某轻型货车鼓式制动器的设计【含CAD图纸、说明书、CATIA三维】

目 录第一章 绪 论 31.1 课题研究的目的与意义 31.2 汽车制动系统的发展 41.3 汽车制动系统的功用与组成 41.4 本课题设计要求 61.5 主要设计思路与方法 6第 2 章 总体设计方案的确定 62.1 总体结构方案的确定 62.2 鼓式制动器的选择 .72.3 制动器工作间隙的确定 .82.4 制动器驱动机构的方案选择 .82.5 制动管路的选择 .102.6 主要设计参数的确定 .10第 3 章 制动器主要参数设计计算 113.1 制动力分析 113.2 制动力的分配 .143.2.1 同步附着系数 .143.2.2 最大制动力矩计算 153.2.3 制动器制动因数 .15第四章 制动器的结构设计 164.1 制动器的类型 .174.2 主要参数的确定 .174.2.1 结构参数 174.2.2 摩擦片摩擦系数 184.3 制动器压力的计算 .194.3.1 制动蹄摩擦面的压力 194.3.2 鼓式制动器制动力矩 .194.3.3 磨损特性计算 214.3.4 手动驻车制动的计算 .224.4 主要零部件的结构设计 .234.4.1 制动鼓 .234.4.2 制动块 .244.4.3 摩擦材料 .24第五章 三维模型的建立 245.1 制动鼓模型 .245.2 制动块模型 .255.3 制动器壳体模型 .275.4 制动器总装配图模型 .28结 论 29致 谢 31参 考 文 献 32第一章 绪 论1.1 课题研究的目的与意义伴随着社会的发展科技的进步，汽车已成为人民生活中不可或缺的一部分。而制动系统则是每一辆汽车必备的系统，如今中国经济的飞速发展从而使得中国的公路建设逐渐形成交通运输网。而且国家为了满足人们的需求，为生活带来方便对于高速公路的限速也越来也高，部分路段已经达到 120Km/h。而对于车厂来说研发出高性能，速度快的汽车更是目前趋势。但是无论速度多快，可以在紧急情况下紧急停车及减速才是最重要的。因为这关系到人身的安全。在每一辆车上市及量产之前都必须对汽车进行可靠性道路测试及国家法规申报，而这些项目中必不可少的是制动时间及制动距离的测试。这就是制动器的作用。对于任何一辆汽车来说两套独立的制动机构是必不可少的。主要包含行车制动和驻车制动两种。行车制动装置主要是用于行驶中的汽车在遇到各种路况及紧急情况时可以减速或者停车。这个机构主要靠驾驶员的脚踏板来控制。而驻车制动主要是车辆在停止熄火，或者半坡启动时为避免汽车溜车而采取的制动装置。目前的驻车制动装置主要有手动驻车、电子驻车、自动驻车等等几种。这个机构主要靠驾驶员的手动操作或者车辆的电子控制系统自动识别来实现。在一些山区或者坡路上驻车制动是必不可少的。此外在一些特殊车辆上还有应急制动、辅助制动等等机构或系统，这些都是为了保证车辆及人身的安全，因此对于制动系统及制动器的设计与研究尤为重要。是汽车的必备系统。1.2 汽车制动系统的发展从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。目前的制动系统的发展不仅仅限于制动器，对于驾驶员来说液压助力的制动器给驾驶员的操纵带来了方便。但是驾驶员的操纵不当扔回带来隐患。比如在冰面或湿滑的路面上，急刹车会导致车辆打滑甚至翻车。因此为避免这种情况的出现在制动系统的研究中加入了防抱制动系统，即(ABS)系统。它可以在汽车紧急刹车自动分配汽车制动力，避免汽车打滑。目前车辆防抱制动控制系统(ABS) 已发展成为成熟的产品，并且在各种汽车上的到了广泛的应用。但是这种系统只是一份辅助安全保护系统，因此在驾驶过程中还必须要控制车速，正确驾驶，合适合理利用汽车制动器。总之，汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大变化。现代的汽车运用电子控制技术的发展已成为趋势，越来越多的电子控制、液压控制系统运用到了汽车制动系统中。汽车也在向着智能化。安全化发展。更加方便的为人们的生活提供方便。1.3 汽车制动系统的功用与组成一般轻型货车的制动系统主要由下面的 3 个部分组成：(1)动力装置：也就是为制动器提供动力能源，主要的动力源有气动装置，液压装置，电机控制等几种；(2)传动装置：包括把制动能量传递到制动器的各个部件，主要通过管路及电子线路进行传动；(3)制动器：产生阻碍车辆运动或者运动趋势的力的部件，也包括辅助制动系统中的部件，如手刹；。制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或坡道上。制动系统的一般工作原理是，利用与车身(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。而制动器就是实现制动功能的主要部件。制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用汽车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都成为摩擦制动器摩擦式制动器按摩擦副结构形式的不同，可分为盘式、鼓式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，如下所示：图 1-1 制动器分类1.4 本课题设计要求对于不同车型，不同的制动器有着不同的设计要求，针对本设计的汽车制动器而言主要的设计要求如下：（1）所设计的制动器各项性能指标及结构要满足国家技术指标要求及法规认证的要求；（2）制动器要求足够的制动能效，在车辆各种使用工况下可以满足车辆所需的制动力，保证车辆可以减速及紧急制动；（3）制动器的工作要可靠，有足够的耐久性。在车辆三包期及后期的使用过程中可以保证制动性能；（4）制动器的结构要简单且便于维护，以便降低制造成本，提高制动效能及时间；1.5 主要设计思路与方法（1）通过查阅图书馆及电子资料了解制动器的工作原理及基本设计思路，为后期的设计奠定基础；（2）通过主机厂及 4S 店的现场实习了解鼓式制动器的结构及主要零部件工作性能；（3）根据基础车型的主要参数对制动器的制动力矩、操纵力矩、摩擦力矩进行计算；（4）利用计算数据结合整车的布置及参数绘制制动器二维总装图及主要零部件图；（5）根据绘制的二维图形对鼓式制动器进行三维建模，通过建模了解制动器的结构；（6）整理计算及资料、根据设计图纸及三维数模完成设计说明书论文的编写；第 2 章 总体设计方案的确定2.1 总体结构方案的确定本设计参考的车型为长安星卡货车，装载质量是两吨，采用两轴的布置方案。驱动形式为 42 的平头式货车发动机前置后桥驱动。而货车一般采用鼓式后制动器；同时结合本设计的车型及实际情况，本设计的制动器类型为行车制动机驻车制动中用到的鼓式制动器；针对制动力的结构类型，本设计的类型选择为液压机械机构。2.2 鼓式制动器的选择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。但由于结构问题使它在制动过程中散热性能差和排水性能差，容易导致制动效率下降，因此在近三十年中，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济类汽车中使用。鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的汽车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上。这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的：利用手操纵杆或驻车踏板拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵） 、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓都有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。l.领蹄 2.从蹄 3、4.支点 5.制动鼓 6.制动轮缸图 2-1 领从蹄式制动器示意图图为领从蹄式制动器示意图，设汽车前进时制动鼓旋转方向如图中箭头所示。沿箭头方向看去，制动蹄 1 的支承点 3 在其前端，制动轮缸 6 所施加的促动力作用于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相同。具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与此相反，制动蹄 2 的支承点 4 在后端，促动力加于其前端，其张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。