后制动系统设计(课程设计)

后制动系统设计(课程设计),制动,系统,设计,课程设计 1 后制动器的结构形式 采用领从蹄鼓式制动器 2 后制动器设计与校核结果 1 结构制动力分配系数 0 456摩擦系数f 0 635轮辋直径D 508mm制动鼓半径R 200mm摩擦衬片宽度b 100mm摩擦片包角 100 摩擦衬片起始角 40 2 后制动器设计与校核结果 续 摩擦衬片面积A 700制动器中心到张开力作用线距离a 160cm制动蹄支承点位置坐标c 160cmk 20cm静止时制动器间隙0 5mm 2 后制动器设计与校核结果 续 2 校核结果制动强度q 0 9360附着系数利用率最大制动力矩制动器因素领蹄从蹄 2 后制动器设计与校核结果 续 2 校核结果 续 张开力自锁条件A a r B 2 4 f 0 4所以不会自锁 2 后制动器设计与校核结果 续 3 摩擦衬片的磨损特性计算比能量耗散率小于1 8W mm2 所以符合要求比摩擦力Ff0 0 4589N mm2符合要求平均压力符合要求 2 后制动器设计与校核结果 续 3 摩擦衬片的磨损特性计算 续 比滑磨功 3 制动器与轮辋是否匹配 轮辋直径20in 约等于Dr 508mm 而制动器最大内径D 400mm 最大外径Dmax 440mm所以D Dr 0 787 故制动器与轮辋配合 4 制动蹄片与制动鼓是否匹配 制动鼓参数 内径D 400mm 厚度t 10mm 制动蹄片参数 蹄片最大半径Rmax 199 5mm间隙为0 5mm见右图 5 在制动管路管路压力限值内 液压10MPa 气压1MPa 车轮是否可以抱死 根据计算要求dw 51 09mm 按系列化取dw 50mm 则P 4 F0 dw 9 25Mpa 故当液压压力达到10Mpa是 轮缸产生的张开力F大于F0 后轮抱死 6 制动器驱动型式是否与总布置图一致 制动器驱动形式 后轮为柱销式领从蹄式制动器制动控制采用液压方式采用LL型双回路液压控制详见总装配图 7 制动器装配图纸活塞尺寸与设计说明书一致 8 后制动器装配图中制动蹄片 制动鼓 制动盘 制动钳型式与尺寸是否和零件图 设计说明书一致详见后制动器零件图与装配图 后轮制动器设计说明书汽车设计课程设计后制动系统设计学 院 机械与汽车工程学院 组 别 09级车辆工程第15小组 指导教师 陈子健 学生姓名 杨 俊 学 号 200930081463 提交日期 2012年 7 月 6 日 - 15 - 机械与汽车工程学院 班级 09车辆工程3班 姓名 杨俊一设计任务：商用汽车制动系统设计(II)二基本参数：额定装载6000kg, 最大总质量10440kg, 最高车速120km/h 三设计内容主要进行制动器系统设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机功率，汽车轴距，车轮滚动半径，汽车空(满)载时的总质量、轴荷分布、质心位置)，选择制动器的基本结构及驱动机构布置方案，设计出一套完整的制动系统，设计过程中要进行必要的计算。3制动系统结构设计和主要技术参数的确定（1）后制动器主要参数确定（2）后制动器设计计算（3）后制动器主要结构元件设计（4）后制动驱动机构的设计计算4绘制后制动器装配图及主要零部件的零件图四设计要求 1制动器总成的装配图，1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为2周 明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 0.5周 绘图 0.5周 编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制装配图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况（20%）设计方案与性能计算（40%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）评 语总 成 绩指导教师注意：此任务书要装订在设计说明书的第一页，并有指导老师签字。 目录一、后制动器结构设计5二、后制动器主要参数确定5（一）整车参数确定52确定空、满载时的轴荷分配6（二）同步附着系数6（三）制动力分配系数6（四）制动强度和附着系数利用率71汽车在不同值的路面上制动时的制动强度和附着系数利用率7（五）最大制动力矩7（六）制动器的结构参数与参数系数81制动鼓内径和制动鼓厚度82摩擦衬片宽度b和包角83摩擦衬片起止角84. 制动器中心到张力F作用线的距离a85. 制动蹄支撑点位置坐标k和c86. 