鼓式制动器毕业设计.docx
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鼓式制动器毕业设计
题目:
轿车后轮制动器的设计
学院（直属系）:
交通与汽车工程学院
年级、专业:
2017级车辆工程
1
摘要4
1绪论7
1.11概述7
1.2制动器研究现状和进展7
1.3制动器的设计意义8
2制动器类型及方案的选择9
2.1盘式制动器9
2.2鼓式制动器9
2.3制动器型式及方案的确定14
3制动系的主要参数的选择15
3.1理想的前、后制动力分配曲线15
3.2制动力分配系数与同步附着系数的确定16
3.3制动力分配的合理性分析18
4制动器的设计计算24
4.1鼓式制动器主要参数的确定24
4.2蹄片上力矩的计算26
4.3制动器效能因数32
4.4制动器制动力的计算32
4.5驻车制动的计算33
4.6摩擦片磨损特性的计算35
4.6.1比能量耗散率的计算35
4.7制动蹄支承销剪切应力的计算37
5制动效能的评价39
5.1制动减速度39
5.2制动距离39
5.3制动效能的稳定性40
6液压操纵机构的设计41
6.1工作轮缸的工作容积41
6.2制动主缸的工作直径与工作容积41
6.3制动踏板力与制动踏板行程的校核41
7鼓式制动器的优化设计43
7.1设计变量43
7.2目标函数的建立43
7.3建立约束函数43
7.4优化求解44
7.5优化结果45
8制动器主要零部件的结构设计47
8.1制动鼓的结构设计47
8.2制动蹄的结构设计47
8.3摩擦衬片的结构设计48
8.4制动底板的结构设计48
8.5支承形式的设计49
8.6制动轮缸49
8.7蹄与鼓之间的间隙调整装置49
9结论51
总结与体会52
致谢53
参考文献54
附录一55
附录二57
轿车后轮制动器的设计
摘要
制动系的功能是使汽车减速停车，在下坡行驶时稳定车速以及使汽车能可靠
地驻留在平地或一定角度的坡道上。
同时汽车制动系直接影响着汽车的安全性
能，而制动器是制动系统重要组成部分，为此如何开发出高性能的制动器是提高
主动安全性能的关键。
本文首先对各种制动器的结构特点和制动性能作了简要阐
述，随后根据给定车型的整车参数和技术要求，将鼓式制动器作为设计对象并确
定了鼓式制动器基本参数；紧接着对鼓式制动器进行了计算和对其主要零部件的
结构进行了设计。
最后运用三维建模软件CATIA和制图软件AutoCAD分别建立了
鼓式制动器的三维模型和工程图；并通过仿真软件MATLAB对鼓式制动器的制动
性能进行了优化。
关键词：
优化，鼓式制动器，制动性能，设计
整车性能参数
驱动形式：
4×2
长×宽×高：
3800×1695×1545
轴距：
2460mm
轮距前/后：
1429/1422mm
整备质量/满载质量：
1150kg/1550kg
汽车满载时质心离前轴的距离a=1060mm，质心离后轴的距离b=1200mm
汽车空载时质心离前轴的距离a=880mm，质心离后轴的距离b=1380mm
汽车质心高度：
空载hg=530mm满载/hg=520mm
最高车速：
180km/h
最大爬坡度：
35％
最小转向半径：
9m
最大功率/转速：
74/5800KW/rpm
最大转矩/转速：
150/4000N.m/rpm
轮胎型号：
185/60R14T
最大地面附着系数：
0.8
1绪论
1．1概述
汽车的行车制动性能是汽车行车安全性能的一项重要指标。
然而，制动器又
是制动系统的重要组成部分。
制动器时制动系统制动时的执行机构，是作用产生
制动力矩阻碍车辆运动或运动趋势。
