鼓式制动器设计及分析论文

　题

　目

　鼓式制动器的设计及分析

　 学生姓名

　 xxxx

　 学号

　xxxxxxxxxxxx

　 所在学院

　 xxxxxxxx

　专业班级

　xxxxxx

　 指导教师

　xxxxxxxx

　__

　_ ___

　完成地点

　 校内

　 ___

　2015 年

　 5

　月

　 18

　日

　xxxxxxx 毕业论文 鼓式制动器的设计及分析

　Xxx （xxxx 机械工程学院 xxxx 级，xx xx xxxx）

　指导教师：xxx

　[摘要] 制动系统在汽车中有着极为重要的作用，如果失效将会造成灾严重的后果。制动系统的主要部件就是制动器，在现代汽车上仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄—鼓式制动器。本设计就摩擦式鼓式制动器进行了相关的设计和计算。在设计过程中，以实际产品为基础，根据我国工厂目前进行制动器新产品开发的一般程序，并结合理论设计的要求，首先根据给定车型的整车参数和技术要求，确定制动器的结构形式及、制动器主要参数，然后计算制动器的制动力矩、制动蹄上的压力分布、蹄片变形规律、制动效能因数、制动减速度、耐磨损特性、制动温升等，并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计。最后，完成装配图和零件图的绘制。

　 [关键词] 鼓式制动器，制动力矩，制动效能因数，摩擦片，制动温升

　Design and analysis of drum brake

　Xxxx （Grade2xx,Class1,Major Energy and power engineering，Mechanical Engineering Dept.，xxxUniversity of Technology，xxx xxx，xxx）

　tutor: xxxx

　Abstract：

　：

　In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping.

　KEY WORDS：

　：drum brake, braking torque, brake efficiency factor, friction plate.brake temperature rising

　xxxxxxx 毕业论文 Ⅰ 目

　录

　1 绪论 .................................................... 1

　1.1 本课题的目的和意义 ..................................... 1 1.2 汽车制动系概述 ......................................... 1 1.3 鼓式制动器技术研究进展和现状 ........................... 1 1.4 研究重点以及目的 ....................................... 2 2 鼓式制动器结构形式及选择 ................................ 3 2.1 鼓式制动器的形式结构 ................................... 3 2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类 ............................... 4

　2.2.1 领从蹄式制动器 .................................... 4 2.2.2 单向双领蹄式制动器 ................................ 5 2.2.3 双向双领蹄式制动器 ................................ 5 2.2.4 单向増力式制动器 .................................. 6 2.2.5 双向増力式制动器 .................................. 6 3 制动系的主要参数及其选择 ................................ 9 3.1 制动力与制动力分配系数 ................................. 9 3.2 同步附着系数 .......................................... 13 3.3 制动器最大制动力矩 ..................................... 14 3.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数......................... 15 3.4.1 制动鼓内径 D..................................... 15 3.4.2 摩擦衬片宽度 b 和包角β ......................... 16 3.4.3 摩擦衬片起始角0

　................................ 17 3.4.4 制动器中心到张开力 P 作用线的距离 a ............. 17 3.4.5 制动蹄支承点位置坐标 k 和 c ...................... 17 3.4.6 衬片摩擦系数 f .................................... 17 4 制动器的设计计算 ....................................... 18

　4.1 浮式领—从蹄制动器(平行支座面) 制动器因素计算 .......... 18 4.2 制动驱动机构的设计计算 ................................. 19 4.2.1 所需制动力计算 .................................... 19 4.2.2 制动踏板力验算 .................................... 20 4.2.3 确定制动轮缸直径 ................................. 21 4.2.4 轮缸的工作容积 .................................... 21 4.2.5 制动器所能产生的制动力计算........................ 22 4.3 制动蹄片上的制动力矩 ................................... 22

