度，若后轴附着利用曲线能满足公式，则认为满足的要求4

8、。参考与同类车型的值，取。图2.1除、外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求2.2.2 制动强度和附着系数利用率根据选定的同步附着系数，已知：（2.2）式中：汽车轴距，mm；制动力分配系数；满载时汽车质心距前轴中心的距离；满载时汽车质心距后轴中心的距离；满载时汽车质心高度。求得：进而求得（2.3）（2.4）式中：制动强度；汽车总的地面制动力；前轴车轮的地面制动力；后轴车轮的地面制动力。当时，故，；。此时，符合GB126761999的要求。当时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表2.2 取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.10.20.30.40.

9、50.60.71144.12376.953269.325080.196585.778207.5713725.480.0780.16170.22240.34560.448010.558330.677530.780.80850.74150.863980.896020.930560.9679GB126761999符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准符合国家标准当时，可能得到的最大的制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。此时求得：表2.3取不同值时对比GB 12676-1999的结果0.812191.150.80521.0066GB126761999符合国家标准2

10、.2.3 制动器最大的制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为：（2.5）式中：汽车质心离前、后轴的距离；同步附着系数；汽车质心高度。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即（2.6）式中：前轴制动器的制动力，；后轴制动器的制动力，；作用于前轴车轮上的地面法向反力；作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮的有效半径。对于选取较大值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确

11、定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴制动力矩为（2.7）（2.8）式中：该车所能遇到的最大附着系数；制动强度；车轮有效半径。Nm Nm单个车轮制动器应有的最大制动力矩为、的一半，为2920.14 Nm 和532.5Nm。2.3 制动器因数和制动蹄因数制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即（2.9）式中：制动器效能因数制动器的摩擦力矩；制动鼓或制动盘的作用半径；输入力，一般取加于两制动蹄的开力(或加于两

12、制动块的压紧力)的平均值为输入力。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的开力分别为、，制动鼓圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为：（2.10）（2.11）整个鼓式制动器的制动因数则为（2.12）当时，则（2.13）蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在力P的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力N如图3.2所示作用于衬片的B点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为为摩擦系数。a，b，c，h，R 及为结构尺寸，如图3.2所示。图3.2 鼓式制动器的简化受力图对领蹄取绕支点A的力矩平

13、衡方程，即（2.14）由上式得领蹄的制动蹄因数为（2.15）当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图3.2所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即（2.16）（2.17）由式(2-15)可知：当趋近于占时，对于某一有限开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的函数。通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对蹄支点形成的力矩与开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在=0.30.35围，当开力时，相差达3倍之多。

14、图2.3给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当增大到一定值时，领蹄的和均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小开力，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生“自锁”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除制动。领蹄的和随的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的和随的增大而减小的现象称为自行减势作用。在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。制动器因数对摩擦系数的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度，它是制动

15、器效能稳定性的主要决定因素，而除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下长坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30%。1领蹄；2从蹄图2.3制动蹄因数及其导数与摩擦系数的关系由图2.3也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以为表征的效能本身与其稳定性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数()为常数，因此其效能稳定性最好。2.4 制动器的结构参数与摩擦系数2.4

16、.1 鼓式制动器的结构参数1、制动鼓直径当输入力一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使制动器的散热性能越好。但直径的尺寸受到轮辋径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径的尺寸。但由于捷达车型在制动鼓直径均为固定值，所以现取鼓式制动器的直径为180mm。2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm。摩擦衬片的包角通常

17、在围选取，试验表明，摩擦衬片包角时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。综上所述选取。单个制动器摩擦面积：（2.18）式中：单个制动器摩擦面积，mm2制动鼓径，mm；制动蹄摩擦片宽度，mm；为制动蹄的摩擦衬片包角，（）。cm2表2.4制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）由表2.4数据可知设计符合要求。3、摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3.4所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。制动蹄

18、包角图2.4鼓式制动器的主要几何参数4、开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸布置在制动鼓的条件下，应使距离（见图2.4）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际情况取mm5、制动蹄支销中心的坐标位置与如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取mm，以使尽可能地大，初步设计可暂取，根据设计的实际情况取mm。6、摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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

19、制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。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=0.350.4已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。2.4.2盘式制动器的结构参数1、制动盘直径D制动盘直径D希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选

