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4.5制动轮缸----------------------------------------------------10
4.6制动器间隙--------------------------------------------------10
5.校核---------------------------------------------------------11
5.1校核制动器的热容量和温升的核算------------------------------11
5.2制动器的校核------------------------------------------------11
6.总结---------------------------------------------------------13
参考文献--------------------------------------------------------14
1绪论
1.1课题研究的目的及意义
汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。
汽车制动系统是汽车行驶的一个重要主动安全系统，其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响。
随着汽车的形式速度和路面情况复杂程度的提高，更加需要高性能、长寿命的制动系统。
其性能的好坏对汽车的行驶安全有着重要影响，如果此系统不能正常工作，车上的驾驶员和乘客将会受到车祸的伤害。
汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最方便的交通工具。
汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置，而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最重要的安全件。
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、可靠性的要求越来越高，为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。
改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。
现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。
1.2选定整车性能参数：
额定载质量：
1490kg
整备质量2410kg
最大功率/转速70kw/3400/r/min
最大转矩/转速206N·
m/1700r/min
变速器传动比低档/高档：
5.594/0.794
满载时负荷分配1480kg（前轴）/2735kg（后轴）
最高车速98km/h
轮胎规格7.00R15
轴距L=3570mm,L1=1250mm，L2=2316mm
车轮滚动半径：
365mm
质心高度hg1=700m（空载）hg2=800m（满载）
扁平比0.9225
轮胎宽度200mm
2．制动器的设计计算
2.1地面对车轮的法向反作用力
FB——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制
动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；
re——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。
Fƒ与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度ω>
0时大小亦相等，且Fƒ仅由制动器结构参数所决定。
即Fƒ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Tƒ，Fƒ和FB均随之增大。
但地面制动力FB受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力Fφ，即FB≤Fφ=Zφ或FBmax=Fφ=Zφ
式中φ——轮胎与地面间的附着系数；
Z——地面对车轮的法向反力。
图2.1制动器制动力
，地面制动力
与踏板力
的关系
当制动器制动力Fƒ和地面制动力FB达到附着力Fφ值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。
此后制动力矩Tƒ即表现为静摩擦力矩，而Fƒ=Tƒ/re即成为与FB相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。
当制动到ω=0以后，地面制动力FB达到附着力Fφ值后就不再增大，而制动器制动力Fƒ由于踏板力FP的增大使摩擦力矩Tƒ增大而继续上升（见制动力与踏板力的关系图2.1）。
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：
（2-1）
（2-2）
式中G——汽车所受重力
L——汽车轴距
L1——汽车质心离前轴距离
L2——汽车质心离后轴距离
hg1——汽车质心高度
g——重力加速度
du/dt-——汽车制动减速度。
图2.2制动时的汽车受力图
2.2汽车前后轴制动力
汽车总的地面制动力为
（2-3）
式中q（
）——制动强度亦称比减速度或比制动力;
FB1,FB1——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
（2-4）
（2-5）
上式表明：
汽车在附着系数φ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FB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（2-4）、式（2-5）不难求得在任何附着系数φ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
（2-6）
（2-7）
式中Ff1——前轴车轮的制动器制动力，
；
Ff2——后轴车轮的制动器制动力，
FB1——前轴车轮的地面制动力
FB2——后轴车轮的地面制动力
Z1，Z2——地面对前、后轴车轮的法向反力
G——汽车重力
L1，L2——汽车质心离前、后轴距离
hg——汽车质心高度。
选取
=0.7，则：
（2-8）
（2-9）
则FB1=69436.92NFB2=16532.6N
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，
山区
综上所述，选择此轻型汽车的
=0.8
空载时制动力分配系数
（2-10）
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
Tf1=Ff1re=13314.6N·
m
Tf2=Ff2re=11433.8N·
式中Ff1——前轴制动器的制动力，
；
Ff2——后轴制动器的制动力，
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。
则后轮制动器应有的最大力矩为5716.9N·
3制动器结构设计与计算
3.1制动鼓内径D
输入力F0一定时，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，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ZBT24D05—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7.00R15于是，得轮辋直径Dr
Dr=25.4x15=381mm（1in=25.4mm）
取D/Dr=0.68
则制动鼓内径直径D=0.64xDr=0.83x381=243.8mm
参照中华人民共和国专业标准QC/T309—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
摩擦村片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。
衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短，若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大不易加工并且增加了成本。
制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为
Ap=Rβb（3-1）
式中β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/T309—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，查表3-1取：
Ap=150cm2。
由公式3-1得b=36.7mm，取b=40mm。
表3-1
3.4摩擦衬片起始角β0
一般将衬片布置在制动碲的中央，即令β0=90°
-β/2 。
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β0=90°
-β/2=90°
-90°
/2=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f
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f=0.30~0.40已无大问题。
本设计取f=0.3。
表3-2制动器参数
制动鼓内径D
D=260mm
制动鼓外径D外
D外=280mm
摩擦片的宽度b
B=40mm
摩擦衬片的面积
A=150mm
摩擦衬片的材料
碳纤维摩擦材料
摩擦衬片的厚度
C=5mm
4．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
4.2制动蹄
轿车和微型、轻型载货汽车的制动蹄广泛采用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：
摩擦衬片厚度：
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制动蹄的支承销
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
制动轮缸的缸体由灰铸铁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
制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓能自由转动。
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。
5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：
（5-1）
式中md——制动鼓的总质量；
初选md=18kg
mh——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mh=30kg
cd——制动鼓材料的比热容，对铸铁cd=482J/（kg·
K），
对铝合金c=880J/（kg·
K）；
cd=482J/（kg·
K）
△t——制动鼓的温升。
一次由va=30km/h到完全停车的强烈制动，初选△t=14℃温升不应超过15℃
J/K（5-2）
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
（5-3）
（5-4）
式中ma——汽车整备质量；
ma=2410kg
va——汽车制动时的初速度，可取va=15m/s
——汽车制动器制动力分配系数，
=0.59
=
L=
271125J/K
而300768J/K≥271124.99J/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：
N·
m（5-5）
式中re——车轮有效半径。
m——后轴质量
f——摩擦系数
因此后轮最大制动力矩符合要求
6.结论
本次课程设计是以鼓式制动系统为研究对象，通过对轿车制动系统的结构和形式进行分析后，对制动系统的制动器，制动管路布置进行了设计及计算，并绘制出了制动器装配图、零件图。
在理论上，本设计首先根据给定的整车参数和技术、使用要求，确定制动器的结构形式；
然后通过对制动力矩、制动效能因数、制动距离、制动温升、制动磨损等的计算、校核以及在此基础上进行的零部件结构设计，使设计达到了预期的效果
虽然该课题设计的为领从蹄式制动器，但随着重型汽车和高速公路的发展，鼓式制动器的缺点表现得尤为突出。
主要表现在：
制动效能衰退、制动间隙调整困难和制动跑偏。
由于这些问题的存在，使得新的解决方案的提出显得尤为迫切。
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