当汽车倒驶，即制动鼓反向旋转时，蹄 1 变成从蹄，而蹄 2 则变成领蹄。这种在制动鼓正向旋转和反向旋转时，都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄式制动器。结合本设计参考车型特点及思路，本设计中的制动器形式选用领从蹄式制动器；2.3 制动器工作间隙的确定 制动蹄在不工作的原始位置时，其摩擦片与制动鼓间应有合适的间隙，其设定值由汽车制造厂规定，一般在 0.250.5mm 之间。任何制动器摩擦副中的这一间隙( 以下简称制动器间隙)如果过小，就不易保证彻底解除制动，造成摩擦副拖磨；过大又将使制动踏板行程太长，以致驾驶员操作不便，也会推迟制动器开始起作用的时刻。但在制动器工作过程中，摩擦片的不断磨损将导致制动器间隙逐渐增大。情况严重时，即使将制动踏板踩到下极限位置，也产生不了足够的制动力矩。因此，制动器需要对间隙进行调节，本设计中的工作间隙初始设定为 0.25mm；2.4 制动器驱动机构的方案选择制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。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，如下表 2.1。表 2.1 制动驱动机构的结构形式制动力源 力的传递方式型式 制动力源 工作介质型式 工作介质用途机械式 杆系或钢丝绳仅用于驻车制动简单制动系（人力制动系） 司机体力液压式 制动液 部分微型汽车的行车制动气压式 空气气压动力制动系空气气压.液压式空气，制动液动力制动系液压动力制动系发动机动力制动液液压式 制动液中，重型汽车的行车制动真空伺服制动系空气气压伺服制动系空气私服制动系 液压伺服制动系司机体力与发动机动力制动液液压式 制动液 轿车，微，轻，中型汽车的行车制动简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛地应用于中、小型汽车的行车制动装置中。液压式简单制动系（通常简称为液压制动系）用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间短(0.10.3s)，工作压力高 (可达 1012MPa)，轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低；机械效率高。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡而影响传输，即产生所谓“气阻” ，使制动效能减低甚至失效，而当气温过低时（.25 C 和更低时） ，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压制动曾被广泛应用于乘用车和总质量不大的商用车。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达0.050.07 MPa)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达 0.60.7 MPa。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动系多用于总质量在 1.1t.1.35t 以上的轿车及装载质量在 6t 以下的轻，中型载货汽车上，气压伺服制动系则广泛用于装载质量为 612t 的商用车，以及少数几种排量在 4.0L 以上的乘用车。本设计中采用真空伺服系统来作为制动驱动机构的方案。2.5 制动管路的选择为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，其中有一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式。（1）一轴对一轴（II）型、交叉（X）型、一轴对半半轴（ HI）型、半轴一轮对半轴一轮（LL）型、双半轴对双半轴（HH）型等；如下图所示：图 2.2 分路系统II 型管路的布置较为简单，可与传统的但轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是商用车上用得最广泛对于这种形式，本设计中选用 II 型回路系统。2.6 主要设计参数的确定在制动器设计中本设计设计基于长安星卡轻型货车的基本参数进行设计，参考车型主要技术参数如下： 表 2.1 制动系统整车参数空载 满载整车质量1685kg 2185kga b质心位置1.35m 1.25m空载 满载 轴 距质心高度0.95m 0.85m 2.6m最高车速 车轮工作半径 轮 胎 同步附着系数其 他120km/h 370mm 175/70R14 85H =0.60在汽车制动性能有重要影响的制动系参数有：（1）制动力及其分配系数；（2）同步附着系数；（3）制动器最大制动力矩与制动器因数；在本设计也主要围绕这些参数对长安轻型卡车的制动器进结构设计计算与建模。第 3 章 制动器主要参数设计计算3.1 制动力分析汽车受到与行驶方向相反的外力时，才能从一定的速度制动到较小的车速或直至停车。这个外力只能由地面和空气提供。但由于空气阻力相对较小，所以实际外力主要是由地面提供的，称之为地面制动力。地面制动力越大，制动距离也越短，所以地面制动力对汽车制动性具有决定性影响。（1）地面制动力假设滚动阻力偶矩、车轮惯性力和惯性力偶矩均可忽略图，则车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图 3.1 所示。图 3.1 车轮制动时受力简图是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑动时的摩擦力矩，单位为T； 是地面制动力，单位为 N； 为车轮垂直载荷、 为车轴对车轮的NmxbFWpF推力、 为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为 N。z显然，从力矩平衡得到（3.1）xbTFr式中， 为车轮的有效半径（m） 。r地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力：一个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力，一个是轮胎与地面间的摩擦力附着力。（2）制动器制动力在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号表示，显然F（3.2）TFr式中： 是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。制动器制动力 是由制动器T F结构参数所决定的。它与制动器的型式、结构尺寸、摩擦副的而摩擦系数和车轮半径以及踏板力有关。图 3.2 给出了地面制动力、车轮制动力及附着力三者之间的关系。当踩下制动踏板时，首先消除制动系间隙后，制动器制动力开始增加。开始时踏板力较小，制动器制动力 也较小，地面制动力 足以克服制动器制动力 ，而FxbFF使得车轮滚动。此时， = ，且随踏板力增加成线性增加。xb图 3.2 地面制动力、车轮制动力及附着力之间的关系但是地面制动力是地面摩擦阻力的约束反力，其值不能大于地面附着力或最大地面制动力 ，即FmaxbF （3.3）xbzF（3.4）maxzb当制动踏板力上升到一定值时，地面制动力 达到最大地面制动力 =xbFxbF,车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。随着制动踏板力以及制动管路压力的F继续升高，制动器制动力 继续增加，直至踏板最大行程，但是地面制动力F不再增加。xb上述分析表明，汽车地面制动力 取决于制动器制动力 ，同时又受到xbFF地面附着力 的闲置。只有当制动器制动力 足够大，而且地面又能够提供F 足够大的附着力 ，才能获得足够大的地面制动力。（3）地面对前、后车轮的法向反作用力图 3.3 所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。图 3.3 制动时的汽车受力图因为制动时车速较低，空气阻力 可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地wF点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力 、 为1z2z12()zgzGbhLFz（3.5）式中： ， 为制动强度，duzgt汽车所受重力；G汽车轴距；L汽车质心离前轴距离；1汽车质心离后轴距离；2为汽车质心高度；gh重力加速度；g若在附着系数为 的路面上制动，前、后轮都抱死（无论是同时抱死或分别先后抱死） ，此时 。