目前汽车所装制动器可分为两种型式，即鼓
式制动器和盘式制动器。
对于鼓式制动器而言，在制动的过程中固定在制动底板上，且位于制动鼓内
部的弧形制动蹄在促动力的作用下，使制动蹄的圆弧面压紧在旋转着的制动鼓内
侧，从而产生摩擦力矩使汽车减速度或停车。
盘式制动器是由制动盘制动钳组成。
在制动时，由促动装置促动制动块使制
动块和制动盘侧端面紧贴，以阻碍制动盘运动，而使汽车制动。
汽车在行车制动过程中，整车轴荷会向前转移，前轴载荷会达到整车载荷的
70%～80%之多。
由于在相同尺寸和质量的制动器中盘式制动器输出的制动力较
大，从节省安装空间和减少非簧载质量来考虑，将盘式制动器装于前轮较为合适。
后轮制动器除了有行车制动功能之外，还有驻车制动的功能。
若要使盘式制动器
具有驻车制动的功能，这样会使其结构变得很复杂。
考虑到工艺性和经济性常将
盘式制动器用于前轮，鼓式制动器则常装于后轮。
近些年来，由于盘式制动器的各种优良性能的突出体现，同时由于鼓式制动
器的结构问题使制动效率受外界因素影响较大。
所以鼓式制动器主要用于抵挡乘
用车。
目前鼓式制动器在我国乘用车中已经退出前轮制动，但仍然应用于大部分
商用车。
1.2制动器研究现状和进展
从发展历程来看，汽车鼓式制动器行业的发展是由整车业带动发展起来的；
从技术水平上来看，汽车鼓式制动器行业滞后于整车行业，并不具备超前于整车
技术的条件。
因此，我国汽车鼓式制动器行业的发展规模取决于汽车整车业的发
展规模与速度。
长期以来，为了发挥鼓式制动器的优势，各汽车行业都将鼓式制动器的工作
过程和性能计算分析作为研究的主要任务。
当前制动器的设计主要包括制动器各种性能的预测和制动器结构设计。
为此
开发了制动器仿真分析软件和专用计算机辅助设计软件。
现阶段对鼓式制动器的
设计主要采用多体力学仿真软件，建立鼓式制动器制动器效能因数的非线性动力
学仿真模型，建立模型时间短，在计算机上即可仿真求解。
制动系统设计首先应
该考虑系统的约束条件；其次再根据系统的约束条件来确定所设计制动器的类
型。
最后对制动器仿真，通过可视化界面将数据库与仿真软件结合，为整车制造
厂提供简洁方便的服务
1.3制动器的设计意义
汽车的行车制动性能是汽车行车安全性能的一项重要指标。
所以在当前形势
下，如何开发出具有良好制动效能和高可靠性的制动系统至关重要。
制动器是制
动系统中的执行机构，驾驶员通过制动踏板和一系列传力介质将力传至制动轮
缸，制动轮缸向制动蹄施加促动力使蹄片和制动鼓紧密贴合而产生制动力矩，来
是汽车制动的。
现代汽车几乎采用的是摩擦式制动器，对于制动器来讲如何获得较高的制动
效能及制动效能稳定性，才是设计制动器的关键，亦是保证行车安全性能的保障。
因此如何改进制动器结构，使制动器具有优良的制动性能，对于汽车行驶安全性
具有重大意义。
2制动器类型及方案的选择
一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转零件施加制动力矩；使旋转零件
转速降低，同时依靠车轮与路面的附着作用，产生地面制动力以使汽车减速摩擦
式制动器主要分为盘式制动器和鼓式制动器。
2.1盘式制动器
制动盘是摩擦副中的旋转零件，工作面是金属盘的两侧端面【1】。
制动钳是由
装在横跨制动盘两侧的钳形支架中的制动块和促动装置组成，制动块是由工作面
积不大的摩擦块和金属背板组成【1】。
每个制动器一般有2～4个制动块。
盘式制
动器有钳盘式和全盘式两大类。
2.1.1全盘式盘式制动器
全盘式制动器是由制动盘、摩擦片和金属背板组成。
盘式制动器在工作