20、择轮辋直径的7079，而总质量大于2t的汽车应取上限mm取制动盘直径mm2、制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择10mm20mm，选择制动盘厚度为h=13mm。3、摩擦衬块工作面积A 推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在围选取。根据推荐值取2.2，依汽车质量1100kg，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为。4、摩擦衬块半径与外半径推荐摩擦衬块的外半径与半径的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面

21、积将减小，最终会导致制动力矩变化大。取摩擦衬块外半径，半径则摩擦衬块半径选取符合要求。2.5 制动器的设计计算2.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律从前面的分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定：（1）制动鼓、蹄为绝对刚性；（2）在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上；（3）压力与变形符合虎克定律由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓制动蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。如图2.5所示，制动蹄在开力P作用下绕支承销点转动

22、开，设其转角为，则蹄片上某任意点A的位移为=（2.19）式中；制动蹄的作用半径。由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为图2.5 制动摩擦片径向变形分析简图从图2.5中的几何关系可看到=因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成(2.20)式中：摩擦片上单位压力。即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈90的径向线上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦

23、片磨损具有如下关系式（2.21）式中：W磨损量；K磨损常数；摩擦系数；单位压力；磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。图2.6 作为磨损函数的压力分布值通过分析计算所得压力分布规律如图2.6所示。图中表明在第11次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系：（2.22）式中：磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为(C也为一常数)。结果表示于图2.6。2.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数BF的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得：（1）定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角

24、及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向；（2）参见2.4.1节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令；（3）在开力P作用下，确定最大压力值。参见图2.7，所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为，摩擦力为。把所有的作用力对点取矩，可得ph=RMsind-R(R-Mcos)sin（2.23）据此方程式可求出的值。图2.7 制动蹄摩擦力矩分析计算4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩T=R sind=R(cos-cos) （2.24）5、由公式(2.9)导出制动器因数由于导出过程的繁琐，下面对支承销式领从蹄制动器的制动因数进行分析计算。单个领蹄的制动蹄因数BFTl (2.25) 单个从蹄的制动蹄因数BF

25、T2 (2.26)以上两式中：以上各式中有关结构尺寸参数见图2.8。整个制动器因数为图2.8 支承销式制动蹄2.5.3 制动蹄片上的制动力矩1、鼓式制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图2.8所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：(2.27)而摩擦力产生的制动力矩为在由至区段上积分上式，得(2.28)当法向压力均匀分布时，(2.29)式（2.24）和式（

26、2.25）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由开力P计算制动力矩的方法则更为方便。图2.9 开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下：(2.30)式中:单元法向力的合力；摩擦力的作用半径(见图2.9)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：(2.31)式中：轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。解式(3.27)，得（2.32)对于增势蹄可用下式表示为(2.33)对于减势蹄可类似地表示为(2.34)图2.10 制动力矩计算用图为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将(见图2.10

27、)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（2.23）有：(2.35)因此对于领蹄：(2.36)=式中：。根据式(2.24)和式(2.26)，并考虑到(2.37)则有(2.38)=0.183对于从蹄：=式中：则有：(2.38)=0.179由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即（2.39）由式（2.33）和式（2.34）知=0.3=0.09对于液压驱动的制动器来说，所需的开力为Nm (2.40)计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：(2.41)(2.42)成

28、立，不会自锁。由式(2.24)和式(2.29)可求出领蹄表面的最大压力为：(2.43)=1.26式中：，见图2.9；，见图2.10；摩擦衬片宽度；摩擦系数。因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。2、盘式制动蹄片上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如图2.11所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为（2.44）式中：摩擦系数；N单侧制动块对制动盘的压紧力(见图2.11)；R作用半径。图2.11 盘式制动器计算用图图2.12 钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如图41所示，平

29、均半径为式中，扇形摩擦衬块的半径和外半径。根据图2.12，在任一单元面积只上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为得有效半径为令，则有（2.45）因，故。当，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。由求得：N则单位压力 Nm Nm因此盘式制动器主要参数选取也符合设计要求。2.6 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

30、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。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。此时由于在短时间热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间耗散的能量，其单位为W/mm2。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为(2.46)式中：

