车辆工程毕业设计（论文）路宝汽车制动系统的设计【全套图纸】.doc

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1、第1章 绪论1.1制动系统设计的意义汽车制动器是汽车制动系统的重要组成部分,是汽车行驶安全的重要部件之一.作为一种新型的制动部件,盘式制动器与传统的鼓式制动器比较，具有散热快、重量轻 、构造简单、调整方便、制动效果稳定、热稳定性好、耐高温性能好等优势，随着高速公路发展和车流密度增大，出现了频繁的交通事故。而盘式制动器，尤其是浮动钳盘式制动器以其优越的制动性能已得到了汽车制造厂家及用户的极大关注，有着非常好的发展前景。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。众多的汽车工程师在改进汽车制动性能的

2、研究中倾注了大量的心血。目前关于汽车制动的研究主要集中在制动控制方面，包括制动控制的理论和方法，以及采用新的技术。全套图纸，加153893706汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车的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。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系统工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能作为制动系重要组成部分之一的制动器在我国发展前景广阔，目前乘用车主要采用前盘后鼓式和全盘式制动器，20%的乘用车采用前盘后鼓式制动器，商用

3、车主要采用全鼓式制动器，只有高档客车和有特殊需求的车辆才采用前盘后鼓式制动器和全盘式制动器。随着对汽车制动性能的提高，越来越多的先进电子制动技术得到采用。制动器作为制动系中直接作用制约汽车运动的一个关健装置，车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车制动之用，而中央制动器则仅用于驻车制动，当然也可起应急制动的作用。汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系的某轴上。制动器是将汽车的动能以摩擦方式转化为热能并加以吸收的机构，不仅要按产生足够的制动力的条件，还要按能量容量和磨损寿命足够的条件来确定制动器。为确保制动稳定性可靠，热稳定性好，寿命

4、长，造价低，现今的制动器产品无论从性能、结构方面，还是生产制造方式和操纵控制方面，都在发生着诸多的变化。它们大大地优化了制动器各方面的性能，从某种程度上看,这些变化也反映了汽车制动器的发展方向。制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且街头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车用车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。在国内主要从事鼓式制动器总成的企业有万向钱潮、亚太机电、重庆红宇等一些企业。2004年前八家企业产量集中度达到85.4%。随着近几年汽车盘式制动器的发展，液压鼓式制动器目前只在一

5、些比较低档的经济型轿车上在使用。根据慧聪汽车市场研究所最新的统计表明，2008年17月，我国乘用车中刹车制动器用鼓式制动器只占20%，并且鼓式制动器目前已经彻底退出前轮制动。自2000年以来，我国盘式制动器市场需求增长速度发展非常快。从中国汽车工业协会统计的情况来看，2000年我国盘式制动器的产量只有57.58万套，到2004年迅速增长到468.72万套，增长7倍多，年平均增长率高达68.9%，2007年增长至1000万套。过去5年里，我国盘式制动器应用的增长非常迅速。汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系的某轴上，例如变速器第二轴的后端

6、或传动轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状又可分为鼓式和盘式两大类。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。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上(对车轮制动器)或变速器壳或与其相固定的支架上(对中央制动器)；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。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

7、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，现代汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很少采用，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结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作各种汽车的中央制动器。车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车

8、制动之用；而中央制动器则仅用于驻车制动，当然也可起应急制动的作用。 随着我国汽车工业技术的发展,特别是轿车工业的发展,合资企业的引进，国外先进技术的进入，汽车上采用盘式制动器配置正逐步在我国形成规模。特别是在提高整车性能、保障安全、提高乘车者的舒适性等方面都发挥了很大的作用, 预计未来几年，随着我国公路交通条件的改善，高等级公路的发展，新法则要求的实施，车辆性能的不断提高，盘式制动器作为新型的能提高汽车主动安全性的产品将会得到快速的推广和应用，有着广阔市场前景。现在汽车盘式制动器的研究和开发应注重的问题主要是：提高制动器的制动效能、防止尘污和锈蚀、减轻重量、简化结构、降低成本、向电子报警和智能

9、化系统的发展，以及实用性更强与寿命更长等。1.2制动系统研究现状 汽车是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。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。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大,人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。 虽然近几年从德国大众、法国雷诺、美国通用等国外汽车引进了轿车，不少零配件的国产率也比较高，但引进的主要是总成和零配件，没有引进开发技术，至于轻型客货车的开发技术引进就更少了，所以我国自行开发轻型客货车及其轿车的能力，跟汽车发达国家相