时，制动盘的整个圆面都会与摩擦片接触。
由于这类制动器的结构和性能的
特殊性，一般很少用作车轮制动器。
2.1.2钳盘式制动器
定钳盘式制动器的制动钳完全固定安装在车桥左、右两外缘端面上。
为了能
使制动器能产生制动力矩，则必须在制动盘两侧装设可在制动盘轴向浮动的促动
装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。
浮钳盘式制动器又可分为滑动钳盘
式制动器和摆动钳盘式制动器两类。
2.1.3盘式制动器特点
盘式制动器与鼓式制动器相比，有如下优点
1）制动器效能对摩擦因数依赖程度较小，所以制动效能稳定性好。
2）浸水后效能降低不大，而且只需经一两次制动就可恢复正常。
3）以较小的体积和质量，可输出较大的制动力或制动力矩，有利于减轻整
车质量和节约安装空间。
制动盘沿厚度方向上的热膨胀量小，在制动过程中不会导致制动踏板行
程过大【1】。
4）容易实现间隙自动调整，其他维修作业也较方便。
2.2.1领从蹄式制动器
等促动力制动器制动时的制动蹄受力分析简图
1-领蹄2-止挡板3-从蹄4-制动鼓5-制动轮缸
图2-1
图2-1所示为领、从蹄式制动器制动时制动蹄的受力分析简图。
轮缸中有两
个直径相等的活塞，并且都可以在缸内轴向浮动，制动时两个活塞分别对两个制
动蹄施加的推力大小相等，所以又被称为等促动力制动器。
即如图2-1所示情况，当制动蹄片绕支承点旋转的方向与制动鼓旋转方向相
同时，制动蹄片会对制动力矩起增势作用，这样的制动蹄被称为领蹄。
当制动蹄
片绕支承点旋转的方向与制动鼓旋转方向相反时，制动蹄片会对制动力矩起减势
作用，这样的制动蹄被称为从蹄。
在汽车倒车制动过程中由于车轮旋转方向会反
向，领蹄和从蹄会改变属性，但是制动器仍然具有领蹄和从蹄各一个，所以制动
效能不会发生变化。
领、从蹄式制动器由于其结构特点，领蹄和从蹄所受到的摩擦力矩是不一样
的，领蹄上的摩擦力矩大约是从蹄的2～2.5倍。
显然领蹄摩擦片的磨损速度比
从蹄快很多，所以有些制动器的领蹄摩擦片会比从蹄摩擦片厚一些。
这样的制动
蹄不具有互换性。
2.2.2单向双领蹄式和双向双领蹄式制动器
单向双领蹄式制动器制动时的制动蹄受力分析简图
1-制动鼓2-支撑销3-制动轮缸4-制动蹄5-回位弹簧
图2-2
单向双领蹄式制动器，每一个制动蹄都配装有一个制动鼓轮缸。
两套制动蹄、
轮缸、支撑销在制动底板上的布置形式是关于圆心中心对称布置。
两个轮缸与同
一根油管相连，已达到两轮缸的油压相等。
由于前进时，两蹄都是领蹄，所以制
动效能比领从蹄式高；而在倒车制动时两个蹄片均是从蹄，制动效能低于领、从
蹄式制动器。
双向双领蹄式制动器制动时的制动蹄受力分析简图
1-制动鼓2-回位弹簧3-制动轮缸4-制动蹄
图2-3
若将两个制动蹄片的四个端面都与制动轮缸活塞接触，无论是汽车前进制动
还是倒车制动，都能使两蹄片处于增势状态。
那么这样的制动器就被称为为双向
双领蹄式制动器。
双向双领蹄式制动器的结构也是成对设计的，这些结构既是按中心对称布置
又是按轴对称布置的。
由于制动蹄的两端都支承在活塞端部，所以所有支点都是
浮动的。
2.2.3双从蹄式制动器
FN1
双从蹄式制动器制动时的制动蹄受力分析简图
1-制动鼓2-支撑销3-制动轮缸4-制动蹄5-回位弹簧
图2-4
从图2-4上易看出，双从式制动器结构与双领蹄式制动器很相似，对于双从
式制动器来说，它可由双领蹄式制动器中一个制动蹄的支承点与另一个制动蹄的
促动轮缸交换位置而得到。
虽然双从蹄式制动器前进制动时的制动效能很差，但
制动效能受摩擦因数变化的影响较小，所以制动效能稳定性良好。