　Ⅱ 4.4 制动蹄上的压力分布规律 ................................. 25 4.5 摩擦衬片的磨损特性计算 ................................ 27 4.6 制动器的热容量和温升的核算 ............................ 29 4.7 行车制动效能计算 ....................................... 30 4.8 驻车制动的计算 ........................................ 30 5 制动器主要零件的结构设计 ............................... 33 5.1 制动鼓 ................................................ 33 5.2 制动蹄 ................................................ 33 5.4 制动蹄的支承 .......................................... 34 5.5 制动轮缸 .............................................. 34 5.6 摩擦材料 .............................................. 34 5.7 制动器间隙 ............................................ 34 6 刹车片的温度场有限元分析 ............................... 36 7 总结 ................................................... 41 致谢 ..................................................... 43 参考文献 ................................................. 42

　 第 1 页 共 43 页 1 绪论 1.1 本课题的目的和意义

　汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。汽车制动系统是汽车行驶的一个重要安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到致命的伤害。因此，制动器的优化改进设计也成为我们必须解决的问题。

　近年来， 国内、外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性，而对制动器本身的研究和改进较少。然而，对汽车制动过程的控制效果最终是通过制动器来实现的，现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。

　对于蹄－鼓式制动器，其突出优点是可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数，并具有多种不同性能的可选结构型式，以及其制动性能的可设计性强、制动效能因数的选择范围很宽、对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。但是，传统的蹄－鼓式制动器存在本身无法克服的缺点，主要表现于：其制动效能的稳定性较差，其摩擦副的压力分布均匀性也较差，衬片磨损不均匀；另外，在摩擦副局部接触的情况下容易使制动器制动力矩发生较大的变化，因此容易使左右车轮的制动力产生较大差值，从而导致汽车制动跑偏。

　因此，现代车辆上迫切需要一种可克服已有技术不足之处的先进制动器，它可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构的优点。

　1.2 汽车制动系概述

　汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。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。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

　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。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及辅助制动装置，牵引汽车应有自动制动装置等。

　作为制动系的主要组成部分，在车辆上常用的传统蹄－鼓式制动器包括领从蹄型、双领蹄型、双从蹄型、双向自增力型等不同的结构型式。

　1.3 鼓式制动器技术研究进展和现状

　长期以来，为了充分发挥蹄－鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研究工作和技术改进一直在进行中，尤其是对蹄－鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。这些研究工作的重点在于制动器结构和实际使用因素等对制动器的效能及其稳定性等的影响，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比较可行、有效的改进措施，制动器的性能也有了一定程度的提高。

　1978 年，Brian Ingram 等提出一种蹄平动的鼓式制动器形式；这种制动器的制动蹄因为受到滑槽的限制，只能平动不能转动，因此没有增势效应，也没有减势效应，与盘式制动器类似，理论上制动效能和摩擦系数的关系是线性的，制动稳定性较好，同时，可以有效地防止传统鼓式制动器普遍的摩擦片偏磨现象，但制动效能因数较低。

　xxxxxxx 毕业论文

　第 2 页 共 43 页 1997年，提出了一种“电控自增力鼓式制动器”设计方案，该制动器是通过机械的方法来实现鼓式制动器的自增力，制动效能因数的变化范围为2～6。应用一套电控机械装置调整领蹄的支承点来提高制动器的制动效能数，以补偿由于摩擦材料的热衰退而引起的摩擦系数降低。该制动器达到相同的制动力矩所要求的输入力是盘式制动器1/7。该系统的控制装置允许每个制动器单独工作，从而提高了行车的安全性，另外对驾驶和操纵舒适性也有所提高，但仍然存在一些问题，诸如系统复杂、高能耗、高成本、维护困难等。

　1999年提出一种四蹄八片（块）式制动器，通过对结构参数合理匹配设计，制动效能因数有一定地提高，同时制动效能_因数对摩擦系数的敏感性也可以有适当地改善，这就在一定程度上改善了制动效能的稳定性。2000 年，提出一种具有多自由度联动蹄的新型蹄－鼓式制动器，该型式的制动器使得制动效能因数及其稳定性得到显著提高；摩擦副间压力分布趋于均匀，可保证摩擦副间接触状态的稳定，并延长摩擦片使用寿命；性能参数可设计性强，可根据对制动效能的需要，较灵活地进行制动器设计。