摩擦片摩擦系数f9三、领从蹄式制动器设计计算9（一）理想最大制动力和最大制动力矩的计算9(二) 实际制动力矩Tf的计算9（三）领从蹄制动器的制动器因数9(四) 张开力的计算10（五）制动蹄自锁条件检验计算10（六）摩擦衬片的磨损特性计算11四、制动鼓主要结构元件设计12（一）制动鼓12（二）制动蹄13（三）制动底板13（四）制动蹄的支承13（五）摩擦材料13（六）制动器间隙13五、液压制动驱动机构的设计计算14（一）制动轮缸设计计算14（二）制动轮缸直径与工作容积的确定14（三）制动主缸设计14（四）制动踏板力设计计算15（五）制动踏板工作行程计算15一、 后制动器结构设计 经过查阅资料、调查研究后确定，前制动器的基本结构为领从蹄式制动器，行车制动系统采用双L型回路。二、后制动器主要参数确定（一）整车参数确定根据给定参数得：汽车轴距(mm):5500 轮胎型号为 9.00R20车轮滚动半径（mm）:525.5后轮采用双胎。故根据空载时质心高度在纵梁对称面、前后载荷分布为52.1：:47.9得出:汽车空载时的总质量（kg）：4440汽车满载时的总质量（kg）：10440空、满载时的轴荷分配（kg）前轴负荷空载：2313 前轴负荷满载：2127后轴负荷空载：3508 后轴负荷满载：6932质心距后轴的距离(mm）空载：2860 满载：1848质心距前轴的距离(mm）空载：2640 满载：3652空、满载时的质心位置（mm）质心高度：空载：759 满载：8022确定空、满载时的轴荷分配已知轴距为5500mm 地面附着系数为0.825，要使得制动时前后轴的载荷比接近1：1，假定满载时前后轴的载荷比为33.6:66.4，即制动时FZ1G=L2+*hg/L=3652+0.825*8025500=0.78,可满足要求。（二）同步附着系数根据设计经验，货车满载时的同步附着系数0.5。取=0.825（三）制动力分配系数 由于消去得 （四）制动强度和附着系数利用率1汽车在不同值的路面上制动时的制动强度和附着系数利用率当时，可得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，此时总制动力，则总制动力、制动强度q和附着系数利用率分别为（五）最大制动力矩对于选取较大值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩，当时，相应的极限制动强度q，故需要的后轴和前轴的最大制动力矩为（六）制动器的结构参数与参数系数1制动鼓内径和制动鼓厚度输入力F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收到轮辋内径的限制。制动鼓直径与轮辋的直径之比D/Dr,范围为 货车：D/Dr =0.700.83 。由指导书266页表9-1知当轮辋的名义直径为20 英寸取制动鼓的最大内径为d=400mm，同时确定制造厚度为10mm。D/Dr=0.787,符合要求2摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸b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；取宽些，则质量大，不易加工，不易保证与制动鼓全面接触，并且增加成本。制动鼓内径R确定后，衬片的摩擦面积为AP=Rb（式中：为摩擦衬片包角，rad）制动器各蹄衬片总的摩擦面积AP越大，制动时所受的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。由指导书267页表9-2知，当货车总质量为7140kg时，单个制动器总的衬片摩擦面积AP为5501000cm。实验表明，摩擦衬片=90100 时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。所以选择 =100 。衬片宽度b较大可以减少磨损，但太大将不易保证与制动鼓全面接触。设计时一般按照b/D=0.160.26。取b=100mm, b/D=0.25,则AP=*R*b=700cm,符合设计要求。3摩擦衬片起止角一般将衬片布置在制动蹄外缘的中央，即令=90 /2=40。4. 制动器中心到张开力F0作用线的距离a在保证轮缸能够布置于制动鼓内下，应使距离a尽可能的大，以提高制动效能。初步设计时选a=0.8R=0.8*200mm=160mm。5. 制动蹄支撑点位置坐标a和c在保证两蹄支承面不互相干涉的条件下，使得a尽可能的大而k尽可能的小，以提高制动效能。初步选定: a=0.8R=0.8*200mm=160mm。同时确定k=20mm。6. 摩擦片摩擦系数f各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3-0.5，少数可达0.7。所以选取f=0.35。三、领从蹄式制动器设计计算行车制动系的设计计算简要过程如下，根据整车参数和附着系数计算出理想制动力矩，根据初定的制动器和驱动机构尺寸计算出实际制动力矩，制动器及驱动机构的尺寸要使实际制动力矩满足理想制动力矩的要求。