因此仍然有少
数汽车采用。
2.2.4增力式制动器
单向自增力式制动器的结构原理及制动蹄的受力情况如图2-5所示。
支撑销
2.2.5装在制动器上方，制动器不工作时，两蹄上端借各自的复位弹簧的拉力拉靠在
支撑销4上。
而前、后制动蹄的下端分别支撑在浮动的可调杠杆6的左右两端。
虽然自增力式制动器在制动鼓尺寸和摩擦因数相同的情况下，制动效能在所
有制动中是最好的，但是在倒车制动时，由于其独特的结构使得它的制动效能双
从蹄式制动器的制动效能还要低。
单向自增力式制动器制动时的制动蹄受力分析简图
1-第一制动鼓2-第二制动蹄3-制动鼓4-支撑销5-制动轮缸6-可调顶杆
图2-5
双向自增力式制动器是采用的双活塞式制动轮缸，如图2-6所示，双活塞式
制动轮缸的两活塞同时向两蹄顶端施加大小相等的推力，从示意图中可以看出无
论是汽车在前进制动时还是在倒车制动时双向自增力式制动器均能起到双向自
增力的效果。
自增力式制动器的制动效能受摩擦因数变化的影响很大，所以制动效能稳定
性较差；此外，自增力式制动器在一些特殊的情况下制动力矩增长很快，会导致
磨损加剧，从而缩短制动器的使用寿命。
双向自增力式制动器制动时的制动蹄受力分析简图
1-前制动蹄2-顶杆3-后制动蹄4-轮缸5-支撑销
2-6
2.3制动器型式及方案的确定
虽然自增力式的制动效能最高，但是其造价高工艺复杂，而且制动效能稳定
性差，目前应用的较少；双领蹄式制动器和双从蹄式制动器在布置液压管路方面
比较简单方便。
最后说到领、从蹄式制动器，该制动器是最先被开发出来的，经
过多年的经验积累，技术成熟；虽然制动效能和稳定性居于中游，但是结构简单，
目前被各类车型广泛应用。
由上面分析，本次所设计的制动器是用于轿车后轮的领、从蹄式制动器，该
制动器兼作驻车制动。
F1F2G
F1bhg
F2ahg
3-3）
1Gb24hgL
2hgG
Gb
F1（
hg
2F1）
3-4）
3制动系的主要参数的选择
3.1理想的前、后制动力分配曲线
F2
式（3-4）画出的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力发分配曲线，简称I曲线。
I曲线一般可以用作图法求得。
先将式（3-3）的第一式按不同的值画在
上图中，所得到的是一簇与坐标轴成45的平行线，接着再对（3-3）第二式以
不同的值画在上图中；得到一簇通过原点斜率不等的直线。
对于这两组直线来说，对于同一个，均可找到两条直线，这两条直线的交
点能同时满足（3-3）两式中F2和F1的关系的点。
将这些相同值的两直线
的交点逐一连接起来便得到了如图3-1所示的I曲线。
I曲线是在任何路面，任何工况下都能使汽车前后、轮同时抱死的曲线。
由分析易知，车轮同时抱死时F1Fxb1F1，F2Fxb2F2，所以
I曲线也是同时抱死时前、后车轮地面附着力的关系曲线。
同时进一步指出，在
不同附着系数的路面上行驶时只有满足I曲的前、后制动气制动力分配关系，才
能使汽车前、后车轮同时抱死，较好的利用附着条件。
3.2制动力分配系数与同步附着系数的确定
在实际制动过程中，通常前后、制动力分配不可能按I曲线分配；所以绝大
多数汽车的前、后制动力分配值是固定的。
一般把前轮制动器制动力与汽车总制动器制动力的比值来表示分配关系，该
比例系数被称为制动器制动力分配系数，以符号β表示，即
通过前、后制动器制动力与总制动力的关系，不难得出以下关系式
F1
F
3-5）
F1
F21
3-6）
在图3-2中β线与I曲线交点处的附着系数称之为同步附着系数0。
对于
