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1、太原科技大学机械工程学院课程设计课程名称:专业:班级:姓名:捷达轿车后轮鼓式制动器设计车辆工程车辆121202梁开心学号：201212040212指导教师：赵富强学期：2014-2015日期：2015/12/28近年来我国汽车市场迅速开展，特别是轿车汽车开展的方向。然而随着汽车数量的增加，带来的平安问题也越来越引起人们的注意，而制动系统那么是汽车主动平安的重要系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为平安行驶提供保障是我们要解决的主要问题。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，降低本钱等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。本说明书主要介绍了捷达轿车后
2、轮鼓式制动系统的设计。首先介绍了汽车制动系统的开展、结构、分类，并对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。设计计算确定前盘、后鼓式制动器、制动主缸的主要尺寸和结构形式。绘制出了后制动器装配图、制动鼓零件图以及制动蹄零件图等。最终对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。另外在设计的同时考虑了其结构简单、工作可靠、本钱低等因素。通过本次设计的计算结果说明设计出的制动系统是合理的、符合标准的。其满足结构简单、本钱低、工作可靠等要求。关键字：汽车；制动；鼓式制动器AbstractInrecentyearstherapiddevelopmentofChinasautomarket,especi
3、allycarscardevelopment.However,withtheincreaseincarownership,safetyproblemsareincreasinglyattractedattention,andthebrakingsystemisanimportantvehicleactivesafetysystemsintheworld.Therefore,howtodevelophigh-performancebrakingsystem,toprovideprotectionforthesafedrivingisthemainproblemwehavetosolve.Inad
4、dition,withincreasedcompetitionintheautomotivemarket,howtoshortentheproductdevelopmentcycle,improvedesignefficiency,reducecosts,increasemarketcompetitivenesshasbecomethekeytobusinesssuccess.ThismanualdescribestheJettasedanreardrumbrakesystemdesign.Thefirstdescribesthedevelopmentofautomotivebrakingsy
5、stems,structure,classification,andbydrumbrakesanddiscbrakesonthestructureandanalyzetheadvantagesanddisadvantages.Designcalculationstodeterminethefrontdisk,reardrumbrakes,brakemastercylinderofthemaindimensionsandstructure.Drawnoutoftherearbrakeassemblydiagram,brakedrumandbrakeshoepartsdiagrampartscha
6、rt.Endofthebrakingsystemdesignedtoevaluatetheanalysisoftheindicators.Alsotakingintoaccountinthedesignofitsstructureissimple,reliable,lowcostfactor.Throughthisdesignresultsshowthatthedesignofthebrakingsystemisreasonable,standards-compliant.Meetitssimplestructure,lowcost,reliablerequirements.Keywords:
7、car；braking；brakedrum目录第1章绪论1.1制动器设计的意义5L2制动器研究现状51.3鼓式制动器的简介51.4鼓式制动器的组成固件61.5鼓式制动器的工作原理61.6鼓式制动器的产品特性71.7设计根本要求和整车性能参数7第2章鼓式制动器的选择2.1鼓式制动器形式方案分析82.2鼓式制动器82.3制动驱动机构的结构形式选择92.4简单制动系92.5动力制动系102.5.1气压制动系122.5.2气顶液式制动系122.5.3全液压动力制动系132.6鼓式制动器主要零部件的结构设计132.6.1制动蹄132*6.2*132.6.3制动蹄的支承132.6.4*fsil*142.