　另外，近年来则出现了一些全新的制动器结构形式，如磁粉制动器、湿式多盘制动器、电力液压制动臂型盘式制动器、湿式盘式弹簧制动器等。对于关键磁性介质——磁粉，选用了抗氧化性强、耐磨、耐高温、流动性好的军工磁粉；磁毂组件选用了超级电工纯铁DT4，保证了空转力矩小、重复控制精度高的性能要求；在热容量和散热等方面，采用了双侧带散热风扇，设计了散热风道等，使得该技术有着极好的应用前景[3] 。

　 尽管对蹄－鼓式制动器的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统蹄－鼓式制动器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可为后续设计提供理论参考。

　1.4 研究重点以及目的

　研究重点：根据设计车型的特点，合理计算该车型制动系统制动力及制动器最大制动力矩、鼓式制动器的结构形式及选择、鼓式制动器主要参数的计算与确定、摩擦衬块的磨损特性计算、制动器热容量和温升的核算、制动力矩的计算与校核、在二维或三维设计平台 AUTO CAD 中完成鼓式制动器零件图以及装配图的绘制，运用 ANSYS 进行热分析并作出合理评价等。

　本次设计的目的是通过合理整和已有的设计，阅读大量文献，掌握机械设计的基本步骤和要求，以及传统的机械制图的步骤和规则；掌握鼓式制动器总成的相关设计方法，以进一步扎实汽车设计基本知识；学会用 AUTO CAD,ANSYS 等三维软件和分析软件进行基本的二维或三维建模和制图，同时提高分析问题及解决问题的能力。提出将各种设计方法互相结合,针对不同的设计内容分别应用不同的方法,以促进其设计过程方法优化、设计结果精益求精。

　 第 3 页 共 43 页 2 鼓式制动器结构形式及选择 除了辅助制动装置是利用发动机排气或其他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。

　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。前者的制动鼓以内圆柱面为工作表面，在汽车上应用广泛；后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面，目前只有极少数汽车用作驻车制动器。

　内张型鼓式制动器都采用摩擦片的制动蹄作为固定元件。位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠到制动鼓内圆柱面上，产生摩擦力（制动力矩），故称为蹄式制动器。凡对蹄端加力使蹄转动的装置，统称为制动蹄促动装置。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，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作某些汽车的中央制动器，现代汽车已经很少使用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式制动器。

　2.1 鼓式制动器的形式结构

　鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图 2.1），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

　 图 2.1 鼓式制动器简图 （a）领从蹄式（用凸轮张开）；

　 （b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；

　 （c）双领蹄式（非双向平衡式）;（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向増力式 制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。

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　第 4 页 共 43 页 2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类

　2.2.1 领从蹄式制动器

　 设图上的旋转箭头代表汽车前进时的制动鼓的旋转方向（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改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调。这种当制动鼓正，反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器，称为领从蹄式制动器。由图 2.1（a），（b）可见，领蹄所受的摩擦力矩使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故称为增势蹄；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。

　（a）

　 (b)

　图 2.2 制动器

　领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式（见图 2.1（a），图 2.2），锲块式和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式和锲块式张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动锲块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。

　根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不同的结构方案，如图 2.3 所示

　图

　2.3 领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）

　(a)一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整（c）双固定支点；偏心轴调整；（d）浮动蹄片；支点端调整

　领从蹄式制动器的效能及效能稳定性均处于中等水平；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。但领从蹄式制动

　 第 5 页 共 43 页 器也有两蹄片上的压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），因而两蹄衬片磨损不均匀、寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。

　领从蹄式制动器得到广泛应用特别是乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器用得较多。

　 2.2.2 单向双领蹄式制动器

　单向双领蹄式制动器的两块蹄片各有自己固定的支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端，如图 2.1（c）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为对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。

　单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图 2.4 所示。

　 图 2.4 单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）

　（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机构调整 汽车前进制动时，这种制动器的制动效能特别高。由于有两个轮缸，故可以用两个相互独立的回路分别驱动两蹄片。除此之外，这种制动器还有易于调整蹄片和制动鼓之间的间隙，两蹄片上的单位压力相等，使之磨损程度相近、寿命相近等优点。单向双领蹄式制动器的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄片皆为双从蹄，是制动效能明显下降。与领从蹄式制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复杂。