具有固定比值的汽车来说，只有在该附着系数的路面上制动才能达到同时抱死。
由由式（3-3）和（3-6）可得同步系数计算公式
Lb
hg
3-7）
本次设计中取满载时同步附着系数00.8
将相关数据带入（3-7）得
0.715
F
则，F12.51
F2
根据公式（3-7），求得空载工况下的同步附着系数
Lb22600.7151380
0.45
hg
530
3-2
3.3制动力分配的合理性分析
3.3.1利用附着系数和制动效率
前、后制动力呈固定比值的汽车只有在同步附着系数的路面上才能达到前、
后轮同时抱死的工况。
在同步附着系数之外的路面上制动时，车轮抱死之前的制
动强度是小于地面附着系数的。
由此可以得出结论：
在制动强度小于地面附着系
数的路面上，任何车轮都不会发生抱死现象。
为了便于分析上述观点，下面介绍利用附着系数（又称为被利用的附着系数）
这一概念，定义为
（3-8）
利用附着
FXbi
iFZi
制动力分配线通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评价。
系数越接近制动强度线，就表明地面附着条件利用的越充分。
制动力分配的合理化最理想的情况是利用附着系数和制动强度相等；并且
前、后轮制动力分配曲线与利用附着系数曲线是一一对应的，即具有理想制动力
的汽车，其利用附着系数就是对角线（z）。
3-9）还可得出利用附着系数与制动强度的之间关系曲线。
FXb1z
1
3-9）
FZ1L1（bzhg）
FXb1
（1）z
FZ1L1（azhg）
式中，和分别表示前、后轴的利用附着系数。
fr
图3-3
由利用附着系数与制动强度的关系曲线可以看出，无论是在满载还是空载的
都是前轮先于后轮抱死；并且各种工况下利用附着系数与制动强度的关
z的45对角
3.3.2对前、后制动器制动力分配的要求
根据ECE制动法规，为了保证制动时汽车的方向稳定性和足够的制动效率，
对于0.2~0.8之间的各种车辆，要求制动强度
z0.10.85（0.2）
图3-4
由ECER13法规轿车的制动力分配图可以明确看出，轿车满载工况下，前、
z0.10.85（0.2）所确定直线下方，即满足
z0.10.85（0.2）
通过上面的讨论和分析前后制动器制动力分配是合理的。
3.3.3制动过程的分析及所需要最大制动器制动力的确定
当前轮抱死时
（GbFXbhg）
FXb1FZ1（LL）
由于
FXb1FXb1FXb2
由（3-10）和（3-11）得
LhgGb
FXb2FXb1
hghg
3-10）
3-11）
3-12）
f线组。
式（3-12）就是在前轮抱死的情况下，前、后地面制动力的关系式（上式在
。
将式（3-12）按不同的值画在图3-5便得到
3-5
FXb2
hg
Ga
Lhg
FXb1
FLhg
3-13）
3-5的各交点便得到前面所讨论的I曲线。
本次所设计的轿车后轮制动器是要保证能在地面最大附着系数
0.8的
路况上安全制动。
要使其可靠制动，则所设计的制动器必须满足：
所产生的制动
器制动力足够提供，汽车以满载工况行驶在最大地面附着系数0.8的路况下，制动时所需要的所需要的最大制动器制动力。
由图3-6，开始时，前、后车轮均未抱死，所以前、后制动器制动力分别等
0.8
于各自的地面制动力并都按β线线性增长。
当增长到B点时，β线与的
r线和f线同时相交，故此时前、后车轮同时抱死。
当过B点以后，制动器制动
力仍然随着踏板力的加而线性增长；但FXb1，FXb2不再随β线性增长，而是保
持在B点不变。
在B点之前（包括B点），始终有FXb1F1，FXb2F2。