之后，要进行摩擦衬片的磨损特性计算和制动器的热容量和温升核算，如不满足要求则要修改制动器及驱动机构的尺寸重复上面步骤，直到满足要求。（一）理想最大制动力和最大制动力矩的计算 (二) 实际制动力矩Tf的计算根据前人计算出的制动器因数表达式球的制动力矩，即Tf=BF*F*R，式中：R为制动鼓内圆柱面半径。（三）领从蹄制动器的制动器因数选择支承销式领从蹄制动器=（/2-sin100cos194.36）/（4*sin50*sin97.18）= 0.8879单个领蹄的制动蹄因数为单个从蹄的制动蹄因数为支承销式领从蹄制动器整个制动器因数BF(四) 张开力的计算对于液压驱动的制动器来说，作用于两蹄的张开力相等，所以可以直接根据制动器因数的定义求得张开力（五）制动蹄自锁条件检验计算计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。对于支承销式领从蹄制动器，领蹄自锁条件为： 则此时如果fA（a/r）/B，则不会自锁。又知 A（a/r）/B f = 0.4 所以 经检验得出 制动蹄不会自锁（六）摩擦衬片的磨损特性计算1比能量耗散率e汽车的制动过程是将其机械能得以部分转化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。，产生制动器的能量负荷，能力越大摩擦片的磨损越严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率e作为评价，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2. 总质量3.5t以上的货车取v1 =80km/h（22.2m/s）；j为制动减速度，计算时取j=0.6g；A为后制动器衬片 的摩擦面积；为制动力分配系数。紧急制动到v2 = 0时，可近似认为t=（v1- v2 ）/j =(22.2-0）/（0.6*9.81）=3.78s由于鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 为宜，所以符合要求。2比摩擦力比摩擦力是单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制动器的比摩擦力为 =Tf/（RA）=12849.76Nm/（0.2m*700*100mm2）=0.4589N/mm2 ，符合要求3. 平均压力 式中：N为摩擦衬片与制动鼓间的法向力，A为摩擦衬片的摩擦面积。摩擦衬片与制动鼓件的法向力所以符合要求。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有最高制动初速度至停车所完成的单位衬片（衬块）面积的滑磨功即比滑磨功来衡量，由于 所以符合要求。四、制动鼓主要结构元件设计（一）制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时气温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压形成的腹板与铸铁鼓桶部分组合成一体的组合式制动鼓。也可用在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合形成制动鼓。采用由钢板冲压成型的腹板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且损失少许踏板行程。古铜变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高散热能力。制动鼓壁厚取7 12mm。已知轮辋的名义直径为20 英寸。于是，我们可以选择组合式制动鼓，制动鼓的最大内径为d=400mm，制动鼓的制造厚度为10mm，制动鼓材料为HT200灰铸铁。（二）制动蹄制动蹄采用T形型钢板焊接制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度选为10mm，摩擦衬片的厚度为10mm，制动蹄宽度为100mm，衬片采用铆接在制动蹄上。（三）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。（四）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。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张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。（五）摩擦材料采用模压材料，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、聚合树脂等配合）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。