【中型載貨車領從蹄式鼓式制動器的設計14000字（論文）】

一、引言車輛的的結(jié)構(gòu)十分復雜，組成系統(tǒng)繁多，而制動是其最關鍵的系統(tǒng)，車輛以及駕乘人員是否安全，該系統(tǒng)起到了非常重要的作用。幾年來，人們安全意識逐漸提高，購買汽車時，制動性能是消費者關注的焦點，因此，制動性能好壞直接關系著汽車的銷量和市場。隨著技術的發(fā)展，制動系統(tǒng)也在不斷進步，較以前已經(jīng)有了很大的提升。梳理使用在汽車上的制動系統(tǒng)，從結(jié)構(gòu)上主要分為機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式等，從類型上主要有盤式、鼓式等。就目前制動器技術而言，無論哪一類型的制動器，其制動的原理基本相同，而結(jié)構(gòu)以及設計完成后的調(diào)試，對于制動效果的影響還是十分巨大的。因此在進行制動器設計時，要得到較好的功能及適用性，需要綜合考慮技術、車型、使用條件等等。就制動器本身而言，在設計時，需要綜合考慮目標車輛的結(jié)構(gòu)、功能等等，這樣在設計時才能有目標，才能設計出滿目要求的制動器。本次設計，將目標車型的參數(shù)設定為5.5噸自重，6噸的載重量，4.09米的軸距，95km/h的最高車速，輪胎規(guī)格為9.00—R20。二、制動器整體設計方案通過前問對制動器結(jié)構(gòu)的梳理發(fā)現(xiàn)，目前制動器結(jié)構(gòu)形式較多，機械、液壓、氣動以及氣液混合結(jié)構(gòu)等等，也可按類型分盤式、鼓式等等。（一）本次設計制動器結(jié)構(gòu)形式的確定目前，對行駛的車輛進行制動，簡單說就是剎車施力元件與剎車受力元件進行摩擦，產(chǎn)生足夠的摩擦力迫使車輛減速直至靜止。無論哪種制動器結(jié)構(gòu)，哪中制動器類型，其制動的原理都是如此。就目前鼓式和盤式這兩種類型的制動器，原理相同，區(qū)別在于兩者的結(jié)構(gòu)形式有差別，即剎車受力元件的不同。盤式和鼓式制動器是一個范圍較大的統(tǒng)稱，再從其結(jié)構(gòu)特點以及驅(qū)動力的角度來看，又可分成多種類型，每一類型的制動器的制動效能以及制動時產(chǎn)生的里的狀態(tài)都有所差別。圖2-1所示，為不同類型制動器的分類情況。圖2-1制動器分類示意圖1、鼓式制動器分析從制動器的發(fā)展歷史上看，鼓式研發(fā)時間較早，應用時間也很早，雖然現(xiàn)在已經(jīng)逐漸被盤式制動器所取代，但是鼓式制動器在汽車制動器發(fā)展史上的先驅(qū)地位不可代替。雖然統(tǒng)稱為鼓式制動器，根據(jù)其不同的狀態(tài)，又可分為外束式和內(nèi)張式兩種結(jié)構(gòu)。外束式結(jié)構(gòu)是最早出現(xiàn)的鼓式制動器，制動鼓的外側(cè)設計一條柔性剛帶，需要制動時，通過拉力拉緊該鋼帶（為保證制動效果，該鋼帶剛度不大），從而使鋼帶與制動鼓產(chǎn)生摩擦力，完成車輛的制動。拉力對該型制動器的影響十分大，再加上其工作原理本身存在的缺陷，在汽車上已經(jīng)被淘汰，目前還能在自行車等小型車輛上看到。內(nèi)張式結(jié)構(gòu)通過名稱即可明白其工作原理，在制動鼓內(nèi)部設置制動元件，當車輛需要制動時，通過液壓等方式使制動元件漲開，與制動鼓之間產(chǎn)生摩擦力完成制動。這種制動原理大大改變了車輛的制動方式，使制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡化，除因發(fā)熱容易造成制動衰減外，具有較為良好的穩(wěn)定性，是目前鼓式制動器的主要結(jié)構(gòu)形式。通過以上分析，本次設計也選用內(nèi)張式作為目標車型的制動器。圖2-2所示為目前常見的鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式。圖2-2常見的鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式（a）凸輪作用領從蹄式；（b）輪缸作用領從蹄式；（c）非雙向平衡式雙領蹄式；（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式從上圖不同形式的制動器名稱分析，區(qū)別主要在于不同的固定蹄片的支點所處的位置和具體數(shù)量、制動時漲開元件的數(shù)量及形狀、兩個蹄片在制動時相互間的作用。不同結(jié)構(gòu)類型的制動器制動效能的實現(xiàn)，需要根據(jù)制動器領蹄和從蹄的數(shù)量，在蹄片的支點和制動漲開之間產(chǎn)生不同位置的力實現(xiàn)，這也是制動器分類的主要依據(jù)之一。