当到达B点时，前、后制动器制动力达到最大。
所以B点（当制动器制动力超过
B点继续增加，地面制动力已不再增长，此时的制动器制动力已无意义）即为本
次所设计后轮制动器所需要的制动器制动力。
制动全过程中各制动力关系也可由
3-7简单表示。
3-6
该轿车满载时在0.8（地面附着系数等于同步附着系数）的路况上前、后轮制动时，制动器所需要产生的最大制动力为
F1maxGL（bhg）8689.22N
F2maxF1max/2.513462.78N
M1maxGL（bhg）re
M2maxM1max/2.51
re——为车轮滚动半径
根据轮胎型号查GB/T2978—2008得re281mm，带入数据计算得
M1maxGL（bhg）re2441.67N.m
M2maxM1max/2.51973.04N.m
3-7
4制动器的设计计算
4.1鼓式制动器主要参数的确定
4.1.1制动鼓内经D
从提高制动效能和增强散热能力出发，在设计过程中希望直径越大越好。
但
又受到轮辋内径的限制；同时由于直径的增大，使其本身的质量也会增加，使汽
车的非悬挂质量增加而影响汽车行驶的平顺性。
为了便于散热，制动器制动鼓与
轮辋之间应预留20～30mm的间隙。
对轿车而言一般取
D/Dr=0.64～0.74
对货车和客车而言一般取
D/Dr=0.70～0.83
所定轿车车型轮胎型号为：
185/60R14T
由轮胎型号易知轮辋直径
Dr=14×25.4=355.60mm
制动鼓直径取值范围
D=355.60×（0.64～0.74）=227.58～263.14mm
下表中国制动鼓内径均符合QC/T309-1999《制动鼓直径及制动蹄片宽度尺
寸系列》的规定
表1-1制动鼓最大内径（摘自汽车工程手册·设计篇）
轮辋直径（in）
——
12
13
14
15
16
20/22.5
制动鼓最大内径
（mm）
轿车
180
200
240
260
——
——
货车/客车
220
240
260
300
320
420
综上所述，制动鼓内径：
D=240mm
4.1.2制动鼓厚度n
制动鼓一般是由灰铸铁铸造而成。
在保证制动鼓与轮辋之间的间隙的前提
下，为了保证制动器具有较大的刚度和热容量应使其有足够的厚度，对于轿车而
言，其厚度约为7～12mm。
其周边还有环向加强筋以增强刚度，热容量和散热性，
一遍经过2～4次大修之后仍有足够的刚度。
故制动鼓厚度选取
n=10mm
4.1.3摩擦衬片的宽度b和包角β
摩擦衬片的包角β一般在90o～120o范围内选取。
如果包角过小会使摩擦
衬片上单位压力过高加速摩擦衬片磨；而过大又不利于散热。
经实践验证衬片包
角β=90o～100o时，衬片磨损最小，制动温度也比较低且制动效能最高。
故摩擦衬片包角选取
β=100o
摩擦衬片宽度b可由公式A=Rβb（β为弧度）进行初步选择，A为衬片的摩
擦面积A应满足表1-2要求。
表1-2衬片摩擦面积
汽车类别
汽车总质量
ma/t
单个制动器总的衬片摩擦面积
A/cm2
乘用车
0.9～1.5
100～200
1.5～2.5
200～300
商用车
1.0～1.5
120～200
1.5～2.5
150～250（多为150～250）
2.5～3.5
250～400
3.5～7.0
300～650
7.0～12.0
550～1000
12.0～17.0
600～1500（多为600～1200）
选取b=50则
2
A2Rb212010050/100209.44cm2
18
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