　 这种制动器适用于前进制动时前轴动载荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车前轮上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。

　2.2 .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蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。如 2.1（d），双向双领蹄式制动器的结构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片。

　无论是前进或者倒退制动，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄式制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相同。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。

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　第 6 页 共 43 页 这种制动器得到广泛的应用，如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。

　图 2.5 双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动）

　（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整

　图

　2.6

　LCCAS 公司的曲柄机构制动器

　 2.2.4 单向増力式制动器

　 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 2.1（e）所示。

　汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单，因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两蹄又皆为从蹄，使制动效能很低。又因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀、寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适用于双回路驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙变得困难。

　少数总质量不大的商用车用其作为前轮制动器。

　 2.2.5 双向増力式制动器

　 双向增力式制动器的两蹄片端部有一个制动时不同时使用的共同支点，支点下方有一轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体，如图 2.1（f）所示。

　 与单向增力式不同的是，次领蹄上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管这个张开力的作用效果较小，但因次领蹄下端受有来自主领蹄经推杆作用的张开力很大，结果次领蹄上的制动力矩能大到主领蹄制动力矩的 2--3 倍。因此，采用这种制动器以后，即使制动驱动机构中有不同伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。

　 第 7 页 共 43 页

　 图 2.7 给出了双向増力式制动器（浮动支承）的几种结构方案，图 2.8 给出了双向増力式制动器（固定支点）另外几种结构方案。

　图 2.7 双向増力式制动器（浮动支承）的结构方案 （a）一般形式；（b）支承上调整；（c）轮缸上调整

　 图 2.8 双向増力式制动器（固定支点）的结构方案 (a)一般形式；（b）浮动调整；（c）中心调整

　双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因为只有一个轮缸，故制动器不适用于有的双回路驱动机构。

　双向増力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往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通过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拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正，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不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。

　上述制动器的特点是用制动器效能，效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。増力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，増力式最差。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形式，结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄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最小；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器效能因数或简称为制动器因数 BF（brake factor）来衡量，制动器因数 BF 可以用下式表达：

　 BF=（f1N +f2N ）/P

　 (1.1)

　式中

　f1N ，f2N ：— 制动器摩擦副间的摩擦力，见图 1.1；

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　1N ，2N ：— 制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器：1N =2N

　 f—制动器摩擦副的摩擦系数；

　P—鼓式制动器的蹄端作用力，见图 2.1。

　 基本尺寸比例相同的各式鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系曲线，如图 2.9 所示。

　 9

　8

　 6

　4

　2

　 0

　0.2

　0.4

　0.6

　图 2.9 制动器因数 BF 与摩擦系数 f 的关系曲线 1 増力式制动器；2 双领蹄式制动器；3 领从蹄式制动器；5 双从蹄式制动器 由图可见，制动器的效能因数由高至低的顺序为：增力式制动器，双领蹄式制动器，领从蹄式制动器和双领从蹄式制动器。制动器效能稳定性排序则恰好与上述情况相反。

　应该指出，鼓式制动器的效能并非单纯取决于根据制动器的结构参数和摩擦因数计算出来的制动器效能因数值，而且还受蹄与鼓接触部位的影响。蹄与鼓仅在蹄的中部接触时，输出制动力矩就小，而在蹄的端部和根部接触时输出制动力矩就较大。制动器的效能因数越高，制动效能受接触情况的影响也越大，故正确的调整对高性能制动器尤为重要。

　结合本次课题研究的对象（SC6382E 商用车鼓式制动器总成设计），得出以下结论：虽然领从蹄式制动器的效能及稳定性在各式制动器中均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。故仍广泛用作载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，选用领从蹄式制动器，其支撑结构型式为浮式平行支撑。

　1

　 2

　3

　4

　 第 9 页 共 43 页 3 制动系的主要参数及其选择 主要技术参数：

　整备质量（kg）:1015kg 满载质量（kg）:1670kg 轴距（mm）:2500mm 汽车质心离前轴距离(mm):1300mm 汽车质心离后轴距离（mm):1200mm 汽车质心高度:

