鼓式制動器畢業(yè)設(shè)計

1、裝備制造學(xué)院畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名： 張斌 專 業(yè)：工程機械運用與維護設(shè)計（論文）題目：輕型車鼓式后制動器設(shè)計設(shè)計方案及參數(shù)：主要技術(shù)參數(shù)：整車空載質(zhì)量：1672；（空載時軸荷分配：前軸60%，后軸40%）； 滿載質(zhì)量：4180；（滿載時的軸荷分配：前軸52%，后軸48%）； 質(zhì)心高度：0.7m（空） 0.85m（滿） 軸距：3.1m 輪胎規(guī)格：245/65r15 同步附著系數(shù)選擇：0.65要求：滿載下，30km/h初速，制動距離7m設(shè)計內(nèi)容1、根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)，選擇設(shè)計方案，計算并確定零部件各參數(shù)繪出驅(qū)動橋的裝配圖及典型零件圖。2、工程繪圖量一般不少于折合成圖幅為a0號的圖紙3張，其中手工

2、繪圖不少于1張。3、查閱相關(guān)參考文獻15篇以上。翻譯與課題有關(guān)的2萬印刷字符的外文資料，約5000個漢字。4、撰寫設(shè)計說明書一份，正文字?jǐn)?shù)不少于2萬字。 指 導(dǎo) 教 師 系、部 主任 教 學(xué) 院 長 目 錄中文摘要i英文摘要ii第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇11.1鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu)11.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類21.2.1 領(lǐng)從蹄式制動器21.2.2 雙領(lǐng)蹄式制動器61.2.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器71.2.4 單向増力式制動器91.2.5 雙向増力式制動器9第2章 制動系的主要參數(shù)及其選擇132.1 制動力與制動力分配系數(shù)132.2 同步附著系數(shù)182.3制動器最大制動力矩202.4

3、 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)212.4.1 制動鼓內(nèi)徑d222.4.2 摩擦襯片寬度b和包角222.4.3 摩擦襯片起始角242.4.4 制動器中心到張開力p作用線的距離a242.4.5 制動蹄支承點位置坐標(biāo)k和c242.4.6 襯片摩擦系數(shù)f24第3章 制動器的設(shè)計計算253.1浮式領(lǐng)從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算253.2制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算273.2.1所需制動力計算273.2.2制動踏板力驗算283.2.3 確定制動輪缸直徑293.2.4輪缸的工作容積293.2.5 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算303.3制動蹄片上的制動力矩313.4制動蹄上的壓力分布規(guī)律353.5 摩擦

4、襯片的磨損特性計算373.6 制動器的熱容量和溫升的核算403.7行車制動效能計算413.8 駐車制動的計算42第4章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計454.1制動鼓454.2 制動蹄464.3 制動底板464.4 制動蹄的支承474.5 制動輪缸474.6 摩擦材料474.7 制動器間隙48結(jié) 論50致 謝51參考文獻52附 錄 153附 錄 254摘 要鼓式制動也叫塊式制動，現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的制動蹄位于制動輪內(nèi)側(cè)，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內(nèi)側(cè)，達到剎車的目的。制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災(zāi)嚴(yán)重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)代汽車上仍然

5、廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄鼓式制動器。本設(shè)計就摩擦式鼓式制動器進行了相關(guān)的設(shè)計和計算。在設(shè)計過程中，以實際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國工廠目前進行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式及、制動器主要參數(shù)，然后計算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動效能因數(shù)、制動減速度、耐磨損特性、制動溫升等，并在此基礎(chǔ)上進行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。關(guān)鍵詞：鼓式制動器，制動力矩，制動效能因數(shù)，制動減速度，制動溫升abstractdrum brake, also known as block

6、-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes.in the vehicle braking system has a very important role, failure will result i

7、n 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 pro

8、duct, 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

9、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 comp

10、lete mapping.key words：drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration, brake temperature rising第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，

11、而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上（對車輪制動器）或變速器殼或與其相固定的支架上（對中央制動器）；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作某些汽車的中央制動器，現(xiàn)代汽車已經(jīng)很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器

12、即是指這種內(nèi)張型鼓式制動器。1.1鼓式制動器的形式結(jié)構(gòu)鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖1.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?圖 1.1 鼓式制動器簡圖(a)領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的轉(zhuǎn)動方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。1.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類1.2.1 領(lǐng)從蹄式制動器 如圖1.1（a），（b

13、）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進時的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)。這種當(dāng)制動鼓正，反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器，稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖1.1（a），（b）可見，領(lǐng)蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。圖 1.2 perrot公司的s凸輪制動器圖 1.3 俄kama3