所謂制動效能，可以從單位壓力（制動輸入）或制動力矩（最終）來解釋。在實際評價中，往往采用制動效能因素（無單位）方式進行。我們將制動效能因素理解為：制動鼓產(chǎn)生的摩擦力（）：輸入力，用公式表達即為上式中，效能因素用K表示；表示制動力矩（輸出力矩）除制動效能因素外，我們還應研究制動器的穩(wěn)定性，這也關乎制動器好壞的重要環(huán)節(jié)。穩(wěn)定性的確定，主要通過K（制動效能因數(shù)）與制動摩擦因數(shù)f（制動摩擦因數(shù)，會因溫度和濕度的改變而改變）的敏感程度來確定。簡單來說，就是摩擦系數(shù)不會過于影響制動效能，從而來保證制動具有較好的平衡性和穩(wěn)定性。2、盤式制動器分析鉗盤式以及全盤式是目前盤式制動器的兩種主要類型，其區(qū)別在于摩擦機構(gòu)中不同的定位元件。（1）簡析鉗盤式制動器結(jié)構(gòu)該型制動器結(jié)構(gòu)又可分為定鉗盤式和浮鉗盤式兩種，這種分類的依據(jù)是制動鉗的結(jié)構(gòu)。1）定鉗盤式從該型制動器的名稱可以看出，制動鉗是不隨車輪旋轉(zhuǎn)的，在制動鉗的兩個鉗口中間，車輪帶動制動盤旋轉(zhuǎn)。當需要制動時，在液壓油的作用下，制動鉗的兩個鉗口會貼近制動盤，兩者產(chǎn)生了摩擦力，使制動盤旋轉(zhuǎn)速度變慢進而迫使車輪減速。該型制動器結(jié)構(gòu)較為簡單，制動原理為制動鉗與制動盤之間的摩擦力，使車輛完成制動，主要部件僅有制動缸、制動鉗、制動盤等結(jié)構(gòu)，無論是生產(chǎn)還是裝配都較容易，而且該型制動器與鼓式制動器有一定的相似性，應用范圍十分廣泛。但改性制動器的缺點是制動油缸比較多，容易出現(xiàn)泄露等問題。另外，該型制動器對于制動系統(tǒng)中多回路也很容易適用。2）浮鉗盤式從該制動器的名稱可以看出，制動鉗是浮動的，也就是說該型制動器的制動鉗可以與制動盤做相對滑動。當駕駛員發(fā)出制動動作時，在液壓的作用下，浮動的制動鉗貼近制動盤，兩側(cè)的制動塊對制動盤形成緊壓力，同時產(chǎn)生的摩擦力完成制動功能。該型制動器只需要一個制動油缸即可，大大改善了定鉗式制動器的缺點。從而使制動器的具有緊湊的結(jié)構(gòu)，也能與車輛的輪轂接近，液壓油道相對減小，空氣進入油道的可能性進一步降低，減少了安全隱患。該型制動器的經(jīng)濟性也十分良好。另外，駐車制動功能該型制動器上得以實現(xiàn)。3、全盤式制動器分析科研人員在摩擦式離合器的啟發(fā)下，發(fā)明了全盤式制動器。該型制動器采用圓盤式的固定器及摩擦器。當需要進行制動時，兩盤在液壓的作用下緊緊貼合，產(chǎn)生的摩擦力使車輛進行制動。但是該型制動器最大的問題是散熱，因此也造成了該型制動器的應用范圍十分狹窄。通過上文對鼓式和盤式制動器的梳理，兩種類型的制動器各有優(yōu)缺點，我們在這里進行歸納總結(jié)：就制動性能而言，盤式制動器要優(yōu)于鼓式制動器。其制動過程中的K-p曲線（效能與摩擦系數(shù)）沒有劇烈的變化，可以不必過分關注摩擦系數(shù)，從而使其對工作溫度及復雜的工作狀況的要求有所降低，具有比較穩(wěn)定的制動效能，制動效果良好。從汽車制動時的減速度與制動管路產(chǎn)生的壓力角度分析，線性關系是盤式制動器的優(yōu)點，而非線性關系則在鼓式制動器上發(fā)生。就兩種類型制動器輸出制動力的平衡性角度來說，盤式優(yōu)于鼓式。就制動散熱來看，鼓式制動器的劣勢較大，而盤式制動器是開放型結(jié)構(gòu)，更利于散熱。后來科研人員由研發(fā)了帶通風口的盤式制動器，進一步解決了制動器的散熱問題。車速與制動踏板成正比，而盤式制動器受兩者關系影響小。3、本次設計目標車型及參數(shù)本次設計的目標車型是中型載貨汽車，經(jīng)過慎重選擇，確定該型車輛的參數(shù)為：5.5噸自重，6噸的載重量，4.09米的軸距，95km/h的最高車速，輪胎規(guī)格為9.00—R20。表2-1貨車設計參數(shù)項目參數(shù)驅(qū)動形式前置前驅(qū)軸距（mm）4090輪距前/后（mm）1900/1800整備質(zhì)量(Kg)5510最高車速(Km/h)95額定功率（KW）125最大扭矩（N?m)549輪胎型號90R20檔數(shù)6參考以上參數(shù)的，經(jīng)過對市面上中卡的梳理，確定中型載貨車為本次設計的目標車型。其參考車型如下：圖2-3目標車型確定了目標車型，結(jié)合該車未來的的使用情況以及鼓式和盤式制動器的優(yōu)缺點，本次設計選擇鼓式制動器作為設計目標，采用領從蹄結(jié)構(gòu)全鼓式器。