地面作用于前、后轮的法向反作xbduFGgt或用力为（3.6）12()zgzbhLGF式（3.6）为直线方程，由上式可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。3.2 制动力的分配根据公式： （3.7）Lhg02得： 6785.13.2.1 同步附着系数在汽车整车结构中，针对制动器有一个很重要的参数，即为同步附着系数，此参数关系到整个制动器的制动性能。而对于汽车来说在同步附着系数 等于0路面上的时才会抱死不打滑，因此针对同步附着系数有以下几种情况：（1）当 时：这种情况下前轮比后轮先抱死，这时汽车失去转向能力；0（2）当 时：这种情况下后轮比前轮先抱死，这时汽车失去稳定能力；0（3）当 时：这时前后轮同时抱死，同时也失去转向能力；0针对同步附着系数，根据设计经验及设计参数，一般情况下轿车 0.6；0货车 0.5。0（3.8）20gLh故取 =0.603.2.2 最大制动力矩 计算由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩：（3.9）egrqhLGM)(1max2式中：最大附着系数；q制动强度；车轮有效半径；er后轴最大制动力矩；max2MG汽车满载质量；L汽车轴距；q= = =0.66gha)(085.0)67.(35.1故后轴 = =1.57 Nmmmax2M.)8.6. 61后轮的制动力矩为 =0.785 Nmm2/1057.6610前轴 = T = =0.67/(1-0.67) 1.57 =3.2 Nmmmax1ax1f max2f6106前轮的制动力矩为 3.2 /2=1.6 Nmm60613.2.3 制动器制动因数作用在制动鼓半径上所产生的摩擦力与施加的力之比为制动器因数，即（3.10）fTBFPR式中： 制动器的摩擦力矩；fT制动盘或制动鼓的作用半径；R输入力，去两制动蹄的平均值。P对于鼓式制动器，当 时，则有 12P12TBF根据受力情况及制动蹄之间的作用力绘制受力简图，如下：图 3.4 受力图对领题绕支点 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb（3.11）由上式得到领蹄的制动蹄因数为（3.12）1TNfhfBFcPb代入参数得： =0.791T当制动鼓逆转时，上述制动蹄则又成为从蹄，这时摩擦力 的方向相反，Nf用上述分析方法，同样可得出从蹄绕支点 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb（3.13）由上式得从蹄的制动蹄因数为21TNfhfBFcPb（3.14）代入参数得： =0.48 2TBF第 4 章 制动器的结构设计本设计的制动器为汽车机械液压助力的鼓式制动器，一般情况下安装在汽车后轮，针对汽车后轮的制动力及整车参数对鼓式制动器的主要参数进行设计计算，设计出结构合适制动器。4.1 制动器的类型在汽车制动器的发展过程中，鼓式制动器是最早出现的；要比盘式制动器还早好多年。因此其技术成熟，结构稳定，从而被各类汽车所广泛应用。鼓式制动器主要是靠制动鼓内部的制动蹄与制动鼓内部的摩擦进行制动，制动蹄靠液压机机械弹簧的作用可以抱死或放松制动蹄与制动鼓的接触，从而使汽车出现制动刹车。根据鼓式制动器制动蹄的结构可以分为以下几种类型：（1）领从蹄式制动器：即在制动时制动蹄的旋转方向为相反的，一个领蹄和一个从蹄相反运动张开接触制动鼓使汽车制动；（2）双领蹄式制动器：即在制动时制动蹄的旋转方向为相同的，有两个相同的领蹄进行相同运动张开接触制动鼓使汽车制动；（3）双向双领蹄式制动器：即在制动时制动蹄的旋转方向为相反的，但是为两个领蹄相反运动张开接触制动鼓使汽车制动；（5）增力式制动器：即在传统制动器的结构中加入双活塞式制动轮缸，靠液压的作用张开制动蹄使其制动；结合各种制动蹄的结构及原理，本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。4.2 主要参数的确定4.2.1 结构参数(1)制动鼓直径 D 或半径 R针对制动鼓与轮辋，在汽车设计过程中两运动件之间应有一定的间隙，一般情况下不应小于 20mm30 mm，以保证有效的散热及通风，保证车辆的制动性能。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓 D 的尺寸。另外，制动鼓直径D 与轮辋直径 之比的一般范围为；r轿车 =0.640.74/rD货车 =0.700.83/r轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小 125mm150 mm 。根据本设计的要求及结构参数，本设计中选取 D=240mm 。制动鼓外径 249mm。（2）制动蹄摩擦衬片的包角 及宽度 b根据设计经验及制动器主要技术性能指标要求，包角 通常在=范围内选取，包角太小容易磨损，太大则不容易散热，因此本设计中901o包角选取= 。0摩擦成片的宽度及直接影响到整车的制动性能，本设计中选取的摩擦片宽度为选取 b=45mm 。（3）摩擦衬片起始角 0摩擦衬片起始角 通常为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最0大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。根据 = -（ /2）=)2/(909104图 4.1 制动蹄摩擦衬片参数（4）张开力的作用线至制动器中线的距离 a在满足制动轮缸或凸轮能布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能地大，以提高其制动效能。在本设计中 a=0.8R，求得 a=99.6mm 。4.2.2 摩擦片摩擦系数摩擦片是整个制动器中最关键的零部件，其性能的指标直接影响制动器的制动性能，因此针对摩擦片不仅对结构中的散热通风有要求，同时对其耐久，耐老化，高低温也有很高的要求。而决定摩擦片性能的主要为其摩擦系数，不同材料有不同的摩擦系数，本设计中选取 f=0.3。4.3 制动器压力的计算4.3.1 制动蹄摩擦面的压力可根据图 4-2 来分析计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律和压力分布规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心转动 d 角。摩擦衬片表面任意点 沿制动蹄转动的切线方向饿变形即为线1A1B段 ，其径向变形分量是线段 在半径 延长线上的投影，即线段 。B1O1BC由于 d 角很小，可以认为 =90 则所求的摩擦衬片的径向变形为1Ao（4.111sinBCd）图 4.2 摩擦衬片的径向变形规律和压力分布考虑到 ，则由等腰三角形 可知1OABR1AOB1/sin/siR（4.2）代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为（4.3）1maxsinRdq通过上式可看出摩擦片的径向变形和压力都是关于张开角 的正弦函数。4.3.2 鼓式制动器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。增势蹄产生的制动力矩 可表达如下：1Tf（4.4）11TfNL式中： 摩擦系数（前面以选择 0.3） ；f单元法向力的合力；1N摩擦力 的作用半径。11f如图 3-3 求得力 与张开力 的关系式，写出制动蹄上力的平衡力方程式：11P10111cos(cosin)xSNfPaf（4.5）图 4.3 制动蹄对制动鼓的压紧力关系式中： 支承反力在 轴上的投影；1xS1x 轴与力 的作用线之间的夹角。11N对式（4.5）求解，得（4.6）111/cosinhPff将式（4.6）代入（4.4） ，得增势蹄的制动力矩 为1Tf= （4.7）1111/cosinTfPhff1PB所以增势蹄的力矩是关于 的直线函数。