10、比差距还是很大。近年来我国出版过很多汽车制动方面的著作，但是从数量上还是不能满足汽车工业发展的要求。特别是在汽车制动器的开发和设计方面与发达国家相差很大，许多尖端技术还不能了解。所以对于研究设计制动器来说，在我国有着非常重要的影响。哈飞路宝是哈飞汽车继哈飞中意之后与意大利Pininfarina公司联合设计开发的一款两厢五门轿车,其特点:车身小巧、内饰外观精美、安全性能高、动力强劲、油耗低，排放根据需求可分别达到欧洲号与欧洲号标准。路宝汽车制动器是前轮盘式制动器，后轮鼓式制动器，相比四轮都采用盘式制动器，这种设计方式初衷是使其更经济。因为对路宝汽车的消费人群来说，选路宝本身就因为其优秀的性价比，

11、所以需要为其设计经济实用的制动器。通过制动器的结构型式和设计参数对汽车安全性有直接影响.因此,制动器型式选择、设计参数选择及设计计算对汽车的整车设计极其重要。通过制动器设计熟悉汽车总成和零件设计。1.3制动系统设计内容（1）研究、确定制动制动驱动形式。（2）研究、确定制动系统的构成 1）设计制动系统示意图。 2）驻车制动采用的形式。 3）是否需要有辅助制动。（3）汽车必需制动力及其前后分配的确定 。（4） 确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数。 （5） 制动器零件设计及作图。 （6） 制动操纵系统设计。 （7） 管路设计及布置 第2章 制动系统总体方案设计 汽车制动系统总体方案设计，主要涉

12、及制动器的结构型式选择，制动驱动机构的结构型式选择，制动管路布置结构型式的选择等三个方面。本章将就这三个方面的问题进行分析论证。2.1 制动器的结构型式的选择车轮制动器主要用于行车制动系统，有时也兼作驻车制动之用。制动器主要有摩擦式、液力式、和电磁式等三种形式。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车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器2。摩擦式制动器按摩擦副结构不同，可以分为鼓式、盘式和带式三种。带式只用于中央制动器；鼓式和盘式应用最为广泛。鼓式制动器广泛应用于商用车，同时鼓式制动器结

13、构简单、制造成本低。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。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的凸缘上(对车轮制动器)或变速器壳或与其相固定的支架上(对中央制动器)；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。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

14、又称为带式制动器。现外束型鼓式制动器主要用于中央制动器的设计1。相对于鼓式制动器盘式制动器具有以下优点：（1）热稳定性好；（2）水稳定性好；（3）制动稳定性好；（4）制动力矩与汽车前进和后退等行驶状态无关；（5）在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的结构尺寸和质量比鼓式制动器的要小；（6）盘式制动器的摩擦衬块比鼓式制动器的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也比较简单，维修、保养容易；（7）制动盘与摩擦衬块间的间隙小，一次缩短了油缸活塞的操作时间，并使驱动机构的力传动比有增大的可能；（8）制动盘的热膨胀量不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使得间隙自动调整机构的设计可以简化；（9

15、）易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性与安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动；（10）能方便地实现制动器磨损报警，能及时地更换摩擦衬片。作为一款微型车，出于制造维修成本以及制动效能等方面考虑，采用前盘后鼓式制动器。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车轮旋转方向对制动效能的影响均不同2。 （a） （b） （c） （d） （e） （f）图2.1鼓式制动器简图（a）领从蹄式（凸轮张开）；（b）领从蹄式（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）双向增力式制动

16、蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，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。领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；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；易于调整蹄片之间的间隙。因此得到广泛的应用，特别是用于乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器2。路宝总质量较小，因此采用结构简单，成本低的领从蹄式鼓式制动器。按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分，盘式制动器分为钳盘制动器和全盘制动器两大类。全盘制动器的固定摩擦元件和旋转元件均为圆盘形，制动时各盘摩擦便面全部接触。这种制动器

17、的散热性差，为此，多采用油冷式，结构复杂。前盘式制动器按制动钳的结构形式可分为固定钳盘和浮动钳盘两种。其中浮动前盘式制动器只在制动盘的一侧装油缸，其结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺寸紧凑，可将制动器进一步移近轮毂。因此作为路宝车前制动器采用浮动前盘式制动器。2.2 制动驱动机构的结构型式的方案比较选择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，如表2.1所示。表2.1 制动驱动机构的结构型式制动力源力的传递方式用途型式制动力源工作介质型式工作介质简单制动系（人力制动系）司机体力机械式杆系或钢丝绳

18、仅限于驻车制动液压式制动液部分微型汽车的行车制动动力制动系气压动力制动系发动机动力空气气压式空气中、重型汽车的行车制动气压-液压式空气、制动液液压动力制动系制动液液压式制动液伺服制动系真空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气压制动系空气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，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，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(故障少)，还