（二）確定制動器的驅(qū)動機構(gòu)制動的實現(xiàn)，需要在外力的作用下才能實現(xiàn)，無論是較為簡單的自行車還是十分復雜的汽車，想要實現(xiàn)制動，都需要外力作用于制動系統(tǒng)來實現(xiàn)，如人力、動力、伺服等。人力一般用于較為簡單的自行車等機構(gòu)，而最為普遍的則是動力制動，伺服制動的出現(xiàn)則是控制系統(tǒng)發(fā)展的產(chǎn)物，是目前應用范圍最廣的制動方式。而機械式、液壓式、氣動式以及氣液混合式則是根據(jù)制動力的傳遞方式進行劃分的。本次設計選用液壓式伺服制動方式。1、簡析伺服制動所謂伺服制動，是在最開始的人力液壓制動基礎上設計了以一套助力系統(tǒng)，實現(xiàn)人力與助力相結(jié)合的制動模式，該模式雖不需要太大的人力，但卻使制動力得到了極大的提升。該系統(tǒng)在工作時，當駕駛員踏下制動踏板時，伺服系統(tǒng)判斷制動踏板力量的大小，輸出合適的制動力，從而控制制動力的大小以及制動線性的問題。真空伺服、氣壓伺服以及液壓伺服是根據(jù)制動源的不同而做出的分類。其來源主要是發(fā)動機作用下的真空負壓、氣壓以及液壓等。2、確定制動系統(tǒng)的液壓分路制動系統(tǒng)是否穩(wěn)定關乎車輛運行的安全，而穩(wěn)定性又與驅(qū)動機構(gòu)有緊密的聯(lián)系。因此，科研人員研發(fā)了驅(qū)動機構(gòu)使用上的各自獨立的雙回路系統(tǒng)。從這種系統(tǒng)的名字可以看出，汽車的制動系統(tǒng)需要設計至少兩個絕對獨立的回路系統(tǒng)，一旦出現(xiàn)某一回路出現(xiàn)問題時，還能有另一個回路系統(tǒng)保證制動功能的實現(xiàn)。圖2-4所示為不同類型的分路系統(tǒng)，下文將進行詳細的分析。圖2-4液壓分路系統(tǒng)1）II型系統(tǒng)由圖可以發(fā)現(xiàn)，該型回路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)非常簡單，前輪與后輪是兩個獨立的回路系統(tǒng)，管道設計不復雜，十分容易，使其經(jīng)濟型十分良好。該型結(jié)構(gòu)特別適用于鼓式制動器中的單輪缸，我們在許多車輛上都能看到該型系統(tǒng)的使用，特別是貨車。但該型系統(tǒng)的缺點也十分明顯，當前輪制動抱死而后輪無法制動，那么車輛將不能實現(xiàn)轉(zhuǎn)向，這種情況的后果就是車輛側(cè)翻或者翻滾。當前輪無法制動而后輪正常制動，那制動功能將大大降低，極易出現(xiàn)追尾的情況，駕駛員在此種情況下會加大制動力度，造成車輛出現(xiàn)甩尾的情況。2）X型系統(tǒng)該系統(tǒng)是獨立的、呈X型的交叉制動管路系統(tǒng)。由圖可見，該系統(tǒng)一側(cè)的前輪與相對一側(cè)的后輪構(gòu)成一個回路，剩余的前后兩輪構(gòu)成另一個回路。該型系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)也并不復雜，也能保證在一個回路系統(tǒng)無效的情況下，另一個系統(tǒng)能獨立正常工作，而且兩個回路系統(tǒng)的制動力、附著力平均分配，車輛的制動適用性較好，具有較高的安全性，該型結(jié)構(gòu)也存在結(jié)構(gòu)性的缺點-不對稱的制動力。一旦只有一路制動系統(tǒng)起作用，那車輛制動時會發(fā)生偏移、旋轉(zhuǎn)等情況，造成車輛制動穩(wěn)定性差。科研人員通過主銷偏移距離的改變妥善的解決了這一缺點。鑒于此，本次設計就選用了此種回路系統(tǒng)。3）其他系統(tǒng)KI型系統(tǒng)的回路模式較為復雜，前輪的制動輪缸的一半形成一個回路系統(tǒng)，而另一半則與后輪的制動輪缸組成一個回路系統(tǒng)，形成了1:3的回路形式。LL型系統(tǒng)的特點是回路由同側(cè)前后輪組成，另一側(cè)組成另一個回路系統(tǒng)，從而形成兩個獨立的回路系統(tǒng)。除了以上幾種回路系統(tǒng)之外，還有HH型、HI型等，這需要根據(jù)不同車型進行合理的選擇，在綜合分析各種回路系統(tǒng)優(yōu)缺點的前提下，以求達到最合適的匹配性，滿足車輛設計的要求。而對于本次設計的目標車型來說，其載重量并不大，為了在最理想的車輛制動情況下，實現(xiàn)最大的經(jīng)濟性，X型系統(tǒng)成為了最佳的選擇，簡單的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，成為了大多數(shù)類似車型的最佳選擇，應用十分廣泛。（三）液壓方式制動的主缸設計行車安全至關重要。