14.3.3 磨损特性计算由于汽车在使用过程中摩擦衬片是不断地在与制动鼓内壁进行接触摩擦，因此对于制动器摩擦片衬片的材料及结构设计有一定的要求，要求其有足够的耐磨性，同时针对使用过程中的磨损特性对其进行主要参数计算：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为（4.8）211()amvetA（4.9）212()avet式中： ：汽车回转质量换算系数，紧急制动时 ， ； 02v1：汽车总质量；am， ：汽车制动初速度与终速度， / ；计算时轿车取 27.8 /1v2 msm；s：制动时间， ；按下式计算tst= =27.8/6=4.6jv21s：制动减速度， ， 0.610 6 ；j 2/smgj6.02/sm， ：前、后制动器衬片的摩擦面积； =7600mm ,质量在 1.51A2 1A22.5/t 的轿车摩擦衬片面积在 200-300cm ,2故取 =30000mm22：制动力分配系数。则 = =5.7121tAvmea67.0.482502/mw轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0 ，故符合要求。2/= =0.7)1(22tAvmea )67.01(36.42875022/mw轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于 1.8 ，故符合要求。2/2）比滑磨功 fL磨损和热的性能指标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：fL（4.10）2maxffAvL式中： ：汽车总质量am：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，A= =752cm ；A21cm276302:maxvshk/4/60 ：许用比滑磨功，轿车取 1000J/ 1500J/ 。fL2c2cmL = 1497J/ 1000J/ 1500J/f7524102cm22故符合要求。4.3.4 手动驻车制动的计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图 4-5 由该图得出汽车上坡停驻时的后轴附着力为（4.11）21 1cosincosina ag gGmZLhLh同样求出汽车下颇停驻的后轴车轮的附着力为（4.12）21 cosinagmgZLh根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻的坡度极限倾角 ，即由,（4.13）1cosinsiagamgLhm求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为（4.14）1arctngLh代入汽车参数，求得 23.22汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为（4.15）1arctngLh代入汽车参数，求得 16.83一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于 16%20%。图 4.5 驻车制动计算模型汽车后轴的单个后轮驻车制动器的制动力矩的最大上限为： T= （4.16）1sin2aemgr代入汽车参数求得 T=760.68 。N4.4 主要零部件的结构设计4.4.1 制动鼓在制动鼓设计时要求其课题有足够的强度与硬度，保证车辆的是使用性能，主要的制动鼓结构如下：（a）铸造制动鼓；(b),(c)组合式制动鼓1- 冲压成型幅板；2- 铸造鼓筒；3- 灰铸铁内鼓筒；4- 铸铝合金制动鼓图 4.6 制动鼓本次设计的制动鼓采用铸造工艺，铸造后进机加工而成。针对壁厚一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 ；中，重型载货汽车为 。本次712m138m设计取 10mm,针对制动鼓的材料本次设计采用的材料是 HT20-40。4.4.2 制动块针对汽车的制动块，主要由背板和摩擦衬块构成，二者采用铆接成型。主要用于结构的摩擦及运动制动。由于单位压力和工作温度高等原因，摩擦衬块要必须厚度足够，以便可以抵制摩擦磨损，因此其厚度较大。根据设计经验可知轿车和轻型车的厚度在 7.5mm 16 mm 之间。本设计选取为 8mm.4.4.3 摩擦材料根据用途的而不同摩擦材料也有多种多样，同时随着科技的进步，越来越多的合金材料出现在工业行业中。针对摩擦材料由于其材料摩擦系数的不同，使用用途也不一样，在本设计中因为其要求摩擦系数较高，因此结合设计经验及实际情况考虑，本次设计采用的是模压材料。第五章 三维模型的建立5.1 制动鼓模型在本设计中主要运用 CATIA 三维制图软件对制动鼓的三维模型进行建立，主要的建模步骤如下：（1） 利用 命令绘制草图，草图模型如下：（2） 运用 凸台拉伸命令完成制动鼓大致结构，结构如下：（3） 运用 倒圆角命令对模型结构进行修饰，完成建模。5.2 制动块模型同样运用 CATIA 三维软件对制动块模型进行建立，首先绘制草图，运用命令与上述相同，图纸草图结构如下：接着运用拉伸命令对草图进行立体拉伸，结果如下：然后运用结合命令安装形状完成模型切割，完成模型绘制，结果如下：5.3 制动器壳体模型运用草图绘制命令，绘制草图，结果如下：目 录第一章 绪 论 31.1 课题研究的目的与意义 31.2 汽车制动系统的发展 31.3 汽车制动系统的功用与组成 41.4 本课题设计要求 51.5 主要设计思路与方法 6第 2 章 总体设计方案的确定 62.1 总体结构方案的确定 62.2 鼓式制动器的选择 .62.3 制动器工作间隙的确定 .82.4 制动器驱动机构的方案选择 .82.5 制动管路的选择 .92.6 主要设计参数的确定 .10第 3 章 制动器主要参数设计计算 113.1 制动力分析 113.2 制动力的分配 .143.2.1 同步附着系数 143.2.2 最大制动力矩计算 143.2.3 制动器制动因数 15第四章 后鼓式制动器的结构设计 164.1 制动器的类型 .164.2 主要参数的确定 .174.2.1 结构参数 .174.2.2 摩擦片摩擦系数 .184.3 制动器压力的计算 .184.3.1 制动蹄摩擦面的压力 184.3.2 鼓式制动器制动力矩 .194.3.3 磨损特性计算 .204.3.4 手动驻车制动的计算 .224.4 主要零部件的结构设计 .234.4.1 制动鼓 234.4.2 制动块 244.4.3 摩擦材料 24第 5 章 前钳盘制动器的结构设计 245.1 盘式制动器结构分析 .245.2 主要结构参数设计 .255.2.1 制动盘直径设计 .255.2.2.制动盘厚度设计 .255.2.3.摩擦衬块设计 .255.3 制动力矩的计算 .265.4 制动钳的结构分析 275.5 制动盘的结构分析 .28第六章 三维模型的建立 296.1 制动鼓模型 .296.2 制动块模型 .306.3 制动器壳体模型 .316.4 制动器总装配图模型 .32结 论 33致 谢 35参 考 文 献 36第一章 绪 论1.1 课题研究的目的与意义伴随着社会的发展科技的进步，汽车已成为人民生活中不可或缺的一部分。而制动系统则是每一辆汽车必备的系统，如今中国经济的飞速发展从而使得中国的公路建设逐渐形成交通运输网。而且国家为了满足人们的需求，为生活带来方便对于高速公路的限速也越来也高，部分路段已经达到 120Km/h。而对于车厂来说研发出高性能，速度快的汽车更是目前趋势。但是无论速度多快，可以在紧急情况下紧急停车及减速才是最重要的。因为这关系到人身的安全。在每一辆车上市及量产之前都必须对汽车进行可靠性道路测试及国家法规申报，而这些项目中必不可少的是制动时间及制动距离的测试。这就是制动器的作用。对于任何一辆汽车来说两套独立的制动机构是必不可少的。主要包含行车制动和驻车制动两种。行车制动装置主要是用于行驶中的汽车在遇到各种路况及紧急情况时可以减速或者停车。这个机构主要靠驾驶员的脚踏板来控制。而驻车制动主要是车辆在停止熄火，或者半坡启动时为避免汽车溜车而采取的制动装置。目前的驻车制动装置主要有手动驻车、电子驻车、自动驻车等等几种。这个机构主要靠驾驶员的手动操作或者车辆的电子控制系统自动识别来实现。在一些山区或者坡路上驻车制动是必不可少的。此外在一些特殊车辆上还有应急制动、辅助制动等等机构或系统，这些都是为了保证车辆及人身的安全，因此对于制动系统及制动器的设计与研究尤为重要。是汽车的必备系统。1.2 汽车制动系统的发展从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现得越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，以达到车辆制动减速，或直至停车的目的。