31、汽车回转质量换算系数；汽车总质量；，汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时总质量3.5t以上的货车取=18m/s；制动减速度，m/s2，计算时取=0.6；制动时间，s；Al，A2前、后制动器衬片的摩擦面积；制动力分配系数。在紧急制动到时，并可近似地认为，则有(2.47)鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜，但当制动初速度低于式(2.40)下面所规定的值时，则允许略大于1.8W/mm2，盘式制动器比能量耗损率以不大于6.0W/mm2为宜。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。W/mm2 W/mm2因此，符合磨损和热的性能指标要求。2.7 制动器

32、的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件(2.48)式中：各制动鼓的总质量；与各制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋等)的总质量；制动鼓材料的比热容，对铸铁c=482 J/（kgK），对铝合金c=880 J/（kgK）；与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；制动鼓(盘)的温升(一次由=30km/h到完全停车的强烈制温升不应超过15)；L满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即(2.49)式中满载汽车总质量；汽车制动时的初速度；汽车制动器制动力分配系数。盘式制动

33、器：鼓式制动器：由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。2.8 驻车制动计算图2.11为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为：(2.50)同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为：(2.51)图2.11 汽车在坡路上停驻时的受力简图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(2.52)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为(2.53)汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为(2.54)一般对轻型货车要求不应小于16%20%，汽车列车的最大停驻坡度约为12左右。为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的

34、坡路上停驻，则应使后轴上的驻车制动力矩接近于由所确定的极限值 (因)，并保证在下坡路上能停驻的坡度不小于法规规定值。单个后轮驻车制动器的制动上限为Nm2.9 制动器主要零件的结构设计2.9.1 制动鼓制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图2.13(a)；轻型货车和一些轿车则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(图2.13(b)；带有灰铸铁鼓筒的铸铝合金制动鼓(图2.12(c)在轿车上得到了

35、日益广泛的应用，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。（a）铸造制动鼓；（b），（c）组合式制动鼓1冲压成形辐板；2铸铁鼓筒；3灰铸铁鼓；4铸铝台金制动鼓图2.13 制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中如图2.12所示，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为1520Ncm；对货车为3040Ncm。制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，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：轿车为712mm，中、重型货车为131

36、8mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。捷达属于乘用车，因此本设计制动鼓采用HT200灰铸铁铸造，制动鼓壁的厚度选取12mm。2.9.2 制动蹄轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车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鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为35mm；货车的约为58mm。摩擦衬片的厚

37、度，轿车多用4.55mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。因此，本设计制动蹄采用热轧钢板冲压焊接制成，制动蹄腹板和翼缘的厚度分别取5mm和6mm。2.9.3 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，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH 37012的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。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。因此，本设计制动底板采用热轧钢板冲

38、压成形，制动底板的厚度取5mm。2.9.4 制动蹄的支承二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 37012)或球墨铸铁(QT 40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板开端插入

39、，以保持制动蹄的正确位置。本设计为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，采用支承销。2.9.5 制动轮缸是液压制动系采用的活塞式制动蹄开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领蹄式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。由于采用的是领从蹄式的制动器，缸体材料采用HT250的铸铁，两个活塞推动。2

40、.9.6.制动盘制动盘一般由珠光体灰铸铁制成，其结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于布置尺寸。为了改善冷却，有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘，可大大增加散热面积，但盘的整体厚度较大。制动盘的工作表面应光滑平整。两侧表面不平行度不应大于 0.008mm，盘面摆差不应大于 0.1mm。本设计采用通风式制动盘。2.9.7制动钳制动钳由可锻铸铁 K TH37012 或球墨铸铁 QT40018 制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两个由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动

41、油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。2.9.8制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形，也有矩形、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装，以便及时更换摩擦衬片。制动块的厚度取14mm。2.9.9 摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水

42、率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差8。2.9.10 制动摩擦衬片在GB 5

43、763-1998汽车用制动器衬片中，将制动摩擦衬片按用途分成4类，其中，第1类为驻车制动器用；第2类为微型、轻型汽车鼓式制动器用；第3类为中重型汽车的鼓式制动器用；第4类为盘式制动器用17。其摩擦性能见表2.5表2.5汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项 目试验温度1001502002503003501类摩擦系数0.300.700.250.700.200.70指定摩擦系数的允许偏差0.100.120.12磨损率（V），107cm3/（Nm）1.002.003.002类摩擦系数0.250.650.250.700.200.700.150.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.12磨损

