一、汽车总体设计（纸上） 二．制动器的设计计算 2.1 地面对车轮的法向反作用力 ——车轮有效半径，m。 令 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。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即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， 即≤ 或 式中 ——轮胎与地面间的附着系数； Z——地面对车轮的法向反力。 当制动器制动力和地面制动力达到附 着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑 移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩， 而即成为与相平衡以阻止车轮 再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见图2-2)。 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Z1，Z2为： ＝（640+x6.86）＝8725N ＝（1360－x6.86）＝7738N 式中 G——汽车所受重力； L——汽车轴距； ——汽车质心离前轴距离； ——汽车质心离后轴距离； ——汽车质心高度； g——重力加速度； -——汽车制动减速度。汽车紧急制动时最大加速度一般为7.5-8m/s*s,此处取6.86 2.2 汽车前后轴制动力 汽车总的地面制动力为 式中， q（）——制动强度，亦称比减速度或比制动力； ，——前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 上式表明：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。 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是 = （1） （2） 式中——前轴车轮的制动器制动力，； ——后轴车轮的制动器制动力，； ——前轴车轮的地面制动力； ——后轴车轮的地面制动力； ，——地面对前、后轴车轮的法向反力； G ——汽车重力； ，——汽车质心离前、后轴距离； ——汽车质心高度。 选取=0.7，则： =*=0.7*8725=6107.5N =*=0.7*7738=5416.6N 2.3同步附着系数的确定 同步附着系数的选取原则： 1、路面状况好，可以取大一点； 路面差，取小一些。 2、单胎，抗滑性能差，取大些；双胎，抗侧滑强取小一些。 3、车速高，取大些；车速低取小些。 4、平原地区，取大些；山区取小些。 综上所述，选择此轻型汽车的=0.7 空载时制动力分配系数 2.4制动器最大制动力矩 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 = *=6107.5*0.29=1171N*m =*=5416.6*0.29=1570N*m 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。 则单个前轮制动器应有的最大力矩为 585.5N*m 单个后轮制动器应有的最大力矩为 785 N*m 三．制动器结构设计与计算 3.1制动鼓内径D 输入入力一定时，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)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。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下： 乘用车： D／Dr=0.64～0.74 货车： D／Dr=0 .70～0 .83 制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZB T24 D05—89《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。 依据汽车后轮轮胎型号：195/60R15 于是， 得轮辋直径Dr Dr =25.4 x 14=356 mm （1 in=25.4mm） 取 D／Dr=0.75 则制动鼓内径直径 D=0.64x Dr=0.75x356=267mm 参照中华人民共和国专业标准 QC/T 309—1999 《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》，轮辋直径15英寸的制动鼓最大内径不超过260mm。 取 D=260mm。 3.2制动鼓厚度n 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其散热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚： 轿车制动鼓壁厚取为7—12mm。 货车取为13—18mm。 本设计取制动鼓厚度为 n=10mm。 制动鼓有铸造的和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取。 3.3摩擦村片宽度b和包角β 制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为 Ap=Rβb. 式中，θ以弧度（rad）为单位。 制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑Ap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。 试验表明，摩擦衬片包角β=90°～100°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120°。 取 β=90°。 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。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积越小，从而磨损也越小。根据中华人民共和国专业标准 QC/T 309—1999 《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》，对于（0.9~1.5）t的轿车，单个制动器总的摩擦面积Ap为（100~200）cm2,这里取： Ap=150cm2.。 b=75mm。
3.4摩擦衬片起始角 一般将衬片布置在制动碲的中央，即令=90°－。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，以改善磨损均匀性和制动效能。 此设计中 令=90°－=90°－=45° 3.5制动器中心到张开力P作用线的距离a 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下。应使距离e尽可能大，以提高制动效能。暂定 a=0.8R=0.8x130=104mm 3.6制动体制动蹄支撑点位置坐标k和c 在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，尽可能加大a，减小c。 暂定 c=0.8R=0.8x130=104mm k=25mm 3.7 摩擦片摩擦系数 摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，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0.3～0.5，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，保持摩擦系数已无大问题。 本设计取=0.3。 制动器参数
四．制动器主要零部件的结构设计 4.1 制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料向匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。 中型，重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用；铸铁内鼓筒与铝合金也是铸到一起的，这中内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减少了质量。 本设计采用的制动鼓材料：铸铁内鼓筒与铝合金铸到一起 4.2 制动蹄 轿车和微型，轻型载货汽车的制动蹄管饭采用T形型钢碾压或钢板冲压--焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多采用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，单小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm~5mm；货车的约为5mm~8mm。摩擦片的厚度，轿车的多为4.5mm~5mm。 本设计制动蹄选用：T形45号钢 制动蹄腹板厚度：5mm 制动蹄翼缘厚度：5mm 摩擦衬片厚度：5mm 4.3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置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应该有足够的刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程增大，衬片磨损也不均匀。 本设计底板的材料：45号钢 4.4制动蹄的支承 为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。 本设计采用支承销由45号钢制造并高频淬火。 其支座为可锻铸铁（KTH370—12）或球墨铸铁（QT400—18）件。 4.5制动轮缸 制动轮缸的刚起由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入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的橡胶皮碗密封。 4.6制动器间隙 制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm；盘式制动器的为0.1～0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。 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佳间隙值。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。 鼓式制动器的间隙调整是通过凸轮轴和制动气室之间的连接杆系—— 制动臂实现的，在制动臂的内部有一蜗轮和蜗杆副，通过调整蜗杆转动蜗轮带动凸轮转动，消除摩擦副间的多余间隙。 五、液压制动驱动机构设计计算（纸上） 六．校核 5.1校核制动器的热容量和温升的核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件： 式中 ——制动鼓的总质量；初选=16kg ——与制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动鼓等)的总质量；初选=27kg ——制动鼓材料的比热容，对铸铁=482J／(kg·K)，对铝合金 c=880J／(kg·K)； =482J／(kg·K) ——制动鼓的温升。一次由=30km／h到完全停车的强烈制动，初选=14℃ 温升不应超过15℃)； =269438 J／K L——汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动生成的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 式中——汽车整备质量； =800kg ——汽车制动时的初速度，可取； ——汽车制动器制动力分配系数， =0.76 =147136 J／K =46464 J／K +=119048+41828=193600 J／K 而276668 J／K 193600 J／K 符合要求 所以制动器的热容量与升温符合要求。 5.2制动器的校核 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： T=mg=0.3×0.293×1142.4×9.8=985N*m ——车轮有效半径。 m——后轴质量 ——摩擦系数 =2707N*m>985N*m 因此后轮最大制动力矩符合要求 七、参考文献 1．机械设计手册（第三版） 2．汽车工程手册 人民交通出版社 3． 汽车构造 人民交通出版社 4．王望予 汽车设计 机械工业出版社 5．汽车理论 机械工业出版社 | ||||||||||||||||||||||||||
参考文献
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