伴随着节能和清洁能源汽车的研究开发，汽车动力系统发生了很大的改变，出现了很多新的结构型式和功能形式。新型动力系统的出现也要求制动系统结构型式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。目前的制动系统的发展不仅仅限于制动器，对于驾驶员来说液压助力的制动器给驾驶员的操纵带来了方便。但是驾驶员的操纵不当扔回带来隐患。比如在冰面或湿滑的路面上，急刹车会导致车辆打滑甚至翻车。因此为避免这种情况的出现在制动系统的研究中加入了防抱制动系统，即(ABS)系统。它可以在汽车紧急刹车自动分配汽车制动力，避免汽车打滑。目前车辆防抱制动控制系统(ABS) 已发展成为成熟的产品，并且在各种汽车上的到了广泛的应用。但是这种系统只是一份辅助安全保护系统，因此在驾驶过程中还必须要控制车速，正确驾驶，合适合理利用汽车制动器。总之，汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构型式的变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大变化。现代的汽车运用电子控制技术的发展已成为趋势，越来越多的电子控制、液压控制系统运用到了汽车制动系统中。汽车也在向着智能化。安全化发展。更加方便的为人们的生活提供方便。1.3 汽车制动系统的功用与组成一般轻型货车的制动系统主要由下面的 3 个部分组成：(1)动力装置：也就是为制动器提供动力能源，主要的动力源有气动装置，液压装置，电机控制等几种；(2)传动装置：包括把制动能量传递到制动器的各个部件，主要通过管路及电子线路进行传动；(3)制动器：产生阻碍车辆运动或者运动趋势的力的部件，也包括辅助制动系统中的部件，如手刹；。制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或坡道上。制动系统的一般工作原理是，利用与车身(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。而制动器就是实现制动功能的主要部件。制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用汽车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都成为摩擦制动器摩擦式制动器按摩擦副结构形式的不同，可分为盘式、鼓式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，如下所示：图 1-1 制动器分类1.4 本课题设计要求对于不同车型，不同的制动器有着不同的设计要求，针对本设计的汽车制动器而言主要的设计要求如下：（1）所设计的制动器各项性能指标及结构要满足国家技术指标要求及法规认证的要求；（2）制动器要求足够的制动能效，在车辆各种使用工况下可以满足车辆所需的制动力，保证车辆可以减速及紧急制动；（3）制动器的工作要可靠，有足够的耐久性。在车辆三包期及后期的使用过程中可以保证制动性能；（4）制动器的结构要简单且便于维护，以便降低制造成本，提高制动效能及时间；1.5 主要设计思路与方法（1）通过查阅图书馆及电子资料了解制动器的工作原理及基本设计思路，为后期的设计奠定基础；（2）通过主机厂及 4S 店的现场实习了解鼓式制动器的结构及主要零部件工作性能；（3）根据基础车型的主要参数对制动器的制动力矩、操纵力矩、摩擦力矩进行计算；（4）利用计算数据结合整车的布置及参数绘制制动器二维总装图及主要零部件图；（5）根据绘制的二维图形对鼓式制动器进行三维建模，通过建模了解制动器的结构；（6）整理计算及资料、根据设计图纸及三维数模完成设计说明书论文的编写；第 2 章 总体设计方案的确定2.1 总体结构方案的确定本设计参考的车型为长安星卡货车，装载质量是两吨，采用两轴的布置方案。驱动形式为 42 的平头式货车发动机前置后桥驱动。而货车一般采用鼓式后制动器；同时结合本设计的车型及实际情况，本设计的制动器类型为行车制动机驻车制动中用到的鼓式制动器；针对制动力的结构类型，本设计的类型选择为液压机械机构。2.2 鼓式制动器的选择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。但由于结构问题使它在制动过程中散热性能差和排水性能差，容易导致制动效率下降，因此在近三十年中，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济类汽车中使用。鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的汽车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上。这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的：利用手操纵杆或驻车踏板拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵） 、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓都有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。l.领蹄 2.从蹄 3、4.支点 5.制动鼓 6.制动轮缸图 2-1 领从蹄式制动器示意图图为领从蹄式制动器示意图，设汽车前进时制动鼓旋转方向如图中箭头所示。沿箭头方向看去，制动蹄 1 的支承点 3 在其前端，制动轮缸 6 所施加的促动力作用于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相同。具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与此相反，制动蹄 2 的支承点 4 在后端，促动力加于其前端，其张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。当汽车倒驶，即制动鼓反向旋转时，蹄 1 变成从蹄，而蹄 2 则变成领蹄。这种在制动鼓正向旋转和反向旋转时，都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄式制动器。结合本设计参考车型特点及思路，本设计中的制动器形式选用领从蹄式制动器；2.3 制动器工作间隙的确定 制动蹄在不工作的原始位置时，其摩擦片与制动鼓间应有合适的间隙，其设定值由汽车制造厂规定，一般在 0.250.5mm 之间。任何制动器摩擦副中的这一间隙( 以下简称制动器间隙)如果过小，就不易保证彻底解除制动，造成摩擦副拖磨；过大又将使制动踏板行程太长，以致驾驶员操作不便，也会推迟制动器开始起作用的时刻。但在制动器工作过程中，摩擦片的不断磨损将导致制动器间隙逐渐增大。情况严重时，即使将制动踏板踩到下极限位置，也产生不了足够的制动力矩。因此，制动器需要对间隙进行调节，本设计中的工作间隙初始设定为 0.25mm；2.4 制动器驱动机构的方案选择制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。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，如下表 2.1。表 2.1 制动驱动机构的结构形式制动力源 力的传递方式型式 制动力源 工作介质型式 工作介质用途机械式 杆系或钢丝绳仅用于驻车制动简单制动系（人力制动系） 司机体力液压式 制动液 部分微型汽车的行车制动气压式 空气气压动力制动系空气气压.液压式空气，制动液动力制动系 液压动力制动系发动机动力制动液液压式 制动液中，重型汽车的行车制动真空伺服制动系空气私服制动气压伺服制动系司机体力与发动机动力 空气液压式 制动液 轿车，微，轻，中型汽车的行车制动系 液压伺服制动系 制动液简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。其中，又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛地应用于中、小型汽车的行车制动装置中。液压式简单制动系（通常简称为液压制动系）用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间短(0.10.3s)，工作压力高 (可达 1012MPa)，轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低；机械效率高。