　满载：810mm

　 空载：950mm 前轮距（mm）:1280mm 后轮距（mm）:1290mm 轮胎：

　165/70 R13LT 3.1 制动力与制动力分配系数

　汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度  >0 的车轮，其力矩平衡方程为 fT -B eF r =0

　（3.1）

　式中：fT — 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N m 

　 BF — 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；

　er —车轮有效半径，m。

　 令

　 ffeTFr

　（3.2）

　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BF 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 取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，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fT ，fF 和BF 均随之增大。但地面制动力BF受附着条件的限制，其值不可能大于附着力 F  ，即

　 BF  F  =Z 

　 （3.3）

　或

　 max BF = F  = Z 

　 （3.4）

　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BF 达到附着力 F  值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩fT 即表现为静摩擦力矩，而fF =fT /er 即成为与BF 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到  =0 以后，地面制动力BF 达到附着力 F  值后就不再增大，而制动器制动力fF 由于踏板力PF 增大使摩擦力矩fT 增大而继续上升（见图 3.1）

　xxxxxxx 毕业论文

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　图 3.1 制动器制动力fF ，地面制动力BF 与踏板力PF 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1Z ,2Z 为：

　 1Z =  2 gGL hL 

　 2Z =  1 gGL hL 

　（3.5）

　式中：G — 汽车所受重力，N；

　 L — 汽车轴距，mm；

　1L

　— 汽车质心离前轴距离，mm；

　2L

　— 汽车质心离后轴距离，mm；

　gh

　— 汽车质心高度，mm；

　

　— 附着系数。

　取一定值附着系数  =0.8；所以在空，满载时由式（3.5）可得前后制动反力 Z 为以下数值 故 满载时：

　) 8 . 0 810 1200 (25008 . 9 16701  Z

　=12097.7N

　 ) 8 . 0 810 1300 (25008 . 9 16702  Z

　=4268.3N

　空载时：

　) 8 . 0 950 1350 (25008 . 9 1015"1  Z

　=8395.3N

　) 8 . 0 950 1150 (25008 . 9 1015"2  Z

　=1551.7N 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为

　 表 3.1 后轴车轮附着力

　 车辆工况

　前轴法向反力1Z ，N 后轴法向反力2Z ,N 汽车空载 6395.3 1551.7 汽车满载

　12097.7 4268.3

　 第 11 页 共 43 页

　图 3.2 制动时的汽车受力图 汽车总的地面制动力为

　BF =1 BF +2 BF =G dug dt=Gq

　（3.6）

　式中 q（q=dugdt）

　— 制动强度，亦称比减速度或比制动力；

　1 BF ，2 BF

　— 前后轴车轮的地面制动力。

　由以上两式可求得前，后车轮附着力为

　 1F  =2gBhLG FL L   =  2 gGL qhL 

　2F  =1gBhLG FL L   =  1 gGL qhL 

　 （3.7）

　由已知条件及式（3.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为

　故 满载时：

　8 . 0 ) 8 . 0 810 1200 (25008 . 9 16701  F =9678.2N

　8 . 0 ) 8 . 0 810 1300 (25008 . 9 16702  F =3414.6N

　空载时：

　8 . 0 ) 8 . 0 950 1350 (25008 . 9 1015"1  F =6716.2N

　 8 . 0 ) 8 . 0 950 1150 (25008 . 9 1015"2  F =1241.4N

　故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：

　表 3.2 后轮车轮附着力

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　第 12 页 共 43 页

　上式表明：汽车附着系数  为任意确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总之动力BF 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。