44、率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.002.003类摩擦系数0.250.650.250.700.250.700.200.700.150.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.120.14磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.001.503.004类摩擦系数0.250.650.250.700.250.700.250.700.250.700.200.70指定摩擦系数的允许偏差0.080.100.120.120.140.14磨损率（V），107cm3/（Nm）0.500.701.001.502.503.502.9.11 制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间

45、在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm，盘式制动器的为0.10.3mm；此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图2.14所示。用以限定不制动时制动蹄极限位置的限位摩擦环1装在轮缸活塞2端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞端。限位摩擦环是一个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力

46、可打400。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程5。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图2.14所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环端面之间1限位摩擦环；2活塞；3制动轮缸图2.14制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环端面接触（即间隙消失）时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足

47、以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到=0时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到0.8，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这一不可逆转的轴向相对位移，补偿了制动器的过量间隙。2.10 制动蹄支承销剪切应力计算在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩及开力（见2.4节）后，可根据图求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下：(2.55)式中：支承销的截面积。也可以用下述的简化方法求得：如图2.15所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的

48、工作表面上，其法向合力与支承销的反力分别平行，如图2.15所示。对两蹄分别绕中心点取矩，得(2.56)图2.15 制动蹄支承销剪切应力计算图一般来说，的值总要大于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可：（2.57）式中：见图2.15； 支承销的截面积； 摩擦系数；许用剪切应力。由式（2.28）知：因此由式（2.56）知MPa 支承销采用45号钢制成，其许用剪切应力=2545MPa9，因此符合剪切应力要求。第3章制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。3.1 轮缸直径与工作容积为了确定制动

49、主缸及制动轮缸的直径、制动踏板力与踏板行程、踏板机构的、传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式：(3.1)式中：考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，8MPa 12MPa。制动管路液压在制动时一般不超过10MPa12MPa，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格9。轮缸直径应在GB 752487标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5，16，17.5，19，20.5，

50、22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。3.1.1 盘式制动器直径与工作容积根据前面算得的结果：，选取MPa，求：mm (4.2)由此，选取制动轮缸的直径mm一个轮缸的工作容积(3.3)式中：一个轮缸活塞的直径；轮缸的活塞数目；一个轮缸活塞在完全制动时的行程：(3.4)在初步设计时，对鼓式制动器可取mm2.5mm；消除制动蹄与制动鼓问的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值

51、来计算；分别为鼓式制动器的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。选取mm，求一个轮缸的工作容积。mm33.1.2 鼓式制动器直径与工作容积，选取MPa，由式(3.2)，求：mm 选取制动轮缸的直径mm选取mm，求一个轮缸的工作容积。mm3全部轮缸的总工作容积为(3.5)式中：轮缸的数目。mm3.2 制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB 752487的系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。制动主缸应有的工作容

52、积(3.8)式中：全部轮缸的总工作容积；制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：(3.9)取因此求知mm根据GB 752487的系列尺寸取mm。3.3 制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚3.3.1 盘式制动轮缸活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度(3.6)于是求知：mm。一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行9。现取壁厚10mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (3.7)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa

53、时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm由于mm8.89mm所以壁厚强度满足要求。3.3.2 盘式制动器活塞宽度与缸筒壁厚根据已有的公式计算活塞的宽度(3.6)于是求知：mm。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (3.7)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm由于mm2.6mm所以壁厚强度满足要求。3.4 制动主缸行程的计算制动主缸行程的计算方法很多。在本次设计中采用，根据制动器间隙的设定值换算主缸的行程。(3.10)式中：制动主缸的行程；轮

54、缸活塞的面积（mm2）；主缸活塞的面积（mm2）；制动蹄支点到制动力作用点的距离（mm）；制动蹄支点到中心距离（mm）；制动鼓与制动蹄的间隙（mm）。mm。3.5 制动主缸活塞宽度与缸筒的壁厚3.5.1 制动主缸活塞宽度根据已有的公式计算活塞的宽度(3.11)于是求知：mm。3.5.2 制动主缸筒的壁厚一般情况下，液压缸缸筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。校核时分薄壁和厚壁两种情况进行9。现取壁厚mm，由于，因此按厚壁进行校核。 (3.12)式中：轮缸壁厚；试验压力（当缸的额定压力Mpa时，取=1.5）；缸筒材料许用应力，=（为材料抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5）。mm由于mm5.4