19、广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中2。液压式简单制动(通常简称为液压制动)用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短(0.10.3s)；工作压力高(可达1020MPa)，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动块的压紧机构)，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小；机械效率较高(液压系统有自润滑作用)。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，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制

20、动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0.3s0.9s)，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件继动阀(亦称加

21、速阀)以及快放阀；管路工作压力低，一般为0.5MPa0.7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式(常压式)与开式(

22、常流式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借阀的节流而产生所需的液压并传入轮缸。闭式回路因平时总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障时，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，还有制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但结构相当复杂，精密件多，对系统的密封性要求也较高，目前应用并不广泛。各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。伺服制动的制动

23、能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压)一般可达0.05MPa0.07MPa；空气伺服制动的伺服气压一般能达到0.6MPa0.7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动

24、多用于总质量在1.1t1.35t以上的轿车和装载质量在6t以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6t12t的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。本次设计采用真空助力式伺服制动系统。2.3 制动管路的多回路系统为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双管路的。应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互独立的回路，以便当一个回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根据GB 72582004规定制动系统部分管路失效的情况下，应能有一定的制动力。 （a） （b） （c） （d） （e）1双腔制动主缸；2双回路系统的一

25、个分路；3双回路的另一分路图2.2双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案图2.2为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案图。选择分路方案时主要是考虑其制动效能的损失程度、制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。图2.2(a)为前、后轮制动管路各成独立的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称型。其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器相配合，成本较低。在各类汽车上都有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案若后轮制动管路失效，则一旦前轮抱死就会失去转弯制动能力。对于前驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将显著降低并小于正常情况下的一半，

26、另外由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死导致汽车甩尾。图2.2(b)为前、后轮制动管路呈对角连接的两个独立的回路系统，即前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路，称交叉型，简称X型。其特点是结构也很简单，一回路失效时仍能保持50%的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前、后各有一侧车轮有制动作用使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。所以具有这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值(至20mm)，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性，所以多用于中、小型

27、轿车。图2.2(c)的每侧前制动器的半数轮缸与全部后制动器轮缸构成一个独立的回路；而两前制动器的另半数轮缸构成另一回路。可看成是一轴半对半个轴的分路型式，简称HI型。图2.2(e)的两个独立的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个轴对前、后半个轴的分路型式。简称HH型。这种型式的双回路系统的制动效能最好。HI，LL，HH型的结构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况下相同，剩余总制动力LL型可达正常值的80%而HH型约为50%左右。HI型单用回路3(见图2.2(c)，即一轴半)时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱死。本次设

28、计采用图2.2(a)所示前、后轮制动管路各成独立的的回路系统符合了GB 72582004对制动管路布置的要求。2.4 本章小结本章主要对路宝汽车制动系统的总体设计进行了比较和论证选择，通过对制动器的结构型式、制动驱动机构的结构型式，制动管路布置的结构型式三个方面对制动系统进行了整体上的选择。第3章 制动器设计计算 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按GB7258-2004的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。3.1 路宝汽车的主要技术参数在制动器设计中需预先给定的整车参数如表3.1所示表3.1 路宝整车参数已知参数路宝轴距L（mm）2335整车整备质量（Kg）895满载质量（Kg）12

29、70满载时质心距前轴中心线的距离（mm）1320满载时质心距后轴中心线的距离（mm）1010空载时质心高度（mm）470满载时质心高度（mm）370车轮工作半径（m）0.272轮 胎165/65 R133.2 制动系统的主要参数及其选择3.2.1 同步附着系数对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同值的路面上制动时，可能有以下三种情况4。1、当时制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；2、当时制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；3、当时制动时汽车前、后轮同时抱死，这时

30、也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为，即，为制动强度。在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度。这表明只有在的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各

31、类轿车和一般载货汽车的值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取；货车取为宜。参考与同类车型的值，取。3.2.2 制动力矩分配系数及制动强度根据选定的同步附着系数，已知： （3.2）式中：汽车轴距，mm； 制动力分配系数； 满载时汽车质心距前轴中心的距离；满载时汽车质心距后轴中心的距离； 满载时汽车质心高度。求得： 进而求得：q=0.683.2.3 制动器最大的制动力矩为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。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 成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分

32、利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为： （3.3）式中：汽车质心离前、后轴的距离； 同步附着系数； 汽车质心高度。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 （3.4）式中：前轴制动器的制动力，； 后轴制动器的制动力，； 作用于前轴车轮上的地面法向反力；作用于后轴车轮上的地面法向反力；车轮的有效半径。对于选取较大值的各类汽车，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，故所需的后轴和前轴制动力矩为 （3.5） （3.6）式中：该车所能遇到的最大附着系数； 制动强度； 车轮有效半径。Nm Nm单个车轮制动器应有的最大制动力矩为 、的一半，为611