8、7鼓式制动器整体方案分析142.8鼓式制动器装配考前须知13第3章鼓式制动器的设计计算3.1捷达轿车的主要参数数值143. 2车辆前后轮制动力的分析143. 3前、后轮制动力分配系数Q确实定233. 4制动器受力分析及最大制动力确实定233. 4.1制动器受力分析233. 4.2制动器最大制动力矩243. 5制动鼓内径R及制动鼓壁厚度的选取253. 5.1制动鼓壁厚确实定253. 5.2.制动蹄摩擦衬片的包角B和宽度b263. 5.3.摩擦衬片起始角o273. 5.4.张开力P的作用线至制动器中心的距离a274. 5.5.制动蹄支销中心的坐标位置是k与C275. 5.6摩擦片摩擦系数728第4
9、章制动器主要零部件的结构设计6. 1r|?y234.2*234.3J)234.4制动蹄的支承234.5tsii-244. 6制动器间隙24第5章校核4.1 制动器的热容量和温升的核算315. 2制动器的校核321. 2.1摩擦衬片所受力的校核325. 3驻车制的t*算336. 3.1汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角。337. 3.2汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角。34*35参考文献301.1 制动器设计的意义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就是汽车。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
10、上最重要的平安件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶平安性。随着公路业的迅速开展和车流密度的日益增大，人们对平安性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的平安，必须为汽车配备十分可靠的制动器。本次毕业设计题目为捷达轿车后轮鼓式制动器设计。通过查阅相关的资料，运用专业根底理论和专业知识，确定捷达轿车后轮鼓式制动器的设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其到达以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的平安性；采用合理的设计方案使制造简单经济；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。12制动器研究现状汽车在行驶过程中需要频繁的进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身平安，因此制动性能
11、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，从而使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器的分析和设计，因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的根底，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,对于整车制动器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
12、均通过间接测量得到的。当汽车在道路上行驶,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,那么可为汽车整车制动器性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。1.3 鼓式制动器的简介鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。鼓式制动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。现在鼓式制动器的主流是内张式,它的制动块（刹车蹄）位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，到达刹车的目的。近三十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器
13、。但由于本钱比拟低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比拟小的后轮和驻车制动。1.4 鼓式制动器的组成固件鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄。制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转，外外表的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。鼓式制动器比拟复杂的地方在于，许多鼓式制动器都是自作用的。当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其
14、效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入动作，在松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。这就是需要一些弹簧的原因。弹簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。15鼓式制动器的工作原理在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称,造成自行增力或自行减力的作用。因此,业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的22.5倍，两制动蹄摩
15、擦衬片的磨损程度也就不一样。为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最正确间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式,摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时,制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置,从而增加连杆的长度,使制动蹄位置位移,恢复正常间隙。轿车鼓式制动器一般用于后轮（前轮用盘式制动器鼓式制动器除了本钱比拟低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，但凡后轮为鼓式制动器的轿
16、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别离的：利用手操纵杆或驻车踏板（美式车）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。1.6鼓式制动器的产品特性优点：鼓式制动器造价廉价，而且符合传统设计。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虹80%,前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省本钱，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使
17、用四轮鼓式的设计。缺点：鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，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。制动块和轮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，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。1.7 设计根本要求和整车性能参数整车质量：空载：109Ikg满载：1525kg质心位置：质心距前轴距离：Ll=I.236m质心距后轴距离：L2=1.235m质心高度：空载时：hg0=0.56m满载时:hg=O.55m轴距：
18、L=2.471m满载后轴重：m=750kg车轮工作半径：300mm轮胎规格：18560R1485H第2章鼓式制动器的选择2.1鼓式制动器形式方案分析汽车制动器几乎都是机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作外表间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。为更好的实现制动，现代轿车大多采用了前盘后鼓的设计方案。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，它己经广泛用于各类汽车上。现代的鼓式制动器分为以下几类：2.2.1领从蹄式制动器如下图，假设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)，那么蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为
19、反向旋转，那么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制动蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩图27领从蹄式动鼓的趋势，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。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。2.2.2双领蹄式