隨著人們安全意識的不斷提升，根據(jù)我國現(xiàn)行法律規(guī)定，汽車必須使用雙回路系統(tǒng)進行制動，這也對制動缸提出了新的要求，需要用雙缸結(jié)構(gòu)代替原先的單缸結(jié)構(gòu)。目前普遍的雙缸結(jié)構(gòu)為串列式。圖2-5所示即為該種類型的制動缸結(jié)構(gòu)圖。圖2-5串聯(lián)雙缸式制動主缸該型制動缸由兩個單腔組成，串聯(lián)式布局。采用液壓制動，制動缸與各車輪制動活塞之間用油管相連。當沒有制動動作時，制動缸中的活塞在主缸的中心位置；當需要制動時，駕駛員發(fā)出制動信號，儲油罐中的制動液進入到制動缸中，使推桿發(fā)生位移，以補充通過管路進入制動活塞中的制動液，儲油罐和制動缸之間設計有旁通孔以及補償孔等，此時，設計在補償孔位置附近的皮碗自動覆蓋補償孔，整個制動缸處于密封狀態(tài)，使制動缸內(nèi)的壓力開始增強，駕駛員踩下踏板的壓力決定著制動缸壓力的大小，最終完成制動。當駕駛員不再踩踏制動踏板，彈簧促使位于主缸和輪缸中的活塞回到原來的位置，制動完成后，車輪缸中制動液則順著管路返回到制動主缸，最終回到儲油罐中。這種串聯(lián)式雙缸結(jié)構(gòu)的制動缸，其優(yōu)點在于能夠保證車輛不會因一缸出現(xiàn)問而是整個車輛失去制動能力。由圖可見，當兩個制動腔中的一個因漏油等情況造成制動壓力不夠時，另外一個制動腔的壓力則繼續(xù)增加，最終達到一定的支撐值，此時，出現(xiàn)問題的制動腔中的彈簧促使活塞回位，將制動油孔堵住，防止制動液的進一步泄露。在這樣的情況下，采用雙缸雙回路的制動買那個系統(tǒng)，當出現(xiàn)制動故障時，只要有一個主缸腔能夠工作，車輛雖然會失去一部分的制動力，駕駛員可能會剛到需要深踩踏板才能實現(xiàn)制動，制動距離也有所增加，但不置于完全喪失，對于安全性還是有一定的保證作用。（四）確定設計方案-鼓式制動器經(jīng)過前文對各種制動器的制動效能、穩(wěn)定性以及制動摩擦元件進行了分析，從制動效能的角度來說，雙從蹄式最低，而增力式最高，從穩(wěn)定性角度來說，雙從蹄式最高，增力式反而最低，從制動摩擦元件角度來說，由制動器的穩(wěn)定性直接決定。因此，制動摩擦元件的選擇，需要既耐磨又具有較高摩擦系數(shù)的材料為佳。制動器到底能發(fā)揮多少效能，影響因素非常多，但是主要還在于其結(jié)構(gòu)、本身的參數(shù)水平、摩擦等諸多因素。另外，制動其實就是摩擦片與制動鼓之間產(chǎn)生的摩擦力，那么兩者之間接觸好與不好，就會直接影響制動的性能。本次設計，選用的鼓式制動器是領從蹄式結(jié)構(gòu)，主要考慮到車輛自身的特及其的工作情況，并結(jié)合各種制動器的優(yōu)缺點以及是否能夠與駐車系統(tǒng)相匹配等諸多因素確定，盡可能使選擇的制動器能夠發(fā)揮其優(yōu)點，減少其缺點，保證行車的安全。除此之外，這種結(jié)構(gòu)的制動器還可以通過后期的間隙調(diào)整（制動鼓、蹄之間），進一步增強制動能力。三、制動器整體設計（一）設計制動器參數(shù)本節(jié)將對制動器做結(jié)構(gòu)設計，分別從制動鼓設計、摩擦片設計以及摩擦系數(shù)等角度出發(fā)，對本次設計制動器的相關參數(shù)予以計算。圖3-1所示，為鼓式制動器的相關參數(shù)。圖3-1鼓式制動器參數(shù)1、制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為-=0式（3.1）式中：—制動器對車輪作用的制動力矩—地面作用于車輪上的制動力N；—車輪有效半徑m。令式（3.2）并稱之為制動器，它是輪胎周緣摩擦力矩所需的力，因此成為周緣制動力，其由制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)決定。即=Z式（3.3）或==Z式（3.4）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。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（3.5）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)。