14、汽車的s凸輪式車輪制動器1 制動蹄；2凸輪；3制動底板；4調(diào)整臂；5凸輪支座及制動氣室；6滾輪對于兩蹄的張開力的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖1.1（b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向反力應(yīng)相等。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減少。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器稱為非平衡式制動器。液壓或鍥塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩

15、擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命均勻?？蓪奶愕哪Σ烈r片包角適當(dāng)?shù)販p小。對于如圖1.1（a）所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄制動器，在制動時，凸輪機構(gòu)保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩應(yīng)分別相等，而作用于兩蹄的張開力，則不等，并且必然有0的車輪，其力矩平衡方程為-=0 式（2.1）式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反， 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，n； 車輪有效半徑，m。令 式（2.2）并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器

16、摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當(dāng)車輪角速度0時，大小亦相等，且僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 =z 式（2.3） 或 = z 式（2.4） 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； z 地面對車輪的法向反力。 當(dāng)制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動到=0以后，地面制

17、動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見圖2.1）圖 2.1 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關(guān)系根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為： 式（2.5） 當(dāng)附著系數(shù)取到最大值時 即q=以上 式（2.5）可以寫成如下 式中：g 汽車所受重力，n； l 汽車軸距，mm； 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； 汽車質(zhì)心高度，mm； 附著系數(shù)。其中=du/gdt取一定值附著系數(shù)=0.65；所以在空，滿載時由式（2.5）可得前后制動反力z為以下數(shù)值故 滿載時：=26963.17n =1

18、4000.233n 空載時：=8958.075n =7425.425n由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力，n后軸法向反力,n汽車空載8958.067425.43汽車滿載26963.1714000.23表2.1圖 2.2 制動時的汽車受力圖汽車總的地面制動力為 =+=gq 式（2.6）式中q（q=） 制動強度，亦稱比減速度或比制動力； ， 前后軸車輪的地面制動力。由以上兩式可求得前，后車輪附著力為= = 式（2.7）由已知條件及式（2.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故 滿載時：=17526.06n =9100.15n 空載時：=5822.75n =4826

19、.59n故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：車輛工況前軸車輪附著力，n后軸車輪附著力,n汽車空載5822.754826.59汽車滿載17526.06 9100.15表 2.2上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度q或總制動力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 （1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （3）前，后輪同時抱死拖滑。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情

20、況的附著條件利用得最好。 由式（2.6），（2.7）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是+=+=g = 式（2.8）式中 前軸車輪的制動器制動力，=； 后軸車輪的制動器制動力，=； 前軸車輪的地面制動力； 后軸車輪的地面制動力； ， 地面對前，后軸車輪的法向反力； g 汽車重力； ， 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 汽車質(zhì)心高度。 由式（2.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 由式（2.8）中消去，得 式（2.9）式中 l 汽車的軸距。 將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱i曲線

21、，如圖2.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按i曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) = 式（2.10）聯(lián)立式（2.8）和式（2.10）可得 = 帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： =0.66 空載時： =0.55 由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝abs防抱死制動系統(tǒng)。圖

22、2.3 某載貨汽車的i曲線與線2.2 同步附著系數(shù) 由式（2.10）可得表達式 = 式（2.11） 上式在圖2.3中是一條通過坐標(biāo)原點斜率為的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。圖中線與i曲線交于b點，可求出b點處的附著系數(shù)=，則稱線與i線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是： 式（2.12）由已知條件以及式（2.12）可得滿載時：空載時：根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.650.80；輕型客車、輕型貨車：0.550.70；大型客車及中重型貨車：0.

23、450.65。故所得同步附著系數(shù)滿足要求。制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線來評定。利用附著系數(shù)就是在某一制動強度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。前軸車輪的利用附著系數(shù)可如下求得： 設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為，則 式(2.13)而由式 可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為 式(2.14)同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為： 式(2.15)由此得出利用附著系數(shù)與制動強度的關(guān)系曲線為：圖2.4 制動強度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線空載圖2.5 制動強度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線滿載 根據(jù)gb 126761999附錄a，未裝制動防抱死裝置的m1類車

24、輛應(yīng)符合下列要求：(1) 值在0.20.8之間時，則必須滿足q0.1+0.85(-0.2) (2) q值在0.150.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 q值在0.30.45時，若2不超過=q線以上0.05，則允許2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。由以上兩圖所示，設(shè)計的制動器制動力分配符合要求。2.3制動器最大制動力矩應(yīng)合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸

25、汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為= 式（2.16） 式中 , 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 同步附著系數(shù)； 汽車質(zhì)心高度。通常，上式的比值：轎車約為1.31.6；貨車約為0.50.7.制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（2.17） = 式（2.18） 式中： 前軸制動器的制動力，； 后軸制動器的制動力，； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 車輪有效半徑。根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn)gb 9744-2007；給出的輪胎為：245/65r15，可根據(jù)公式計算出車輪的直徑d=2450.65*2+