液压制动的主要缺点是：过度受热后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡而影响传输，即产生所谓“气阻” ，使制动效能减低甚至失效，而当气温过低时（.25 C 和更低时） ，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压制动曾被广泛应用于乘用车和总质量不大的商用车。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达0.050.07 MPa)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达 0.60.7 MPa。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动系多用于总质量在 1.1t.1.35t 以上的轿车及装载质量在 6t 以下的轻，中型载货汽车上，气压伺服制动系则广泛用于装载质量为 612t 的商用车，以及少数几种排量在 4.0L 以上的乘用车。本设计中采用真空伺服系统来作为制动驱动机构的方案。2.5 制动管路的选择为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的相互独立的回路，其中有一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式。（1）一轴对一轴（II）型、交叉（X）型、一轴对半半轴（ HI）型、半轴一轮对半轴一轮（LL）型、双半轴对双半轴（HH）型等；如下图所示：图 2.2 分路系统II 型管路的布置较为简单，可与传统的但轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是商用车上用得最广泛对于这种形式，本设计中选用 II 型回路系统。2.6 主要设计参数的确定在制动器设计中本设计设计基于长安星卡轻型货车的基本参数进行设计，参考车型主要技术参数如下： 表 2.1 制动系统整车参数空载 满载整车质量1685kg 2185kga b质心位置1.35m 1.25m空载 满载 轴 距质心高度0.95m 0.85m 2.6m最高车速 车轮工作半径 轮 胎 同步附着系数其 他120km/h 370mm 175/70R14 85H =0.60在汽车制动性能有重要影响的制动系参数有：（1）制动力及其分配系数；（2）同步附着系数；（3）制动器最大制动力矩与制动器因数；在本设计也主要围绕这些参数对长安轻型卡车的制动器进结构设计计算与建模。第 3 章 制动器主要参数设计计算3.1 制动力分析汽车受到与行驶方向相反的外力时，才能从一定的速度制动到较小的车速或直至停车。这个外力只能由地面和空气提供。但由于空气阻力相对较小，所以实际外力主要是由地面提供的，称之为地面制动力。地面制动力越大，制动距离也越短，所以地面制动力对汽车制动性具有决定性影响。（1）地面制动力假设滚动阻力偶矩、车轮惯性力和惯性力偶矩均可忽略图，则车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图 3.1 所示。图 3.1 车轮制动时受力简图是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑动时的摩擦力矩，单位为T； 是地面制动力，单位为 N； 为车轮垂直载荷、 为车轴对车轮的NmxbFWpF推力、 为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为 N。z显然，从力矩平衡得到（3.1）xbTFr式中， 为车轮的有效半径（m） 。r地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力：一个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力，一个是轮胎与地面间的摩擦力附着力。（2）制动器制动力在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号表示，显然F（3.2）TFr式中： 是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。制动器制动力 是由制动器T F结构参数所决定的。它与制动器的型式、结构尺寸、摩擦副的而摩擦系数和车轮半径以及踏板力有关。图 3.2 给出了地面制动力、车轮制动力及附着力三者之间的关系。当踩下制动踏板时，首先消除制动系间隙后，制动器制动力开始增加。开始时踏板力较小，制动器制动力 也较小，地面制动力 足以克服制动器制动力 ，而FxbFF使得车轮滚动。此时， = ，且随踏板力增加成线性增加。xb图 3.2 地面制动力、车轮制动力及附着力之间的关系但是地面制动力是地面摩擦阻力的约束反力，其值不能大于地面附着力或最大地面制动力 ，即FmaxbF （3.3）xbzF（3.4）az当制动踏板力上升到一定值时，地面制动力 达到最大地面制动力 =xb xbF,车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。随着制动踏板力以及制动管路压力的F继续升高，制动器制动力 继续增加，直至踏板最大行程，但是地面制动力F不再增加。xb上述分析表明，汽车地面制动力 取决于制动器制动力 ，同时又受到xb F地面附着力 的闲置。只有当制动器制动力 足够大，而且地面又能够提供 F足够大的附着力 ，才能获得足够大的地面制动力。F（3）地面对前、后车轮的法向反作用力图 3.3 所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。图 3.3 制动时的汽车受力图因为制动时车速较低，空气阻力 可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地wF点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力 、 为1z2z2()zgzGbhLFz（3.5）式中： ， 为制动强度，duzgt汽车所受重力；G汽车轴距；L汽车质心离前轴距离；1汽车质心离后轴距离；2为汽车质心高度；gh重力加速度；若在附着系数为 的路面上制动，前、后轮都抱死（无论是同时抱死或分别先后抱死） ，此时 。地面作用于前、后轮的法向反作xbduFGgt或用力为（3.6）12()zgzGFbhL式（3.6）为直线方程，由上式可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。3.2 制动力的分配根据公式： （3.7）Lhg02得： 6785.13.2.1 同步附着系数在汽车整车结构中，针对制动器有一个很重要的参数，即为同步附着系数，此参数关系到整个制动器的制动性能。而对于汽车来说在同步附着系数 等于0路面上的时才会抱死不打滑，因此针对同步附着系数有以下几种情况：（1）当 时：这种情况下前轮比后轮先抱死，这时汽车失去转向能力；0（2）当 时：这种情况下后轮比前轮先抱死，这时汽车失去稳定能力；0（3）当 时：这时前后轮同时抱死，同时也失去转向能力；0针对同步附着系数，根据设计经验及设计参数，一般情况下轿车 0.6；0货车 0.5。0（3.8）20gLh故取 =0.603.2.2 最大制动力矩 计算由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩：（3.9）egrqhLGM)(1max2式中：最大附着系数；q制动强度；车轮有效半径；er后轴最大制动力矩；max2MG汽车满载质量；L汽车轴距；q= = =0.66gha)(085.0)67.(35.1故后轴 = =1.57 Nmmmax2M)86. 61后轮的制动力矩为 =0.785 Nmm2/157. 610前轴 = T = =0.67/(1-0.67) 1.57 =3.2 Nmmmax1ax1f max2f6106前轮的制动力矩为 3.2 /2=1.6 Nmm60613.2.3 制动器制动因数作用在制动鼓半径上所产生的摩擦力与施加的力之比为制动器因数，即（3.10）fTBFPR式中： 制动器的摩擦力矩；fT制动盘或制动鼓的作用半径；R输入力，去两制动蹄的平均值。