20、制动器假设在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，那么称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这矛图2-2双领蹄式.都变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图25(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。双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时那么变为双从蹄式，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，前轴的动轴负荷与附着力大于后轴，而倒车时那么相反。2.2.3双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄
21、的制动器那么称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于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、轻型载货汽车和局部轿车的前、后车轮,但用作后轮制动器时那么需另设中央制动器用于驻车制动。2.2.4单向增力式制动器单向增力式制动器如下图：两制动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。由于制动时两制动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。2.3制动驱动机构的结构形
22、式选择图2-3双向双领从蹄式图2-4单向增力式根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动以及伺服制动三大类型。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。2.4简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力原。传递力的方式有、又有机械式和液压式两种。机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。液压式的简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（O.IsO.3s）,工作压力大（可达IOMPa12MPa）,缸径尺寸小，可布置在制动器内
23、部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时（-25C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。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和局部中型货车上。但由于其操作较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采用。2.5动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力
24、源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。2.5.1气压制动系气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中
25、气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长（0.3s0.9s）,因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的第二级控制元件一一继动阀（即加速阀）以及快放阀。2.5.2气顶液式制动系气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一局部总质量为9tIlt的中型汽车上也有所采用。2.5.3全液压动力制动系全液压动力制动系除了具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动反响快、制动
26、能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重型矿用自卸汽车上。2.6鼓式制动器主要零部件的结构设计2.6.1制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm。衬片可抑接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；加接的噪声较小。本次设计的制动蹄采用的材料为HT200。2.6.2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
27、置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车那么采用可联铸铁KTH37012的制动底板。刚度缺乏会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用45号钢。2.6.3制动蹄的支承二自由度制动筛的支承，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外表与制动鼓的工作外表同轴心，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(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并
28、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，防止侧向偏摆。有时在制动底板上附加一个压紧装置，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。2.6.4制动轮缸制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其钢筒为通孔，需链磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人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内端面处的橡胶皮碗密封。本次设计采用的是IIT250o2.7鼓式制动器整体方案分析I制动底板2销轴3
29、、4、IK12一拉簧5压杆6一制动杆7一带杠杆装置的制动蹄8一支架9一止挡板10钾钉13检测孔14一压簧15夹紧销16弹簧座17一带斜楔支承的制动蹄18摩擦衬片19图2-5捷达轿车鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄，制动时制图2-5捷达轿车后轮鼓式制动器如下图的捷达轿车后轮鼓式制动器的根本结构及组成。制动器的组成有以下几个局部：1、旋转局部：制动鼓2、固定局部：制动底板制动蹄3、张开机构：轮缸4、定位调整：调整凸轮偏心支承销制动蹄在促动装置的作用下向外旋转，外外表的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。凡对制动蹄端加力并使制动蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄
30、促动装置有轮缸、凸轮和楔等。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。2. 8鼓式制动器装配考前须知1、装配后总成应在8820Kpa,液压下工作持续3分钟的强度和密封试验，在次时间内任何部位均不得渗漏，压力降不得大雨294Kpao2、放气螺钉总成490-588KPa气压下总成各部位应保证密封，当松开放气螺钉时，气体通畅无阻地从气孔冲出。3、总成在制动过程中不得发生渗油现象。4、制动鼓与摩擦片间隙应在0.2mm-0.5mm范围内。5、总成在正常装配与使用条件下应保证制动灵活轻便不得发生阻碍或卡死现
31、象。第3章鼓式制动器的设计计算3.1捷达轿车的主要参数数值整车质量：空载：109Ikg满载：1525kg质心位置：质心距前轴距离：Ll=I.236m质心距后轴距离：L2=1.235m质心高度：空载时：hg=0.56m满载时:hg=O.55m轴距：L=2.471m满载后轴重：m=750kg车轮工作半径：300mm轮胎规格：18560R1485H3. 2车辆前后轮制动力的分析汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩,那么任一角速度。0的车轮，其力矩平衡方程为：r=,式中：Tf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，Nm；七一一地面作用于车
32、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；1一一车轮有效半径，m。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。号与地面制动力耳的方向相反，当车轮角速度。0时,大小亦相等,且号仅由制动器结构参数所决定。即6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，和心均随之增大。但地面制动力/受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力外，即FBWFLZe图37制动力与踏板力的关系或弓max=Fg=Z式中。一一轮胎与地面间的附着系数；Z地面对车轮