26、1525.4=699.5mm 車輪的有效半徑 ：式中，輪胎變形系數(shù)，范圍10%12%?？傻茫?345mm對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在的良好路面上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為= 式（2.19）= 式（2.20） 由式（2.19），式（2.20）可得=7906.83nm = =當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱

27、死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。2.4 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)2.4.1 制動鼓內(nèi)徑d輸入力p一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大d(圖 2.6 )受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。由選取的輪胎型號145/80r12，得dr=1525.4=381.0mm 故 d=0.75381.0=285.75m

28、m由qc/t3091999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，從表2.3輪輞直徑/in121314151620，22.5制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260貨車220240260300320420表2.3取得制動鼓內(nèi)徑=280mm輪輞直徑dr=381.0mm,制動鼓的直徑d與輪輞直徑之比的范圍：d/dr=0.700.83；經(jīng)過計算，初選數(shù)值約為0.75，屬于0.700.83范圍內(nèi)。因此符合設(shè)計要求。圖2.6鼓式制動器的主要幾何參數(shù)2.4.2 摩擦襯片寬度b和包角摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬

29、些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑r確定后，襯片的摩擦面積為a=rb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。試驗表明，摩擦襯片包角為：90100時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但

30、過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5mpa，以及國家標(biāo)準(zhǔn)qc/t3091999選取摩擦襯片寬度b=60mm。表 2.4 制動器襯片摩擦面積制動器襯片摩擦面積汽車類型汽車總質(zhì)量m/t單個制動器總的襯片摩擦面積/mm轎車0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客車與貨車1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多為150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多600-1200)根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積

31、隨汽車總質(zhì)量的表5-2 增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。而單個摩擦襯片的摩擦面積a又決定于制動鼓半徑r、襯片寬度b及包角，即 式(2.21)式中，是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積a=14060110/1803.14mm2=161.2cm2單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2a=322.37cm2，如表2.4所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。2.4.3 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90-/2=。2.4.4 制動器中心到張開力p作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖

32、 2.6 )盡可能大，以提高制動效能。初取a=0.8r左右，則取a=112mm2.4.5 制動蹄支承點位置坐標(biāo)k和c 應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大(圖2.6 )。初取k=0.2r=28mm，c=110mm。2.4.6 襯片摩擦系數(shù)f選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦

33、系數(shù)=0.350.40已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下進行制動器設(shè)計時，取=0.38可使計算結(jié)果接近實際。第3章 制動器的設(shè)計計算3.1浮式領(lǐng)從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。參見圖3.1。平行支座可視作斜支座的特例，即圖3.1中，對于最一般的情況：圖3.1 浮式蹄(a)平行支座 (b) 斜支座單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)bft3 = 式(3.1)單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)bft4 = 式(3.2)上兩式中 式(3.3) 式(3.4) 式(3.5) 式(3.6) 式(3.7) 式(3.8)

34、為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=0.20.3。角正負(fù)號取值按下列規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為 式(3.9)對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，取=0.3，f=0.4，故可得： =110/130+112/130+0.3（28/105） =1.77 =0.3（110/130） cos0 =0.25 = =0.78+ =1 =0.78-（0.3cos0-0） =0.48 =0.3得： = =（0.41.77+0.420.25）/（0.78-0.41+0.420.48） =1.64 = =（0.401.77-0.420.25）/（0.78+0.401+0.4020

35、.48） =0.639得 =1.64+0.839 =2.479表 3.1不同類型制動器的制動器因數(shù)3.2制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算3.2.1所需制動力計算 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得：地面對前、后軸車輪的法向反力z1，z2為： 汽車總的地面制動力為： 前、后軸車輪附著力為： 故所需的制動力f需= 式(3.10) = =9100.15n3.2.2制動踏板力驗算制動踏板力可用下式計算： . 式(3.11)式中 主缸活塞直徑，為36.7mm；制動管路的液壓；踏板機構(gòu)傳動比，一般為25，取4.5；真空助力比，取4.5 ，見圖3.2；踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取0.850.95，取為0.92。 圖3.2 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)計算用簡圖根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗取制動時的踏板力為=250n，可得制動管路的液壓p= 式(3.12) = =8.7mpa 考慮到制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓p=812mpa，故符合設(shè)計要求3.2.3 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力p與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力p有如下關(guān)系： 式(3.13)制動管路液壓制動時一般不超過10-12mpa，壓力越高輪缸直徑就越小，但對管路特別