　由以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。

　由式（3.6），（3.7）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

　 1fF +fF =1BF +2BF =  G

　1 2/f fF F =1 2/B BF F =    2 1/g gL h L h    

　 （3.8）

　式中 1fF

　— 前轴车轮的制动器制动力，1fF =1BF = 1Z ；

　2fF

　— 后轴车轮的制动器制动力，2fF =2BF = 2Z ；

　1BF

　— 前轴车轮的地面制动力；

　2BF

　— 后轴车轮的地面制动力；

　1Z ，2Z

　— 地面对前，后轴车轮的法向反力；

　 G

　— 汽车重力；

　1L ，2L

　— 汽车质心离前，后轴距离；

　 gh

　— 汽车质心高度。

　由式（3.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力1fF ，2fF 是  的函数。

　由式（3.8）中消去  ，得

　2 1222 14122gf f fg gh LGL GF L F Fh G h               

　（3.9）

　式中 L — 汽车的轴距。

　将上式绘成以1fF ，2fF 为坐标的曲线，即为理想的前，后轮制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 3.3 所示。如果汽车前，后制动器的制动力1fF ，2fF 能按 I 曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数  的路面上制动时，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车由其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动力1fF 与总制动力fF 之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 

　  =1ffFF=11 2ff fFF F 

　 （3.10）

　联立式（3.8）和式（3.10）可得

　  =Lh Lg 2

　车辆工况

　 前轴车轮附着力1F  ，N

　后轴车轮附着力2F  ,N 汽车空载 6716.2 1241.4

　 汽车满载 9678.2 3414.6

　 第 13 页 共 43 页 带入数据得 满载时：

　 =Lh Lg 2=2500810 8 . 0 1200  =0.74

　空载时：

　" =" "2 gL hL =2500950 8 . 0 1350  =0.84

　由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故  又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装 ABS 防抱死制动系统。

　 图 3.3 某载货汽车的 I 曲线与  线 3.2 同步附着系数

　 由式（3.10）可得表达式

　21ffFF= 1

　 （3.11）

　 上式在图 3.3 中是一条通过坐标原点斜率为   1 /    的直线，它是具有制动器制动力分配系数  的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称  线。图中  线与 I 曲线交于 B 点，可求出 B点处的附着系数0 =  ，则称  线与 I 线交线处的附着系数0 为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是：

　 20gL Lh

　（3.12）

　由已知条件以及式（3.12）可得 满载时：

　20gL Lh =8101200 74 . 0 2500  =0.80 空载时：

　0  =9501350 84 . 0 2500""2 hLgL =0.79 根据设计经验，空满载的同步附着系数0  和0 应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。

　故所得同步附着系数满足要求。

　制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评定。

　利用附着系数就是在某一制动强度 q 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数  。

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　第 14 页 共 43 页 前轴车轮的利用附着系数1 可如下求得：

　设汽车前轮刚要抱死或前、后轮刚要同时抱死时产生的减速度为 qgdtdu ，则

　 GqdtdugGF FB f    1 1

　(3.13) 而由式

　) (2 1gh LLGZ  

　 可得前轴车轮的利用附着系数为

　 ) (12111gBqh LLqZF 

　(3.14) 同样可求出后轴车轮的利用附着系数为：

　 ) (1) 1 (1222gBqh LLqZF 

　(3.15) 由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：

　 图 3.4 制动强度与利用附着系数关系曲线——空载

　 图 3.5 制动强度与利用附着系数关系曲线——满载 根据 GB 12676—1999 附录 A，未装制动防抱死装置的 M1 类车辆应符合下列要求：

　 (1)  值在 0.2～0.8 之间时，则必须满足 q≥0.1+0.85(  -0.2) (2) q 值在 0.15～0.8 之间，车辆处于各种载荷状态时，  1 线，即前轴利用附着系数应在  2线，即后轴利用附着系数线之上；但 q 值在 0.3～0.45 时，若  2 不超过  =q 线以上 0.05，则允许 2 线，即后轴利用附着系数线位于  1 线，即前轴利用附着系数线之上。

　由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。

　3 3.3 制动器最大制动力矩 应合理的确定前，后制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。

　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1Z ,2Z 成正比。由式（3.8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为 12ffFF=12ZZ=21ggL hL h

　（3.16）

　 式中 1L ,2L

　— 汽车质心离前，后轴距离；

　 第 15 页 共 43 页

　0

　— 同步附着系数；

　gh

　— 汽车质心高度。

　通常，上式的比值：轿车约为 1.3~1.6；货车约为 0.5~0.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即

