制动系设计实例参考

制动系设计实例参考
鼓式制动器设计计算
一、汽车已知参数：
汽车轴距(mm):3800 车轮滚动半径（mm ）:493
汽车空载时的总质量（kg ）:4440 汽车满载时的总质量（kg ）10440 空、满载时的轴荷分配（kg ）
前轴负荷空载：2309 前轴负荷满载：3319 后轴负荷空载：2131 后轴负荷满载：7121 空、满载时的质心位置（mm ）
质心高度：空载：1027 满载：1250 质心距后轴的距离(mm ）
空载：1824 满载：1208 质心距前轴的距离(mm ）
空载：1976 满载：2592
分析得：○1属于质量中等的中卡○2主要用于载货○3满载后后轴质量比前轴大许多
由以上三点可以确定采用前后制动器均为领从蹄结构制器 二、理论分析
加速力和制动力通过轮胎和地表的接触面从车辆传送到路面。

惯性力作用于车辆的重心，引起一阵颠簸。

在这个过程中当刹车时，前后轮的负载各自增加或减少；而当加速时，情况正好相反。

制动和加速的过程只能通过纵向的加速度a x 加以区分。

下面，我们先来分析一辆双轴汽车的制动过程。

最终产生结果的前后轮负载ZV
F '和Zh F '，在制动过程中，图随着静止平衡和制动减速的条件而变为：
()l h ma l l l mg F x V ZV
--=' （1a ）
l h ma l l mg F x V Zh
+=' （1b ） 设作用于前后轴的摩擦系数分别为f V 和f h ,那么制动力为：
V ZV
XV f F F '= （2a ） h Zh Xh
f F F '=' （2b ）
图双轴汽车的刹车过程
它们的总和便是作用于车辆上的减速力。

x Xh XV ma F F =+ （3）
对于制动过程，f V 和f h 是负的。

一般情况下，前后轴的摩擦系数是相等的。

这种相等使 f V ＝f h ＝a x /g ，理想的制动力分配是：
[()]/()XV x v x F ma g l l a h gl =-+ （4）
[]/()Xh x v x F ma gl a h gl =- （5）
这是一个抛物线F xh (F xv )和参数a x 的参数表现。

当然，每一个负载状态都有它各自的理想制动力分配。

如果所有负载状态都必须由一个固定的分配去应对，那么最重要的条件往往就是满载的情况。

虽然，固定的分配在更多负载时无法实现最优化的制动力分配，
3.2理想的前、后制动器制动力分配曲线 (1) 地面对前、后车轮的法向反作用力
在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。

对后轮接地点取力矩得
g z h dt
du
m Gb L F +=1
式中：
1z F
——地面对前轮的法向反作用力； G ——汽车重力；
b ——汽车质心至后轴中心线的距离；
m ——汽车质量；
g h ——汽车质心高度；
dt
du
——汽车减速度。

对前轮接地点取力矩，得
g z h dt
du m
Ga L F -=2 式中 2z F ——地面对后轮的法向反作用力；
a ——汽车质心至前轴中心线的距离。

则可求得地面法向反作用力为
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+=
dt du g h b L G F g z 1 ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
dt du g h a L G F g z 2 (2) 理想前、后制动器制动力分配曲线
在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器
制动力之和等于附着力；并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
G F F ϕμμ=+21
111B z F F F μφ==
222B z F F F μφ== 消去变量
ϕ
，得
)]2(4[21112μμμF h Gb F G hgL b h G F g
g +-+=
这就是理想的前、后轮制动器制动力分配公式，由这条公式画出来的曲线叫I 曲线。

三、制动系的主要参数确定 1、制动力（满载）
假设汽车的同步附着系数为0ϕ=0.67.
在前后车轮均被抱死时，q=0ϕ=0.67,这时前后轴车轮的制动器制动力1f F 、2f F 即是理想最大制动力，此时B F 、f F 和F ϕ相等，所以有：
（B F 为汽车总的地面制动力，f F 为汽车总的制动器制动力，F ϕ车轮与路面总的附着力）
3.8L m =，L 2=1.208m ，L 1=2.592m,h g=1.25m
11200()B f g G
F F F L h L
1ϕ===
+ϕϕ =43312.43N
22
100()B f g G
F F F L h L
ϕ2===-ϕϕ
=38620.69N
2、制动力分配系数 则制动力分配系数0g h b L
ϕ+β==0.5
3、同步附着系数
假设汽车的同步附着系数为0ϕ=0.67.
4、制动强度和附着系数利用率
取该车所能遇到的最大附着系数为max ϕ=1，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。