取摩擦系数为f=0.35.（六）制动器间隙制动器的设定间隙为0.5mm。五、液压制动驱动机构的设计计算（一）制动轮缸设计计算 制动轮缸是用于将主缸产生的液压转换成给予制动蹄张力的部件。本次采用的是双活塞式制动轮缸。（二）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压力F0与轮缸直径dw和制动管路压力p的关系为 制动油路压力p=10Mpa，计算得dw=51.09mm，可取dw=50mm。 =为轮缸活塞在完全制动时的行程，鼓式制动器可取=2.5mm，每个轮缸的工作容积V=2*（/4）*， 后制动的轮缸工作总容积为V=2*（/4）*=2*(/4)*502mm*2*2.5=19635mm 前轮缸的总工作容积 V=2*（/4）*=2*(/4)*562mm*2*2.0=19704mm所以轮缸总工作容积为V=19704+19635mm=39339 mm（三）制动主缸设计制动装置采用双回路制动系统，制动主缸为串列双腔制动主缸。1. 直径的确定主缸直径的尺寸系列为19,20.5，22,24,26,28,30,32,35,38mm等，取=38mm2. 制动主缸应有的工作容积为 式中：V为所有轮缸的总工作容积，V为制动软管的容积变形。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为（货车）3. 主缸活塞行程可用确定，一般=（0.81.2）。经计算得，= 45.1mm，满足=（0.81.2）。（四）制动踏板力设计计算由于采用助力式伺服制动系，其制动踏板力Fp用下式计算： 式中，为踏板机构传动比，取=3，为助力器助力比，取=7 ，为踏板机构及液压主缸的机械效率，=0.820.86，取=0.85。制动踏板力应满足以下要求，最大踏板力一般为700N（货车）。（五）制动踏板工作行程计算制动踏板工作行程计算用下式表示式中，为主缸中推杆活塞间的间隙和伺服阀柱塞与反馈盘之间的间隙，、取=3.0mm，为主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程对货车不大于180mm180mm所以符合要求。【参考文献】1. 余志生，汽车理论第5版2. 王望予，汽车设计第4版3. 刘小康，黄平，机械设计第二版4. 汽车工程设计手册，人民交通出版社1 后制动器的结构形式 采用领从蹄鼓式制动器 2 后制动器设计与校核结果 1 结构制动力分配系数 0 456摩擦系数f 0 635轮辋直径D 508mm制动鼓半径R 200mm摩擦衬片宽度b 100mm摩擦片包角 100 摩擦衬片起始角 40 2 后制动器设计与校核结果 续 摩擦衬片面积A 700制动器中心到张开力作用线距离a 160cm制动蹄支承点位置坐标c 160cmk 20cm静止时制动器间隙0 5mm 2 后制动器设计与校核结果 续 2 校核结果制动强度q 0 9360附着系数利用率最大制动力矩制动器因素领蹄从蹄 2 后制动器设计与校核结果 续 2 校核结果 续 张开力自锁条件A a r B 2 4 f 0 4所以不会自锁 2 后制动器设计与校核结果 续 3 摩擦衬片的磨损特性计算比能量耗散率小于1 8W mm2 所以符合要求比摩擦力Ff0 0 4589N mm2符合要求平均压力符合要求 2 后制动器设计与校核结果 续 3 摩擦衬片的磨损特性计算 续 比滑磨功 3 制动器与轮辋是否匹配 轮辋直径20in 约等于Dr 508mm 而制动器最大内径D 400mm 最大外径Dmax 440mm所以D Dr 0 787 故制动器与轮辋配合 4 制动蹄片与制动鼓是否匹配 制动鼓参数 内径D 400mm 厚度t 10mm 制动蹄片参数 蹄片最大半径Rmax 199 5mm间隙为0 5mm见右图 5 在制动管路管路压力限值内 液压10MPa 气压1MPa 车轮是否可以抱死 根据计算要求dw 51 09mm 按系列化取dw 50mm 则P 4 F0 dw 9 25Mpa 故当液压压力达到10Mpa是 轮缸产生的张开力F大于F0 后轮抱死 6 制动器驱动型式是否与总布置图一致 制动器驱动形式 后轮为柱销式领从蹄式制动器制动控制采用液压方式采用LL型双回路液压控制详见总装配图 7 制动器装配图纸活塞尺寸与设计说明书一致 8 后制动器装配图中制动蹄片 制动鼓 制动盘 制动钳型式与尺寸是否和零件图 设计说明书一致详见后制动器零件图与装配图 后轮制动器设计说明书汽车设计课程设计后制动系统设计学 院 机械与汽车工程学院 组 别 09级车辆工程第15小组 指导教师 陈子健 学生姓名 杨 俊 学 号 200930081463 提交日期 2012年 7 月 6 日 - 15 - 机械与汽车工程学院 班级 09车辆工程3班 姓名 杨俊一设计任务：商用汽车制动系统设计(II)二基本参数：额定装载6000kg, 最大总质量10440kg, 最高车速120km/h 三设计内容主要进行制动器系统设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机功率，汽车轴距，车轮滚动半径，汽车空(满)载时的总质量、轴荷分布、质心位置)，选择制动器的基本结构及驱动机构布置方案，设计出一套完整的制动系统，设计过程中要进行必要的计算。