P对于鼓式制动器，当 时，则有 12P12TBF根据受力情况及制动蹄之间的作用力绘制受力简图，如下：图 3.4 受力图对领题绕支点 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb（3.11）由上式得到领蹄的制动蹄因数为（3.12）1TfhfBFcPb代入参数得： =0.791T当制动鼓逆转时，上述制动蹄则又成为从蹄，这时摩擦力 的方向相反，Nf用上述分析方法，同样可得出从蹄绕支点 A 的力矩平衡方程，即0PhNfcb（3.13）由上式得从蹄的制动蹄因数为21TfhfBFcPb（3.14）代入参数得： =0.48 2TBF第 4 章 后鼓式制动器的结构设计本设计的制动器为汽车机械液压助力的鼓式制动器，一般情况下安装在汽车后轮，针对汽车后轮的制动力及整车参数对鼓式制动器的主要参数进行设计计算，设计出结构合适制动器。4.1 制动器的类型在汽车制动器的发展过程中，鼓式制动器是最早出现的；要比盘式制动器还早好多年。因此其技术成熟，结构稳定，从而被各类汽车所广泛应用。鼓式制动器主要是靠制动鼓内部的制动蹄与制动鼓内部的摩擦进行制动，制动蹄靠液压机机械弹簧的作用可以抱死或放松制动蹄与制动鼓的接触，从而使汽车出现制动刹车。根据鼓式制动器制动蹄的结构可以分为以下几种类型：（1）领从蹄式制动器：即在制动时制动蹄的旋转方向为相反的，一个领蹄和一个从蹄相反运动张开接触制动鼓使汽车制动；（2）双领蹄式制动器：即在制动时制动蹄的旋转方向为相同的，有两个相同的领蹄进行相同运动张开接触制动鼓使汽车制动；（3）双向双领蹄式制动器：即在制动时制动蹄的旋转方向为相反的，但是为两个领蹄相反运动张开接触制动鼓使汽车制动；（5）增力式制动器：即在传统制动器的结构中加入双活塞式制动轮缸，靠液压的作用张开制动蹄使其制动；结合各种制动蹄的结构及原理，本次设计最终采用的是领从蹄式制动器。4.2 主要参数的确定4.2.1 结构参数(1)制动鼓直径 D 或半径 R针对制动鼓与轮辋，在汽车设计过程中两运动件之间应有一定的间隙，一般情况下不应小于 20mm30 mm，以保证有效的散热及通风，保证车辆的制动性能。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓 D 的尺寸。另外，制动鼓直径D 与轮辋直径 之比的一般范围为；r轿车 =0.640.74/rD货车 =0.700.83r轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小 125mm150 mm 。根据本设计的要求及结构参数，本设计中选取 D=240mm 。制动鼓外径 249mm。（2）制动蹄摩擦衬片的包角 及宽度 b根据设计经验及制动器主要技术性能指标要求，包角 通常在=范围内选取，包角太小容易磨损，太大则不容易散热，因此本设计中901o包角选取= 。0摩擦成片的宽度及直接影响到整车的制动性能，本设计中选取的摩擦片宽度为选取 b=45mm 。（3）摩擦衬片起始角 0摩擦衬片起始角 通常为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。根据 = -（ /2）=)2/(9090140图 4.1 制动蹄摩擦衬片参数（4）张开力的作用线至制动器中线的距离 a在满足制动轮缸或凸轮能布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能地大，以提高其制动效能。在本设计中 a=0.8R，求得 a=99.6mm 。4.2.2 摩擦片摩擦系数摩擦片是整个制动器中最关键的零部件，其性能的指标直接影响制动器的制动性能，因此针对摩擦片不仅对结构中的散热通风有要求，同时对其耐久，耐老化，高低温也有很高的要求。而决定摩擦片性能的主要为其摩擦系数，不同材料有不同的摩擦系数，本设计中选取 f=0.3。4.3 制动器压力的计算4.3.1 制动蹄摩擦面的压力可根据图 4-2 来分析计算具有一个自由度的增势蹄摩擦衬片的径向变形规律和压力分布规律。此时摩擦衬片在张开力和摩擦力的作用下，绕支承销中心转动 d 角。摩擦衬片表面任意点 沿制动蹄转动的切线方向饿变形即为线1A1B段 ，其径向变形分量是线段 在半径 延长线上的投影，即线段 。B1O1BC由于 d 角很小，可以认为 =90 则所求的摩擦衬片的径向变形为1Ao（4.111sinBCd）图 4.2 摩擦衬片的径向变形规律和压力分布考虑到 ，则由等腰三角形 可知1OABR1AOB/sin/siR（4.2）代入上式，得摩擦衬片的径向变形和压力分别为（4.3）1maxsindq通过上式可看出摩擦片的径向变形和压力都是关于张开角 的正弦函数。4.3.2 鼓式制动器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。增势蹄产生的制动力矩 可表达如下：1Tf（4.4）fNL式中： 摩擦系数（前面以选择 0.3） ；f单元法向力的合力；1N摩擦力 的作用半径。1f如图 3-3 求得力 与张开力 的关系式，写出制动蹄上力的平衡力方程式：1P10111cos(cosin)xSNfaf（4.5）图 4.3 制动蹄对制动鼓的压紧力关系式中： 支承反力在 轴上的投影；1xS1x 轴与力 的作用线之间的夹角。N对式（4.5）求解，得（4.6）111/cosinhPff将式（4.6）代入（4.4） ，得增势蹄的制动力矩 为1Tf= （4.7）111/cosinTfPhf1PB所以增势蹄的力矩是关于 的直线函数。4.3.3 磨损特性计算由于汽车在使用过程中摩擦衬片是不断地在与制动鼓内壁进行接触摩擦，因此对于制动器摩擦片衬片的材料及结构设计有一定的要求，要求其有足够的耐磨性，同时针对使用过程中的磨损特性对其进行主要参数计算：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为（4.8）211()amvetA（4.9）212()at式中： ：汽车回转质量换算系数，紧急制动时 ， ； 02v1：汽车总质量；am， ：汽车制动初速度与终速度， / ；计算时轿车取 27.8 /1v2 msm；s：制动时间， ；按下式计算tst= =27.8/6=4.6jv21s：制动减速度， ， 0.610 6 ；j 2/smg6.02/m， ：前、后制动器衬片的摩擦面积； =7600mm ,质量在 1.51A2 1A2.5/t 的轿车摩擦衬片面积在 200-300cm ,2故取 =30000mm22：制动力分配系数。则 = =5.7121tAvmea67.0.482502/mw轿车盘式制动器的比能量耗散率应不大于 6.0 ，故符合要求。2/mw= =0.7)1(22tAvmea )67.01(36.42875022/轿车鼓式制动器的比能量耗散率应不大于 1.8 ，故符合要求。2/2）比滑磨功 fL磨损和热的性能指标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：fL（4.10）2maxffAvL式中： ：汽车总质量am：车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，A= =752cm ；21Acm276302:maxvshk/4/60 ：许用比滑磨功，轿车取 1000J/ 1500J/ 。fL2c2cmL = 1497J/ 1000J / 1500J /f7524102cm22故符合要求。4.3.4 手动驻车制动的计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图 4-5 由该图得出汽车上坡停驻时的后轴附着力为（4.11）21 1cosincosina ag gGmZLhLh同样求出汽车下颇停驻的后轴车轮的附着力为（4.12）21 siagmg根据后轴车轮附着力与后轮驻车制动的制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻的坡度极限倾角 ，即由,（4.13）1cosinsiagaLhm求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为（4.14）1arctngLh代入汽车参数，求得 23.22汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为（4.15）1arctngLh代入汽车参数，求得 16.83一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于 16%20%。图 4.5 驻车制动计算模型汽车后轴的单个后轮驻车制动器的制动力矩的最大上限为： T= （4.16）1sin2aemgr代入汽车参数求得 T=760.68 。