取一定值附著系數(shù)=0.8；所以在空，滿載時由式（3.5）可得前后制動反力Z為以下數(shù)值故滿載時：=13351.75N=5493.93N空載時：=9122.91N=2637.09N由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為表3-1車輪附著力計算結(jié)果車輛工況前軸法向反力，N后軸法向反力,N汽車空載9122.912537.09汽車滿載13351.755493.93圖3-2制動時汽車受力圖汽車總的地面制動力為=+==Gq式（3.6）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（3.7）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：=5929.89N=4395.15N空載時：=7298.32N=2109.67N故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：表3-2車輪最大制動力計算結(jié)果車輛工況前軸車輪附著力，N后軸車輪附著力,N汽車空載7298.322109.67汽車滿載5929.894395.15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熟，而是制動強度q或總之動力的函數(shù)。當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，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。此時，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（3.8）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（3.8）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（3.8）中消去，得式（3.9）式中L—汽車的軸距。汽車制動器制動力分配系數(shù)==式（3.10）聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得=帶入數(shù)據(jù)得滿載時：===0.68空載時：===0.78圖3-3某載貨汽車的I曲線與線2、同步附著系數(shù)由式（3.10）可得表達式=式（3.11）同步附著系數(shù)的計算公式是：式（3.12）由已知條件以及式（3.12）可得滿載時：=0.79空載時：==0.80空滿載的同步附著系數(shù)和應在下列范圍內(nèi)：0.55-0.80由式式（3.13）可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為式（3.14）同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為：式（3.15）由此得出利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線為：圖3-4制動強度與利用附著系數(shù)關系曲線——空載圖3-5制動強度與利用附著系數(shù)關系曲線——滿載由以上兩圖所示，設計的制動器制動力分配符合要求。3、制動器最大制動力矩應合理的確定前，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（3.8）可知，雙軸汽車前，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（3.16）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1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.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（3.17）=式（3.18）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。選取的輪胎型190/70R16。由GB2978可得有效半徑=360mm取=0.8==式（3.19）=式（3.20）由式（3.19），式（3.20）可得===3923.78===1846.48當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。4、設計計算制動鼓直徑根據(jù)制動鼓的工作原理中，我們不難發(fā)現(xiàn)，該型制動器制動力的大小、散熱的優(yōu)良以及熱衰減的情況與制動器本身的規(guī)格成正比。我們可以設想將制動器制作的無限大，那么將得到完美的制動器。但是對于汽車而言，無限大的制動鼓不符合實際情況，需要設計時考慮車連輪轂的大小，同時還應使兩者之間具有20到30毫米之間的間隙，以保證及時散熱，不至于影響到輪轂、輪胎等部件。由于鼓式制動器最大的問題就是熱量能否及時消退，從而不至于出現(xiàn)制動效果衰退的情況，需要制動鼓的壁有一定的厚度。