3制动系统结构设计和主要技术参数的确定（1）后制动器主要参数确定（2）后制动器设计计算（3）后制动器主要结构元件设计（4）后制动驱动机构的设计计算4绘制后制动器装配图及主要零部件的零件图四设计要求 1制动器总成的装配图，1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为2周 明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 0.5周 绘图 0.5周 编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制装配图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况（20%）设计方案与性能计算（40%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）评 语总 成 绩指导教师注意：此任务书要装订在设计说明书的第一页，并有指导老师签字。 目录一、后制动器结构设计5二、后制动器主要参数确定5（一）整车参数确定52确定空、满载时的轴荷分配6（二）同步附着系数6（三）制动力分配系数6（四）制动强度和附着系数利用率71汽车在不同值的路面上制动时的制动强度和附着系数利用率7（五）最大制动力矩7（六）制动器的结构参数与参数系数81制动鼓内径和制动鼓厚度82摩擦衬片宽度b和包角83摩擦衬片起止角84. 制动器中心到张力F作用线的距离a85. 制动蹄支撑点位置坐标k和c86. 摩擦片摩擦系数f9三、领从蹄式制动器设计计算9（一）理想最大制动力和最大制动力矩的计算9(二) 实际制动力矩Tf的计算9（三）领从蹄制动器的制动器因数9(四) 张开力的计算10（五）制动蹄自锁条件检验计算10（六）摩擦衬片的磨损特性计算11四、制动鼓主要结构元件设计12（一）制动鼓12（二）制动蹄13（三）制动底板13（四）制动蹄的支承13（五）摩擦材料13（六）制动器间隙13五、液压制动驱动机构的设计计算14（一）制动轮缸设计计算14（二）制动轮缸直径与工作容积的确定14（三）制动主缸设计14（四）制动踏板力设计计算15（五）制动踏板工作行程计算15一、 后制动器结构设计 经过查阅资料、调查研究后确定，前制动器的基本结构为领从蹄式制动器，行车制动系统采用双L型回路。二、后制动器主要参数确定（一）整车参数确定根据给定参数得：汽车轴距(mm):5500 轮胎型号为 9.00R20车轮滚动半径（mm）:525.5后轮采用双胎。故根据空载时质心高度在纵梁对称面、前后载荷分布为52.1：:47.9得出:汽车空载时的总质量（kg）：4440汽车满载时的总质量（kg）：10440空、满载时的轴荷分配（kg）前轴负荷空载：2313 前轴负荷满载：2127后轴负荷空载：3508 后轴负荷满载：6932质心距后轴的距离(mm）空载：2860 满载：1848质心距前轴的距离(mm）空载：2640 满载：3652空、满载时的质心位置（mm）质心高度：空载：759 满载：8022确定空、满载时的轴荷分配已知轴距为5500mm 地面附着系数为0.825，要使得制动时前后轴的载荷比接近1：1，假定满载时前后轴的载荷比为33.6:66.4，即制动时FZ1G=L2+*hg/L=3652+0.825*8025500=0.78,可满足要求。（二）同步附着系数根据设计经验，货车满载时的同步附着系数0.5。取=0.825（三）制动力分配系数 由于消去得 初定同步附着系数为0.825，由可得：=0.456（四）制动强度和附着系数利用率1汽车在不同值的路面上制动时的制动强度和附着系数利用率当时，可得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，此时总制动力，则总制动力、制动强度q和附着系数利用率分别为（五）最大制动力矩对于选取较大值的汽车，从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩，当时，相应的极限制动强度q，故需要的后轴和前轴的最大制动力矩为（六）制动器的结构参数与参数系数1制动鼓内径和制动鼓厚度输入力F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收到轮辋内径的限制。