ϕ=1时，后轴先抱死，当后轴刚要抱死时，可推出得：
110()B g
GL F L h ϕ
=+ϕ-ϕ=110988.92N
110()g
L q L h ϕ
=
+ϕ-ϕ=0.9283
1
10()g
L L h ε=+ϕ-ϕ=0.9283
5、最大制动力矩
对于选取较大0ϕ值的汽车，这类车辆经常行驶在良好道路上，车速较高，后轮制动抱死失去稳定而出现甩尾的危险性较前一类汽车大得多。

因此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。

22093.5474NM
24777.57537NM
6、制动器因数
有课本可知，对于液压驱动从蹄有支承的领从蹄式制动器因数的典型值2.6。

因而我们在此选择制动器因数为2.6，即BF=2.6
7、鼓式制动器的结构参数和制动鼓厚度
○
1、车轮的滚动半径为r=493mm,满载时后轴载重为7121kg ，通过中华人民共和国国标，载重汽车标准，参考整车参数相似的同类车型，选择10.00R20。

轮辋直径为d=20in=508mm
制动鼓直径D ， 查表得制动鼓最大内径D=420mm 则取D=420mm
制动鼓厚度取12mm
○
2、制动蹄摩擦片包角β宽度b 和单个制动器摩擦衬片总面积， 实验表明，包角取β=100° ,b=125mm, 故单个制动器总的摩擦面积A=2*R βb=916.30cm ²
○
3、摩擦衬块起始角β。

β。

=90°－β/2=45°
○
4、制动器中心张开到张开力F 。

作用线的距离 a
a=0.8R ≈16cm
○
5、制动器距支撑点位置坐标k 与c c=0.8R ≈16cm
两支承销之间距离k=29mm ⑥摩擦片摩擦系数f
当前国产的制动器摩擦材料温度低于250度。

故取摩擦系数f=0.4
四、领从蹄式制动器设计计算 制动蹄片上的制动力矩 制动蹄的各种参数如下图所示：
1.最大制动力矩
对于后轴单个制动器应能产生的最大制动力矩为
f T =2max /2f T =11046.7737N.M
2.张开力的计算
对于液压驱动制动器，两蹄的张开力相等，所以张开力F=*T
BF R
而BF 经计算得,领蹄BF T1=1.72 , BF T2=0.57 , 故BF=2.29 F=22971.04117N
3.制动蹄自锁条件检验计算
由上图可得参数数据：h=320mm ，
f=0.4
α。

=100°，α。

′=1.745rad, α3=200°,α1=50°,a ′=170 将参数带入○
1○2○3○4○5○6计算得： A=0.8849 B=0.9051
另外，在计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能。

由式子○1得出自锁条件，当该式得分母等于零时，蹄自锁，即蹄式制动器的自锁条件为
f=A(a ′/r)/B
如果式子f ＜A(a ′/r)/B 成立，则不会自锁 代入数据得0.4＜0.6808 ，所以成立！
4.比能量耗散率e （取极限工况）
双轴汽车单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量消耗率分别是
()22
1211
1
*
2
2a m v v e tA δβ-=……………………………○7
()()22
1222
1
*12
2a m v v e tA δβ-=-………………………○8
其中
a m 为汽车总质量10440kg ，δ
为汽车回旋质量换算系数取1这里，总质
量3.5t 以上货车取
1v =22.2m/s ，20v =，
1222.20 3.7720.6*9.81
v v t s j --===，j 为制动减速度这里取0.6g ；
1,2A A 分别为前、后制动器衬片的摩擦面积，β
为制动力分配系数这里为
0.528632.
将数据带入○
7○8两式子得 e 2=1.75W/mm ²≤1.8W/mm ²
因为对于鼓式制动器的比能量耗散率小于等于2
1.8/W mm 故满足要求！
5.比摩擦力0f F
当汽车产生最大制动力时，单个制动器的制动力矩T f=1/2T fmax=11046.7737Nm ，R=210mm ，
1A =916.302cm
F f 。