因此，我們需要設計適合目標車型的、大小合適的制動鼓，一方面具有良好的經(jīng)濟性，另一方面使制動鼓有良好的剛度，最終確保制動鼓性能的發(fā)揮。經(jīng)過查閱資料，乘用車和商用車在設計制動鼓的直徑D時，需要參考其與輪輞Dr的直徑之比，具體為乘用車商用車根據(jù)《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》（QC/T309—1999）中關于制動鼓直徑與輪輞的論述可知，兩者之間具有125-150mm（轎車）、80-100mm（貨車及客車）的尺寸差距。因此，我們在設計時，需要參考表3-3中不同車型輪轂的相關大小，最終確定制動鼓的大小。表3-3制動鼓與車輪大小的選擇輪轂的尺寸/in12寸13寸14寸15寸16寸20寸內(nèi)徑極值/cm乘用車18202426載貨車、客車222426303242前文中，我們已經(jīng)確定了目標車型的相關參數(shù)，使用9.00-R20的輪胎，因此20in是其輪輞的直徑，根據(jù)公式計算輪轂的直徑為：將該數(shù)據(jù)與表3-1中20in輪輞最大直經(jīng)42cm進行比較計算，得到兩者之比為：經(jīng)過計算，滿足商用車的設計參數(shù)。5、摩擦襯片及包角的設計摩擦襯片的設計，需要綜合考慮制動鼓的大小及使用壽命、摩擦襯片的使用壽命等等，無論該襯片過大還是過小，都會對制動鼓的壽命以、生產(chǎn)工藝、成本控制以及匹配帶來不好的影響，合適的寬度的摩擦襯片會較好的適應制動鼓。（1）摩擦襯片面積的計算制動的實現(xiàn)是襯片與制動鼓產(chǎn)生摩擦力的結(jié)果，而摩擦力的大小，則由兩者之間的摩擦面積來決定，該面積的計算，經(jīng)查閱資料，有以下公式：mm（3.1）公式中，D表示制動鼓的內(nèi)徑，單位為mm；b摩擦襯片的寬度，其單位為mm；β1和β2則表示摩擦襯片的包角大小。查閱汽車工業(yè)設計標準，β的取值一般在90至120之間，這一范圍的確定，能夠使包角的磨損最小，升溫幅度最低，同時具有最佳的制動效果。包角無論過大還是過小，都會對制動器的磨損、制動器的散熱、制動是否平順有影響，甚至還可能出現(xiàn)自鎖的情況。經(jīng)過以上分析及查閱資料，可以得到摩擦襯片寬度的設計，需要滿足緊急制動時不超過2.5Mpa的壓力值（摩擦片與制動鼓）。另外，摩擦襯片的寬度的確定應將理論數(shù)值與市場供應的摩擦片寬度的規(guī)格為參考，既保證售后又保證成本的控制。車輛的重量與摩擦襯片的面積成正比，從而與摩擦襯片的寬度也成正比，因此摩擦襯片寬度的設計，還需要參考汽車重量與摩擦襯片面積的關系表，即為表3-2所示。表3-4汽車重量與摩擦襯片面積關系表汽車類型汽車重量m/t摩擦襯片在一個制動器的摩擦面積/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)設計制動器時，摩擦襯片面積的大小與制動鼓的半徑、襯片的寬度和包角等因素有正比關系，因此有公式：（3.2）上式中，β（即包角）表示弧度，因此摩擦襯片寬的b在A、R、β三者確定后即可得到相關的數(shù)值。經(jīng)查閱資料，確定95度的摩擦襯片的包角值，參考《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》（QC/T309.1999），確定摩擦襯片的寬度為100mm。將數(shù)值代入公式計算：cm該值經(jīng)過對比符合設計標準。根據(jù)公式3.1，計算：cm（2）計算（襯片的起始角）由圖3-1可知，是摩擦襯片的起始角，在計算起始角的大小時，我們參考示意圖，有公式：（3）計算距離（制動鼓的中心與輪缸的作用力之間的距離）這個距離越大，那么制動的力矩就會越大，制動效果就會越好。因此距離設計的越大越好，但是前提是輪缸能夠得以在制動器上進行安置。該距離的計算公式為為：，式中R為輪轂的直徑，本次設計R=160，計算128mm（4）計算和（制動蹄的支點）制動蹄的支點和之間呈反比關系，想要得到較高的制動效能，需要有盡可能大的和盡可能小的。經(jīng)查，與輪轂直徑的關系為：=0.8R，式中R為輪轂的直徑，本次設計R=160，計算：=0.8R=0.8×160=128mm，參考該值，將取值40mm。（5）計算摩擦系數(shù)摩擦系數(shù)越大，制動效果越高，兩者成正比關系。但是摩擦系數(shù)越高，則會帶來導熱與熱穩(wěn)定性能的降低。即目前摩擦材料的研究而言，0.3-0.5為常見的摩擦系數(shù)，最高不會超過0.7。另外材料的摩擦系數(shù)高了，就會變得不耐磨。因此綜合以上分析，摩擦系數(shù)應該確定一個合適的范圍。以摩擦材料工作溫度不超過250度為準，摩擦系數(shù)的范圍是0.35-0.4之間，本次設計將摩擦系數(shù)確定為0.4。