制动鼓直径与轮辋的直径之比D/Dr,范围为 货车：D/Dr =0.700.83 。由指导书266页表9-1知当轮辋的名义直径为20 英寸取制动鼓的最大内径为d=400mm，同时确定制造厚度为10mm。D/Dr=0.787,符合要求2摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸b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；取宽些，则质量大，不易加工，不易保证与制动鼓全面接触，并且增加成本。制动鼓内径R确定后，衬片的摩擦面积为Af=Rb （式中：为摩擦衬片包角，rad）制动器各蹄衬片总的摩擦面积f 越大，制动时所受的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。由指导书267页表9-2知，当货车总质量为10440kg时，单个制动器总的衬片摩擦面积Af为5501000cm。实验表明，摩擦衬片=90100 时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。所以选择 =100 。衬片宽度b较大可以减少磨损，但太大将不易保证与制动鼓全面接触。设计时一般按照b/D=0.160.26。取b=100mm, b/D=0.25,则Af=*R*b=700cm,符合设计要求。3摩擦衬片起止角一般将衬片布置在制动蹄外缘的中央，即令=90 /2=40。4. 制动器中心到张力F作用线的距离a在保证轮缸能够布置于制动鼓内下，应使距离a尽可能的大，以提高制动效能。初步设计时选a=0.8R=0.8*200mm=160mm。5. 制动蹄支撑点位置坐标k和c在保证两蹄支承面不互相干涉的条件下，使得c尽可能的大而k尽可能的小，以提高制动效能。初步选定: a=0.8R=0.8*200mm=160mm。同时确定k=20mm。6. 摩擦片摩擦系数f各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3-0.5，少数可达0.7。所以选取f=0.35。三、领从蹄式制动器设计计算行车制动系的设计计算简要过程如下，根据整车参数和附着系数计算出理想制动力矩，根据初定的制动器和驱动机构尺寸计算出实际制动力矩，制动器及驱动机构的尺寸要使实际制动力矩满足理想制动力矩的要求。之后，要进行摩擦衬片的磨损特性计算和制动器的热容量和温升核算，如不满足要求则要修改制动器及驱动机构的尺寸重复上面步骤，直到满足要求。（一）理想最大制动力和最大制动力矩的计算 (二) 实际制动力矩Tf的计算根据前人计算出的制动器因数表达式球的制动力矩，即Tf=BF*F*R，式中：R为制动鼓内圆柱面半径。（三）领从蹄制动器的制动器因数选择支承销式领从蹄制动器=（/2-sin100cos194.36）/（4*sin50*sin97.18）= 0.8879单个领蹄的制动蹄因数为单个从蹄的制动蹄因数为支承销式领从蹄制动器整个制动器因数BF(四) 张开力的计算对于液压驱动的制动器来说，作用于两蹄的张开力相等，所以可以直接根据制动器因数的定义求得张开力（五）制动蹄自锁条件检验计算计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。对于支承销式领从蹄制动器，领蹄自锁条件为： 则此时如果fA（a/r）/B，则不会自锁。又知 A（a/r）/B f = 0.4 所以 经检验得出 制动蹄不会自锁（六）摩擦衬片的磨损特性计算1比能量耗散率e汽车的制动过程是将其机械能得以部分转化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。，产生制动器的能量负荷，能力越大摩擦片的磨损越严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率e作为评价，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2. 总质量3.5t以上的货车取v1 =80km/h（22.2m/s）；j为制动减速度，计算时取j=0.6g；A为后制动器衬片 的摩擦面积；为制动力分配系数。紧急制动到v2 = 0时，可近似认为t=（v1- v2 ）/j =(22.2-0）/（0.6*9.81）=3.78s由于鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 为宜，所以符合要求。2比摩擦力比摩擦力是单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制动器的比摩擦力为 =Tf/（RA）=12849.76Nm/（0.2m*700*100mm2）=0.4589N/mm2 ，符合要求3. 