=T f/RA=0.47N/mm ²＜0.48N/mm ² 6.平均压力
p
q
p
q =Ff 。

/f=1.425Mpa<=[
p
q ]
所以符合要求！
7.比滑磨功Lf
车轮制动器各制动片的总摩擦面积A ∑=916.3*42
cm V amax=95m/s
L f=m a v amax ²/2A ∑=991.86J/cm ²
所以符合要求！
8.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：
t c m c m h h d d ∆+)(
β2
21a
a v m L =
)1(2
22β-=a
a v m L
)1(2
22β-=a
a v m L =1212653.007
式中 a m ——满载汽车总质量；
a v ——汽车制动时的初速度，可取max a a v v =； β——汽车制动器制动力分配系数
t c m c m h h d d ∆+)(=14460<L 2
9.驻车计算
汽车在上坡路上时可能停驻的极限上坡路倾角为α=42.80 汽车在下坡路上时可能停驻的极限下坡路倾角为α′=28.36
一般对轻型货车要求最大停驻坡度应不小于25%。

中型货车应不小于20%。

汽车列车停驻坡度约12%左右。

五、制动器主要零部件的结构设计与强度计算 1.制动鼓
制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时气温升不应超过极限值。

制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压形成的腹板与铸铁鼓桶部分组合成一体的组合式制动鼓。

也可用在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合影城制动鼓。

本设计选择钢板冲压的制动鼓内测离心浇铸上合金铸铁内鼓筒！制动鼓厚度
选择为12mm
2.制动蹄
轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多用铸铁、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，但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。

对于尺寸，制动蹄腹板和翼缘的厚度，这里我们取7mm。

摩擦衬片厚度选取8mm。

制动蹄厚度选取127mm。

衬片可铆接在制动蹄上，噪声比较小！
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。

制动地板承受这制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。

为此，由钢板冲压形成的制动底板均具有凹凸起伏的形状。

4.制动蹄支承
二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。

为了是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。

例如采用偏心支承销或偏心轮。

支承销由45号钢制造并高频淬火。

5.摩擦材料
制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐热性，低的吸水性，低的压缩率，低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、抗剪力、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。

当前，在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂等混合后，在高温下模压成型的。

这里取模压材料即可。

6.制动器间隙
一般鼓式制动器的设定间隙为0.2-0.5mm。

在这里我们选取间隙为0.3mm，以满足间隙尽可能小的要求。

六、液压制动驱动机构的设计计算
1、制动驱动机构的结构形式选择
型式制动力源工作介质力传递方式工作介质
液压动力 发动机 制动液 液压式 制动液
2、全液压动力制动系
制动系统回路图如下图所示：
3、液压制动驱动机构的设计计算
制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P 与轮缸直径w d 及制动轮缸中的液压p
之间有如下关系式：w d =式中：p=10MPa~12MPa ，取p 为12mpa 代入得dw=49.37mm, 根据轮岗直径GB7524-87标准规定的尺寸系列，这里选50mm 对后轮，初选管路压力 12Mpa 则dw=50mm
所以可取后轮50，管路压力在小于12MPa 一个轮缸的工作容积21
4
n
m w V d π
δ=
∑
后轮轮缸活塞的行程2δ=2.5mm
后轮的工作容积V2=4908.74mm ³
在这里假设前轮轮缸与后轮轮缸面积相同 所以，轮缸总的工作容积V=19634.95mm ³ 4、制动主缸的设计； 制动主缸应有的工作容积
V 。

=1.3V=25525.435mm ³
主活塞行程m S ，制动主缸直径m d ，一般m S =（0.8-1.2）m d ，先令m S =m d 得m d =25.3mm ，按照主缸直径的尺寸系列，这里选取m d =26mm 主缸活塞行程的确定
S 。

=24mm,符合要求。

5、制动踏板力p F 设计计算
踏板机构传动比ip=11,踏板机构与液压主缸的机械效率可取η=0.86 Fp=673.483N
6、制动踏板工作行程计算
主缸中推杆与活塞间的间隙δm1=1.5, 主缸活塞空行程δm2=1.5 P X =P i （m S + 1m δ+2m δ）=11*（24+1.5+1.5）=2。