33、的法向反力。当制动器制动力Ff和地面制动力FB到达附着力此值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩7即表现为静摩擦力矩，而号=7/即成为与心相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到G=O以后，地面制动力及到达附着力外值后就不再增大，而制动器制动力号由于踏板力FP的增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升（见图3-1）o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ZL Z2为:560 dug 出=2471(1235+98 dt)=7808. 91N)1525 * 9.8550 du=2471(1236- 98 力)=7136.09NG 汽车所受重
34、力;L汽车轴距;l汽车质心离前轴距离;图3-2汽车受Z汽车质心离后轴距离;4汽车质心高度；g重力加速度；du力汽车制动减速度。汽车总的地面制动力为G dug dt=Gq式中q（8出）一制动强度，亦称比减速度或比制动力;FBLFb前后轴车轮的地面制动力。见图3-2由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为FS=(GFFrTUqhg)(PLLLFz=(G与-FB?)(p=F(L-qh)eLJLrL上式说明：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或总制动力弓的函数。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
35、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。FB=Ff、+F”Fb,+Fb1=(pGFfJFh=FBJFb,=(L2+hf,)(Ll-h)图3-3某轿车的I曲线和夕线式中Fn前轴车轮的制动器制动力,FfI=FBl=阳.Fn后轴车轮的制动器制动力，Ff2=fb2=(Pz2.9FHl前轴车轮的地面制动力；Fb?后轴车轮的地面制动力；4, z2地面对前、后轴车轮的法向反力；G汽车重力；，4一一汽车质心离前、后轴距离
36、；Itg汽车质心高度。因所设计的捷达轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状况较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取(=0.7,那么：Fii=FfI+F,=FtiiFfi2=71525x9.8=10461.5N由式(1)、式(2)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。由式(2)得：乳FbzAL?+hff)/(Z1-hti)=1.904由式12）得Fb/Fbz=2.904那么fb=6859N,Fe2=3602.5N3.3前、后轮制动力分配系数万确实定根据公式：.=(L2+%hg)/L得：P=(1235+0.7550)/2
37、471=0.656式中%：同步附着系数1.2：汽车重心至后轴中心线的距离1.：轴距hg:汽车质心高度3.4制动器受力分析及最大制动力确实定3.4.1制动器受力分析压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比拟困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小而忽略不计。捷达轿车后轮鼓式制动器是有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。将坐标原点取在制动鼓中心O点。M坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心Al点。制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，一面顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果使蹄片中
38、心位于()点，因而未变形的摩擦衬片的外表轮廓(EIEl线)，就沿OOi方向移动进入制动鼓内。显然，外表上所有点在这个方向上的变形是一样的位于半径OBl上的任意的点Bl的变形就是BIBl线段，其径向变形分量是这个线段在半径OBl延长线上的投影，即卬Cl线段。所以同样一些点的径向变形6I为1=BCQBlBleoSI考虑到2=(6+1)90和BlBI=O0=5Imax,所以对于紧蹄的径向变形5I和压力Pl为1ImaXSin(I+I)=0.000819PIPlmaXSinQ+1)式中，aI为任意半径OBI和凹轴之间的夹角；I为半径OBl和最大压力线00之间的夹角；6I为x轴和最大压力线OCH之间的夹角
39、。也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判断。3. 4.2制动器最大制动力矩对于选取较大外的各类汽车，应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qV。，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为TemaX=Zg=%(Ll-qhg)OL0nl2maxTflmax二P其中k(P1236X0.7q=A+(9一夕o)4=1236+0.1550=0.67w/i三x=Z(pr。=(A1-qh)re二1525X9.8X(1236-0.67X0.55)300/2471=2242NM单个前轮制动器产生的制动力矩为Fbl
40、=TfImaX2=1121NMTJrTfmaxQmaxP=1175.7N单个后轮制动器产生的制动力矩为Fb2=Tf2三/2=587.9Nm3.5制动鼓内径R及制动鼓壁厚度的选取3.5.1制动鼓壁厚确实定当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，那么制动力矩亦愈大，散热性能亦愈好。但直径D的尺寸受到轮棚内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辆之间应有相当的间隙，此间隙一般不应小于2030mm,以利于散热通风，也可防止由于轮辆过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辆的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮例直径B之比的一般范围
41、为：轿车D/=0.640.74货车D/2=0.700.83捷达轿车轮辆为14in,得到=14X25.4=355.6mm表37轮槌直径/in1213141516制动鼓内径mm轿车180200240260货车220240260300320参考上表并结合实际情况，取D/0=0.65。得到制动鼓内径为230mm,所以制动鼓半径为115mm。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，但试验说明，壁厚从IInlm增至20mm,摩擦外表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1318mm.由于本设计的对象是轿车，所以选取制动为IOmmo.
42、制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角夕可在夕=90。120。范围内选取，试验说明，摩擦衬片包角夕=90。-100时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小夕虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。夕一般也不宜大于120,因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。本次设计摩擦衬片的包角仅取110。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大那么不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值。另外，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
43、积随汽车总质量的增大而增大，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及包角夕，即A=Rbi3式中夕是以弧度(rad)为单位，当A,R,尸确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，那么制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。摩擦衬片的摩擦面积A取200cm2,衬片宽b为45mm。见表3-2；汽车总质量单个制动器的衬片摩擦面积汽车类别m/tYiAIcm2轿车0.9-1.51002001.52.5200300图3-4鼓式制动器主要几何参数3. 5.3.摩擦衬片起始角ii摩擦衬片起始角片如图3-4所示。一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令自=
44、90。-(/2)。有时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。那么自=354. 5.4.张开力P的作用线至制动器中心的距离二在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离。尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定=8R左右。那么=92mm5. 5.5.制动蹄支销中心的坐标位置是k与C如图3-4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k是应尽可能地小，以使尺寸C尽可能地大，初步设计可暂定c=0.8R左右。那么c=92mm3. 5.6摩擦片摩擦系数/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/二0.350.40已无大问题。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。因此取了二0.3o