33、.36Nm 和542.14Nm。3.3 制动器的结构参数3.3.1 鼓式制动器的结构参数1、制动鼓直径 轮胎规格为165/65 R13 轮辋为13in 表3.2 制动鼓内径轮辋直径 英寸1213141516制动鼓内径轿车180200240260-货车220240260300320查表3.2得制动鼓内径D=200mmD=330mm根据轿车在0.640.74之间选取取=0.64D=211.2mm，2、制动蹄摩擦片宽度、制动蹄摩擦片的包角和单个制动器摩擦面积由制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定，选取制动蹄摩擦片宽度mm；摩擦片厚度mm。摩擦衬片的包角通常在范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角时

34、磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角也不宜大于，因为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。综上所述选取领蹄，从蹄单个制动器摩擦面积： （3.7）式中：单个制动器摩擦面积，mm2制动鼓内径，mm； 制动蹄摩擦片宽度，mm； 分别为两蹄的摩擦衬片包角，（）。cm2表3.3 制动器衬片摩擦面积汽车类别汽车总质量t单个制动器摩擦面积cm2轿车客车与货车（多为）（多为）由表3.3数据可知设计符合要求。图3.1鼓式制动器的主要几何参数3、摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角如图3.1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中

35、央，并令。领蹄包角从蹄包角4、张开力的作用线至制动器中心的距离在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离（见图3.4）尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂取，根据设计时的实际情况取mm5、制动蹄支销中心的坐标位置与如图3.4所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸尽可能地小设计时常取mm，以使尽可能地大，初步设计可暂取，根据设计的实际情况取mm。 6、摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的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

36、器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。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=0.350.4已不成问题。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值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。3.3.2 盘式制动器的结构参数1、制动盘直径D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，降低摩擦衬块的单位压力和工作温度。但制动盘的直径D受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径D选择

37、轮辋直径的7079，而总质量大于2t的汽车应取上限D=0.33074%=0.24m取制动盘直径mm2、制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择10mm20mm，选择制动盘厚度为h=10mm。3、摩擦衬块工作面积A 推荐根据制动器摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在范围内选取且工作表面的面积仅为制动盘面积的126，同类车型比较选取面积为60。4、摩擦衬块内半径与外半径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，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则

38、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。取摩擦衬块外半径，内半径则摩擦衬块半径选取符合要求。3.4 制动器的设计计算3.4.1鼓式制动器摩擦片上的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。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图3.2所示。 图3.2 支承销式制动蹄 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： (3.8)而摩擦力产生的制动力矩为 在由至区段上积分上式，得 (3.9)当法向压力均匀分布

39、时， (3.10)图3.3 张开力计算用图增势蹄产生的制动力矩可表达如下： (3.11)式中:单元法向力的合力；摩擦力的作用半径(见图3.3)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： (3.12)式中：轴与力的作用线之间的夹角；支承反力在工：轴上的投影。解式(3.8)，得 (3.13)对于增势蹄可用下式表示为 (3.14)对于减势蹄可类似地表示为 (3.15)图3.4 制动力矩计算用图为了确定，及，必须求出法向力N及其分量。如果将(见图3.4)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则有： (3.16)因此对于领蹄：

40、 (3.17)式中：。考虑到 (3.18)则有 (3.19) 由于设计和相同，因此和值也近似取相同的。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 （3.20）由式（3.14）和式（3.15）知对于液压驱动的制动器来说，所需的张开力为Nm (3.21) 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(3.14)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： (3.22) (3.23)成立，不会自锁。由式(3.24)和式(3.29)可求出领蹄表面的最大压力为： (3.24)=2.10pa式中：，见图3.3；，见图3.4；摩擦衬片宽度；摩擦系数。因此鼓式制动器参数选取符合设

41、计要求。3.4.2 盘式制动器制动块上的制动力矩盘式制动器的计算用简图如图3.5所示，今假设衬块的摩擦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 （3.25）式中：摩擦系数；N单侧制动块对制动盘的压紧力(见图3.8)；R作用半径。 图3.5 盘式制动器计算用图 图3.6 钳盘式制动器作用半径计算用图对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取R为平均半径或有效半径已足够精确。如图3.6所示，平均半径为 式中 ，扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图3.6，在任一单元面积只上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中q为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于

42、制动盘上的制动力矩为 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为 得有效半径为 令，则有 （3.26） 因，故。当，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大，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。由求得：N3.4.3 制动器效能因数制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 （3.27）式中：制动器效能因数制动器的摩擦力矩； 制动鼓或制动盘的作用半径； 输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。 对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为、，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： （3.28