（二）確定制動器的相關零件1、確定制動蹄不同車輛所使用的鼓式制動器，其制動蹄材料的選用，需要根據(jù)不同類型的車型進行選擇。T型鋼通過碾壓或者沖壓，然后再進行焊接作業(yè)生產(chǎn)的制動蹄一般用于乘用車和小型商用車，鑄造剛材質(zhì)或者鋁合金材質(zhì)的生產(chǎn)的制動蹄則多用于重載商用車上。輕量化是目前車輛研發(fā)的方向，因此在設計時，要盡可能的減輕制動蹄的重量，但前提是剛度得以保證，對此，科研人員通過徑向槽的設計，既減輕了重量又保證了剛度，也能均勻分配壓力（襯片和制動鼓產(chǎn)生），摩擦時容易出現(xiàn)的尖叫聲也有所減輕。另外，將制動蹄設計成工字或者山字形，進一步提高了制動蹄的剛性，常見于大型車上。本次設計的目標車輛是中型貨車，對制動蹄的要求不高，因此焊接生產(chǎn)的T型材料剛就能滿足設計要求。確定了制動蹄為T型，再來分析T型制動蹄的具體結(jié)構(gòu)，有腹板和翼緣兩部分組成，在保證剛度的前提下確定其厚度。根據(jù)現(xiàn)有設計，3至5mm厚主要用于乘用車，5至8mm厚主要用于商用車。乘用車的摩擦襯片則在4.5至5mm之間，商用車則一般大于8mm。粘接和鉚接是將制動蹄和摩擦襯片連接在一起的主要方式，兩種連接方式各有優(yōu)缺點，粘接效果較好，抗磨損力度大，但是更換麻煩，鉚接的優(yōu)點在于制動時較為安靜，生產(chǎn)工藝不復雜。經(jīng)過比較，本次設計的目標制動器的制動蹄采用鉚接方式。2、確定制動鼓外形的不同，使制動鼓有了多種結(jié)構(gòu)形式，設計時需要考慮剛度和熱容量這兩方面，兩者越大越好，不能出現(xiàn)劇烈升溫。另外，為了保證制動鼓和摩擦襯片的使用壽命，兩者材料的選擇要匹配好。鑄造和焊接也是制動鼓的主要生產(chǎn)工藝。目前汽車制動鼓的生產(chǎn)，主要使用便于加工以及耐磨耐熱的鑄鐵材料，采用鑄造方式，然后再進行機械加工。有的載重車輛需要的制動力很大，那么可以通過增設加強筋的方式，一方面保證其強度，另一方面也有利于散熱。圖3-6所示即為制動鼓的結(jié)構(gòu)圖。圖3-6制動鼓的結(jié)構(gòu)圖另外在考慮強度、剛度以及熱容量的前提下，確定制動鼓的鼓壁厚度。經(jīng)過科研人員的大量實驗表明，制動鼓的壁厚在11mm以內(nèi)就可以滿足要求，而且11mm以上的壁厚與制動鼓表面的最高溫度關系不大。因此將7.12mm確定為乘用車制動鼓的壁厚，14mm確定為商用車制動鼓的壁厚。為了便于隨時查看制動器的工作情況，便于售后維修，可以在制動鼓的壁上開鑿小孔，不會影響制動鼓的性能。3、確定摩擦襯片整個制動器，磨損最大的就是摩擦襯片，就是我們常說的剎車片，其運行方向與制動鼓相反，對加工材料的要求較高：（1）制動時，摩擦襯片產(chǎn)生的高溫不會過于影響摩擦的因數(shù)，使其具有一定的穩(wěn)定性；（2）為了保證摩擦襯片的使用壽命，要具有足夠的耐磨性。另外要盡可能的與制動鼓進行匹配，保證兩者都能夠有較長的使用壽命。兩者的磨損比一般在10:1。（3）為了保證有靈敏的制動響應，較小的制動行程，減少襯片和制動鼓之間不必要的摩擦，防止出現(xiàn)兩者咬死的情況，需要摩擦襯片具有較小的壓縮膨脹率。（4）駕乘感以及環(huán)保要求在進行制動時盡可能的安靜，減少噪音的產(chǎn)生，所以還需要從這兩個角度出發(fā)進行設計。（5）摩擦襯片與制動鼓進行摩擦時會產(chǎn)生碎屑及氣體，這類產(chǎn)物不能影響人體健康，不會造成環(huán)境污染。在以上五點的設計要求下，由金屬纖維、粘合劑、調(diào)節(jié)劑組成的半金屬的磨阻材料是生產(chǎn)摩擦襯片的最佳選擇，所生產(chǎn)的摩擦襯片，既具有耐熱性也具有耐磨性，應用十分廣泛。4、調(diào)整裝置的設計制動鼓和制動蹄的間隙調(diào)教十分重要，既不能過大造成制動反應時間太長，也不能太小造成不制動時兩者互相影響，因此需要對兩者之間的間隙進行合理的調(diào)教。在實際中我們會發(fā)現(xiàn)，不同車型不同車企，甚至同一車企、同一車型的制動器制動效果是不同的，制動磨損、裝配工藝等諸多因素會對這一結(jié)果造成影響，但最主要的影響還是制動鼓與制動蹄之間，其間隙的大小是否合適具有決定性的影響，因此科研人員研發(fā)了調(diào)整裝置，將兩者之間的間隙調(diào)整到最佳狀態(tài)，其應用范圍越來越廣。從理論角度來講，兩者之間的間隙越小越好，這樣就會有最短的制動響應時間，制動效果也會更好，但是材料的不同會出現(xiàn)不同熱變形以及機械變形，所以制動間隙的確定也應科學的確定。通常鼓式制動器一般有0.2-0.5mm的間隙，盤式制動器有0.1-0.3mm的間隙。參考其他已成熟的制動器以及車型，本次設計將間隙確定為0.4mm，通過階躍式的調(diào)整裝置來保證間隙的穩(wěn)定。