N4.4 主要零部件的结构设计4.4.1 制动鼓在制动鼓设计时要求其课题有足够的强度与硬度，保证车辆的是使用性能，主要的制动鼓结构如下：（a）铸造制动鼓；(b),(c)组合式制动鼓1- 冲压成型幅板；2- 铸造鼓筒；3- 灰铸铁内鼓筒；4- 铸铝合金制动鼓图 4.6 制动鼓本次设计的制动鼓采用铸造工艺，铸造后进机加工而成。针对壁厚一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 ；中，重型载货汽车为 。本次712m138m设计取 10mm,针对制动鼓的材料本次设计采用的材料是 HT20-40。4.4.2 制动块针对汽车的制动块，主要由背板和摩擦衬块构成，二者采用铆接成型。主要用于结构的摩擦及运动制动。由于单位压力和工作温度高等原因，摩擦衬块要必须厚度足够，以便可以抵制摩擦磨损，因此其厚度较大。根据设计经验可知轿车和轻型车的厚度在 7.5mm 16 mm 之间。本设计选取为 8mm.4.4.3 摩擦材料根据用途的而不同摩擦材料也有多种多样，同时随着科技的进步，越来越多的合金材料出现在工业行业中。针对摩擦材料由于其材料摩擦系数的不同，使用用途也不一样，在本设计中因为其要求摩擦系数较高，因此结合设计经验及实际情况考虑，本次设计采用的是模压材料。第 5 章 前钳盘制动器的结构设计5.1 盘式制动器结构分析盘式制盘式刹车按摩摩擦副的结构分为卡钳盘和全盘式两大类。（1）钳板根据制动钳的结构类型，钳式制动器可分为固定钳盘式制动器，浮动盘式制动器等。（1）固定卡钳盘式制动器：该制动器中的制动钳未固定，制动盘与车轮连接并在制动钳体开口槽内转动。它具有以下优点：除活塞和制动块外没有其他滑动部件。确保制动钳的刚性很容易;结构和制造过程与一般的鼓式制动器没有多大区别。实现从鼓式制动器到盘式制动器的改革是很容易的，并且可以很好地适应多回路制动系统的要求。2.浮动盘式制动器：制动器具有以下优点：盘内只有液压缸，轴向尺寸小，制动器可进一步靠近轮毂;油路或油管没有跨越制动盘和液压缸的良好冷却条件，所以制动液蒸发的可能性很小;成本低;浮动夹紧制动块低。它也可以用于停车制动。（2）全盘在全盘式制动器中，摩擦副的旋转元件和固定元件都是圆形板。制动时各盘摩擦面全部接触，作用原理与摩擦离合器相同。由于制动器散热条件差，其应用范围并不广泛。通过对盘式和鼓式制动器的分析比较，可以得出盘式制动器和鼓式制动器具有以下突出优点：（1）制动器的稳定性良好。效率因子与摩擦系数之间关系的 K-p 曲线是平衡的，因此对摩擦系数的要求可以放宽，因此摩擦表面对温度和水的敏感性较低。因此，当车辆高速行驶时，可以保证制动的稳定性和可靠性。（2）当盘式制动器制动时，盘式制动器的减速度与制动管路的压力线性相关，而鼓式制动器是非线性的。（3）鼓式平衡差时输出转矩平衡。（4）制动盘通风冷却效果好，带通风孔的制动盘散热效果好，热稳定性好，刹车踏板力小。（5）车辆的速度对踏板力影响很小。结合上述优点和缺点，设计了浮动盘式制动器。5.2 主要结构参数设计5.2.1 制动盘直径 设计制动盘直径 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，降低摩擦衬快的单位压力和工作温度。但制动盘直径 D 受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径 D 选择为轮辋直径的 70%79%。所以求得制动盘直径 D=256mm 。5.2.2.制动盘厚度设计制动盘厚度直接影响制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取小些；为了降低制动时的温升，制动盘厚度不宜过小。通常，实心制动盘厚度可取为 10 mm20 mm；只有通风孔道的制动盘的两丁作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为 20 mm50 mm，但多采用 20 mm30 mm。 取h=20mm 。5.2.3.摩擦衬块设计推荐摩擦衬块的外半径 与内半径 的比值不大于 1.5。若此比值偏大，2R1工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。摩擦衬块厚度取 14mm,推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在1.6kg/ 3.5 kg/ 内选取。摩擦面积取 76cm 。2cm2c25.3 制动力矩的计算盘式制动器的计算用简图 4-1 若衬块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2fTNR图 4.1 盘式制动器的计算用简图式中： 摩擦系数；f单侧制动块对制动盘的压紧力； N作用半径。R对于常见的扇形摩擦衬块，其径向尺寸不大了，R 为平均半径 或有效半mR径 已足够精确。平均半径为e（4.4）12mR式中； 扇形摩擦衬块的内半径和外半径。12,R所以盘式制动器的力矩方程为： ，是关于活塞给予制动块对制64.8fTN动盘的压紧力的一个直线函数。根据图 4.4，在任一单元面积 上的摩擦力对盘中心的力矩为Rd，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2fqRd用于制动盘上的制动力矩为21 321()RfTfqdfqR（4.5）单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为21 21()RfNfqdfR（4.6）得有效半径为3211212()4()feTRNRA（4.7）令 ，则有12Rm2413()emRR（4.8）因 ，故当 。但当 m 过小即扇形的1221,()4Rm12,eRmR径向宽度过大时，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。5.4 制动钳的结构分析制动制动钳由可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 制成，也由轻合金制成，如铝合金铸造。它可以做成一个整体，可以做成由螺栓连接的两半，在外边缘留下一个开口，这样就可以检查或更换制动块，而无需拆除重新定位。制动钳应具有较高的强度和刚度。一般来说，制动缸在夹体内制造，制动盘制动缸的直径比鼓式制动器的直径大得多。为了减少传递给制动液的热量，杯形活塞的开口端大部分靠在制动块的背板上。活塞也由铝合金制成或由钢制成。为了提高其耐磨性，活塞的工作面镀铬。制动钳在汽车上的安装位置可以在车轴的前部或后部。制动钳位于轴的前方，以避免轮胎抛出的泥浆和水进入制动钳。轴定位后，轮毂轴承的合成负荷可以降低。载荷。5.5 制动盘的结构分析制动制动盘通常由珠光体灰铸铁制成。 它的结构和形状有两种板和帽子。 后者的长度取决于布局的大小。制动盘在工作时不仅承受作用在制动块上的法向力和切向力，还承受热负荷。 为了提高冷却效果，夹盘式制动器的制动盘在中间有一个带有径向通风槽的双板，可以大大增加散热面积，减少 2030左右的温升， 但光盘的整体厚度很厚。 国产进口车型 - 奥迪，桑塔纳，富康汽车和切诺基吉普都配备了带通风槽的制动盘。 制动盘的厚度在 20 到 22.5 之间。 没有通风车的汽车制动盘通常厚度约为 1013。制动摩擦材料的摩擦系数只应具有一定的角度和稳定的摩擦系数，耐热性能下降较好，摩擦系数在温度上升到一定值后不应急剧下降。材料应具有良好的耐磨性，低吸水性（油，制动液） ，低压缩率和低导热性（摩擦片块为 300 摄氏度的加热板：在 30 分钟的作用后，背板的温度不超过 190 摄氏度）和低热膨胀率，高压缩性，抗打击性，抗剪切性，抗弯曲性和抗冲击性。制动时不应产生噪音和臭味。目前，模压材料广泛用于制动巾。与石棉纤维主要与树脂粘合剂混合，并调节填充损耗（无机粉末和橡胶，聚合物树脂等）的摩擦性能后，在高温工厂进行成型。模塑材料的柔韧性差，因此应根据衬里或衬里块的规格进行模塑。其优点是可以使用不同种类的聚合物树脂来使衬里或衬里具有不同的摩擦性能和其他性能。该设计用于模塑材料。材料。第六章 三维模型的建立6.1 制动鼓模型在本设计中主要运用 CATIA 三维制图软件对制动鼓的三维模型进行建立，主要的建模步骤如下：（1） 利用 命令绘制草图，草图模型如下：（2） 运用 凸台拉伸命令完成制动鼓大致结构，结构如下：（3） 运用 倒圆角命令对模型结构进行修饰，完成建模。6.2 制动块模型同样运用 CATIA 三维软件对制动块模型进行建立，首先绘制草图，运用命令与上述相同，图纸草图结构如下：接着运用拉伸命令对草图进行立体拉伸，结果如下：