55、1mm所以壁厚强度满足要求。3.6 制动踏板力与踏板行程制动踏板力Fr可用下式验算：式中：制动主缸活塞直径；制动管路的液压；制动踏板机构传动比，；真空助力器的助力比；见图3.1；制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取。图3.1 液压制动驱动机构的计算用简图N700 (3.13)通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。制动踏板工作行程为(3.14)式中：主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm2.0mm；主缸活塞空行程，即主缸活塞由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。mm170mm180mm在确定主缸容积时，

56、应考虑到制动器零件的弹性变形、热变形以及制动衬片正常磨损量等，还应考虑到用于制动驱动系统信号指示的制动液体积。因此，制动踏板的全行程(至与地板相碰的行程)应大于正常工作行程。制动器调整正常时的踏板工作行程约为踏板全行程的40%60%，以便保证在制动管路中获得给定的压力。踏板力一般不应超过500N700N。踏板全行程对货车不应超过170mm180mm。此外，作用在制动手柄上的力对货车不应超过600N。制动手柄行程对货车不应超过220mm。为了避免空气进入制动管路，在主缸活塞回位弹簧(同时亦为回油阀弹簧)的计算中，应保证在制动踏板被放开以后，制动管路中仍能保持0.05Mpa0.14MPa的残余压力

57、。结论本次设计是以捷达轿车的制动系统为研究对象，根据设计的要求，通过对汽车制动系统的结构和形式进行分析后，对汽车的制动力分配系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩进行了计算分析。根据现有资料对制动器的结构进行了设计并进行了相关的校核，并且符合GB72582004中对制动系统的要求。根据设计的制动器结构数据完成了前、后制动器装配图、制动轮缸装配图、相关零件图的绘制。对制动液压元件，制动轮缸和制动主缸的主要结构进行了设计和校核。经过设计和校核液压系统的设计基本上达到了设计的要求。但是由于是第一次接触制动系统设计经验欠缺水平有限，设计过程中难免有缺陷和不足。特别是对于现在汽车制动系统中应

58、用越来越广泛的ABS系统没有深入的了解，所以并未在本设计中体现出具体细节，需要在以后的工作和学习中这些弥补不足和缺陷。参考文献1方泳龙.汽车制动理论与设计M.：国防工业，2005：120.2惟信.汽车制动系统的结构分析与设计计算M.：清华大学，2004：2050.3王望予.汽车设计M.：机械工业，2006：257285.4余志生.汽车理论M.：机械工业，2006：89.5家瑞.汽车构造（下）M，机械工业：2005，第四版.293294.6凤勇.汽车机械基础M.：人民交通，2005，第一版.51.7品，哲.机械精度设计与检测基础M.：工业，2005：5155.8惟信.汽车设计M.：清华大学，20

59、01：450461.9齐晓杰，安永东，齐英杰.汽车液压、液力与气压传动技术M.：化学工业出版社，2005：6970.10程.汽车制动系统发展漫谈J：汽车运用，2003，5（6）：21-22.11彬.汽车制动系统使用中的误区J：汽车运用，2003，9（1）：25-26.12应之丁，吴萌岭，王文强，为民.制动缸密封件的设计分析J：机车车辆工艺，1999，6（5）：15-16.13朱旬，金.轿车制动主缸结构浅析J：汽车研究与开发，1999，4（8）：5-6.14步童.微型汽车制动系统常见故障诊断与检修J：职业技术学院学报，2003，8（3）：18-19.15胡兴军，白杉.汽车制动系统电子化技术J，商用汽车，2004，8（5）：25-26.16全国文献工作标准化技术委员会.GB/T 12676-1999 中国标准书号S.：中国标准，1999. 17全国文献工作标准化技术委员会第七分委员会.GB 5763-1998 中国标准书号S.：中国标准，1998. 致详细图纸请加：三二1爸爸五四0六详细图纸请加：三二1爸爸五四0六图5-5