四、設計驅(qū)動機構(gòu)（一）確定驅(qū)動機構(gòu)制動系統(tǒng)由執(zhí)行和驅(qū)動機構(gòu)組成，本章主要設計制動器的驅(qū)動機構(gòu)。所謂驅(qū)動機構(gòu)，從名字上看就是產(chǎn)生驅(qū)動力的機構(gòu)，通過驅(qū)動力使執(zhí)行機構(gòu)進行工作，完成制動。該機構(gòu)主要由制動主缸、制動油管道等機構(gòu)組成。從驅(qū)動力的來源可以將其分為簡單制動、動力制動以及伺服制動等；從驅(qū)動力的傳遞方式可以將其分為機械式、液壓式以及氣液混合式等。表4-1所示為驅(qū)動機構(gòu)的不同結(jié)構(gòu)。表4-1不同結(jié)構(gòu)的驅(qū)動機構(gòu)力的來源傳遞方式用途型式制動力源介質(zhì)型式介質(zhì)簡單制動方式（人力系）駕駛員機械式桿系或鋼絲繩駐車制動（無其他）液壓式制動液微型汽車（僅部分）的行車制動動力制動系氣壓動力制動系發(fā)動機動力空氣氣壓式空氣中，重型汽車的行車制動氣壓.液壓式空氣，制動液液壓動力制動系制動液液壓式制動液私服制動系真空伺服制動系司機體力與發(fā)動機動力空氣液壓式制動液轎車，微，輕，中型汽車的行車制動氣壓伺服制動系空氣液壓伺服制動系制動液結(jié)合目標車型情況，確定本次設計的制動器，其驅(qū)動結(jié)構(gòu)采用真空伺服方式。（二）確定液壓驅(qū)動機構(gòu)1、設計制動輪缸的直徑查閱資料，制動缸與制動塊之間，制動缸的張開力（）與輪缸的直徑（）以及制動管路中的壓力（）之間存在以下關系：液壓制動器制動的實現(xiàn)，是液壓油產(chǎn)生的壓力來實現(xiàn)制動活塞的運動，所以壓力的大小對制動來說十分重要。鼓式制動器的壓力值一般在10-12MPa之間，一般小于盤式制動器。輪轂的大小決定了制動器的尺寸，因此制動器的結(jié)構(gòu)一般都比較緊湊，只能通過增大壓力來增強制動力，也可以使輪缸的直徑不用太大。但這樣一來，由對制動系統(tǒng)的各個部件，特別是管路抗壓能力、密封情況等提出了新的要求。本次設計，在參考了各種文獻后，將壓力值確定為7MPa。標準化輪崗直徑的規(guī)格標準（HG2865—1997），范圍在19-55mm之間，分別為：19mm、22mm、24mm、25m、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。結(jié)合目標車輛，確定本次設計直徑為22mm的制動器輪缸。將數(shù)值代入以下公式計算張開力：N2、設計制動主缸的直徑查閱資料，當計算第i個輪缸的容積時，計算公式為：其中表示直徑（第i個缸），表示活塞數(shù)（第i個缸），表示活塞的行程（第i個缸），此值一般范圍在2.0-2.5mm之間，本次設計將該值確定為2mm。將相關數(shù)值代入公式計算查閱資料，輪缸總?cè)莘e的計算公式為：其中m表示輪缸的總數(shù)，將數(shù)值代入公式計算查閱資料，得到最終的容積（制動主缸）計算公式為：其中表示制動缸全部的容積，而表示制動軟管中的容積。該式的計算，參考已有經(jīng)驗，將商用車的V0值確定為，計算：7.9ml查閱資料，活塞行程與活塞的直徑之間有如下公式：主缸活塞行程和活塞直徑為其中表示活塞的行程，表示活塞的直徑。兩者之間一般有的關系，本設計取值。標準化主缸直徑的規(guī)格標準（QC/T311—1999），范圍在19-45mm之間，分別為：19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。根據(jù)公式：將主缸的直徑確定為。根據(jù)已有經(jīng)驗，采用液壓方式的制動器，其輪缸與主缸之間直徑的比應該為。計算：通過比較，本次設計的主缸及輪缸直徑符合要求。3、計算制動的踏板力圖4-1所示，為采用液壓為動力源的驅(qū)動機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖。圖4-1驅(qū)動機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖查閱資料，制動時踏板力的計算公式為：其中，表示活塞的直徑（制動主缸中的活塞），表示管路的壓力（制動管路），表示傳動比（踏板），其計算公式為，取值范圍是2-5，本次設計取值5。表示機械效率（踏板及制動主缸），取值范圍是，本次設計取值。將相關數(shù)值代入公式計算：N根據(jù)汽車生產(chǎn)標準，乘用車與商用車的踏板力應該分別在500N和700N以下，本次設計的踏板力符合要求。4、計算制動踏板的工作行程查閱資料，制動踏板的工作行程計算公式為：其中，表示主缸的間隙（推桿與活塞），本次設計該值為1.5