　 1 fT =1 f eF r

　（3.17）

　 2 fT =2 f eF r

　 （3.18）

　 式中：1 fF

　— 前轴制动器的制动力，1 1 fF Z   ；

　 2 fF

　— 后轴制动器的制动力，2 2 fF Z   ；

　 1Z

　— 作用于前轴车轮上的地面法向反力；

　 2Z

　— 作用于前轴车轮上的地面法向反力；

　er

　— 车轮有效半径。

　根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准 GB 9744-2007；选取的轮胎型 165/70 R13LT。由 GB2978 可得有效半径er =270mm 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，为保证在 >0 的良好路面上（例如  =0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移，前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为

　1max fT =1 eZ r  =  2 g eGL h rL  

　（3.19）

　2max fT =1max1fT

　（3.20）

　由式（3.19），式（3.20）可得 1max fT =  2 g eGL h rL   = 270 8 . 0 ) 810 8 . 0 1200 (25008 . 9 1670   =2613.1 m N 

　2max fT =1max1fT = 1 . 261384 . 084 . 0 1=497.7 m N 

　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。

　3.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数

　3.4.1 制动鼓内径D D

　输入力P一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D(图 2.6 )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。

　由选取的轮胎型号 165/70 R13LT，得

　D r =13×25.4=330.2mm

　故

　D=0.75×330.2=247.7mm 由 QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》，从表 3.3 表 3.3 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度系列

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　第 16 页 共 43 页 轮辋直径/in 12

　 13

　 14

　 15

　 16 20，22.5 制动鼓最大内径/mm 轿车 180

　 200

　240

　260 — — 货车 220

　 240

　260

　300

　 320 420

　取得制动鼓内径=240mm 轮辋直径 D r=330.2mm,制动鼓的直径 D 与轮辋直径rD 之比的范围：

　D / D r=0.70~0.83；经过计算，初选数值约为 0.75，属于 0.70~0.83 范围内。因此符合设计要求。

　图 3.6 鼓式制动器的主要几何参数 3.4.2 摩擦衬片宽度b b 和包角β

　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，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A=Rβb。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2.5。

　试验表明，摩擦衬片包角为：90º～100º时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。β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 120º。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。初选衬片包角0110   。

　摩擦衬片宽度 b 取得较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常根据在紧急制动时使其单位压力不超过 2.5MPa，以及国家标准 QC/T309—1999 选取摩擦衬片宽度 b=40mm。

　表 3.4 制动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 m g/kg 单个制动器总的衬片摩擦面积  A / cm2

　 轿车 0.9--1.5 1.5--2.5 100--200 200--300

　 第 17 页 共 43 页

　 客车与货车 1.0--1.5 1.5--2.5 2.5--3.5 3.5--7.0 7.0--12.0 12.0--17.0 120--200 150--250（多为 150--200）

　250--400 300--650 550--1000 600--1500（多为 600--1200）

　根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，并且制动器各蹄片摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。

　而单个摩擦衬片的摩擦面积 A 又决定于制动鼓半径 R、衬片宽度 b 及包角  ，即  Rb A 

　 （3.21) 式中，  是以弧度(rad)为单位， 故摩擦衬片的摩擦面积 A=120×40×110°/180°×3.14mm2 =92.1cm2

　单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=184.2cm2 ，如表 3.4 所示，摩擦衬片宽度 b 的选取合理。

　 3.4.3 摩擦衬片起始角0

　 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令0 =90º-  /2=035 。

　 3.4.4 制动器中心到张开力P P 作用线的距离a a

　在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a(图 3.6 )尽可能大，以提高制动效能。初取a=0.8R左右，则取a=94mm

　 3.4.5 制动蹄支承点位置坐标k k 和c c

　 应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使k尽可能小而c尽可能大(图3.6 )。初取k=0.2R=24mm，c=88mm。

　3.4.6 衬片摩擦系数f f

　选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数高，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。但不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，对领从蹄式制动器而言，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是非常重要的。另外，在选择...