平均压力 式中：N为摩擦衬片与制动鼓间的法向力，A为摩擦衬片的摩擦面积。摩擦衬片与制动鼓件的法向力所以符合要求。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有最高制动初速度至停车所完成的单位衬片（衬块）面积的滑磨功即比滑磨功来衡量，由于 所以符合要求。四、制动鼓主要结构元件设计（一）制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时气温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压形成的腹板与铸铁鼓桶部分组合成一体的组合式制动鼓。也可用在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合形成制动鼓。采用由钢板冲压成型的腹板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且损失少许踏板行程。古铜变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高散热能力。制动鼓壁厚取7 12mm。已知轮辋的名义直径为20 英寸。于是，我们可以选择组合式制动鼓，制动鼓的最大内径为d=400mm，制动鼓的制造厚度为10mm，制动鼓材料为HT200灰铸铁。（二）制动蹄制动蹄采用T形型钢板焊接制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度选为10mm，摩擦衬片的厚度为10mm，制动蹄宽度为100mm，衬片采用铆接在制动蹄上。（三）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。（四）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。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张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。（五）摩擦材料采用模压材料，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、聚合树脂等配合）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。取摩擦系数为f=0.35.（六）制动器间隙制动器的设定间隙为0.5mm。五、液压制动驱动机构的设计计算（一）制动轮缸设计计算 制动轮缸是用于将主缸产生的液压转换成给予制动蹄张力的部件。本次采用的是双活塞式制动轮缸。（二）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压力F0与轮缸直径dw和制动管路压力p的关系为 制动油路压力p=10Mpa，计算得dw=51.09mm，可取dw=50mm。 =为轮缸活塞在完全制动时的行程，鼓式制动器可取=2.5mm，每个轮缸的工作容积V=2*（/4）*， 后制动的轮缸工作总容积为V=2*（/4）*=2*(/4)*502mm*2*2.5=19635mm 前轮缸的总工作容积 V=2*（/4）*=2*(/4)*562mm*2*2.0=19704mm所以轮缸总工作容积为V=19704+19635mm=39339 mm（三）制动主缸设计制动装置采用双回路制动系统，制动主缸为串列双腔制动主缸。1. 直径的确定主缸直径的尺寸系列为19,20.5，22,24,26,28,30,32,35,38mm等，取=38mm2. 制动主缸应有的工作容积为 式中：V为所有轮缸的总工作容积，V为制动软管的容积变形。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为（货车）3. 主缸活塞行程可用确定，一般=（0.81.2）。经计算得，= 45.1mm，满足=（0.81.2）。（四）制动踏板力设计计算由于采用助力式伺服制动系，其制动踏板力Fp用下式计算： 式中，为踏板机构传动比，取=3，为助力器助力比，取=7 ，为踏板机构及液压主缸的机械效率，=0.820.86，取=0.85。制动踏板力应满足以下要求，最大踏板力一般为700N（货车）。（五）制动踏板工作行程计算制动踏板工作行程计算用下式表示式中，为主缸中推杆活塞间的间隙和伺服阀柱塞与反馈盘之间的间隙，、取=3.0mm，为主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程对货车不大于180mm180mm所以符合要求。【参考文献】1. 余志生，汽车理论第5版2. 王望予，汽车设计第4版3. 刘小康，黄平，机械设计第二版4. 汽车工程设计手册，人民交通出版社