汽车设计课程设计-轿车后轮制动器设计

第2章 鼓式制动器的设计计算 2.1 车辆前后轮制动力的分析
汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的 惯性力矩，则任一角速度 >0的车轮，其力矩平衡方程为:
式中：—制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力 矩，其方向与车轮旋转方向相反，N•m；
—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；
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。
制动力与踏板力的关系
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（如图所示）。
由于本设计的对象是轿车，所以选取制动鼓的厚度为n=10mm。
3.3 制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b
摩擦衬片的包角可在=90°～120°范围内选取，试验表明，摩擦衬 片包角=90°～100°时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最 高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。一般也不 宜大于120°，因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。
本次设计摩擦衬片的包角取110°。 摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易 保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过
2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格 选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬 片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，而单个摩擦衬片的摩擦面积A 又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即
1.4 鼓式制动器的产品特性
优点 鼓式制动器造价便宜，而且符合传统设计。 四轮轿车在制动过程 中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前 轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节 省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。不过对于重型车来说，由于车速 一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车 至今仍使用四轮鼓式的设计。 缺点 鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力 稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。而由于散热性 能差，在制动过程中会聚集大量的热量。制动块和轮鼓在高温影响下较 易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率 下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空 隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。
1.2 鼓式制动器的组成固件
鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄。制动时制动 蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动 鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。
凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动 装置有轮缸、凸轮和楔。
以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器； 以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的 制动器称为楔式制动器。
=
（1）
（2）
1 2 1 2 I线（空载） 线 0
Fb1/KN
某轿车的I曲线和线
FB2/KN
=0.7
B Ⅱ线（满载）
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；
4.5 制动轮缸9 4.6 制动器间隙9 第5章 校核10 5.1 制动器的热量和温升的核算 5.2 制动器的摩擦衬片校核 5.3驻车制动计算11
第1章 概述 1.1鼓式制动器的简介
鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹 车的。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经 使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓 式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹 车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。近三 十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但 由于成本比较低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比 较小的后轮和驻车制动。
式中 ——前轴制动器的制动力，； ——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 385N*m
第3章 制动器结构设计与计算 3.1 制动鼓壁厚的确定
当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，则制动力矩亦愈大，散 热性能亦愈好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使 制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平 顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般不应小于20～
鼓式制动器比较复杂的地方在于，许多鼓式制动器都是自作用的。 当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大的 制动力将制动蹄压入鼓中。楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动 器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。但是，由于存在楔入动作，在 松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。这就是需要一些弹簧的原因。弹 簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。
轿车鼓式制动器一般用于后轮（前轮用盘式制动器）。鼓式制动器 除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组 合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的轿车，其驻车制动器也组合在后轮 制动器上。这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的： 利用手操纵杆或驻车踏板（美式车）拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠 件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索， 回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。
第3章 制动器结构设计与计算6 3.1 制动鼓壁厚的确定6 3.2 制动鼓式厚度N6 3.3 动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b7 3.4 P的作用线至制动器中心的距离
7 3.5 制动蹄支销中心的坐标位置是k与c8 3.6摩擦片摩擦系数
8 第4章 制动器主要零部件的结构设计8
4.1 制动鼓8 4.2 制动蹄 4.3 制动底板9 4.4 制动蹄的支承9
1.5设计基本要求和整车性能参数
整车性能参数
驱动形式 4X2前轮
轴距
2471mm
轮距前/后 1429X1442mm
整备质量 1060kg
空载时前后轴分配负载 60%
最高车速 180km/h
最大爬坡度 35%
制动距离（初速度30km/h） 5.6m
最小转向直径 11m
最大功率/转速 74/5800kW/rpm
表3-1
轮辋直 径/in
12
13
14
15
16
制
轿
180
200
240
260
---
动鼓内 车
-
径/mm
货
220
240
260
300
320
车
参考上表并结合实际情况，取D／=0.65。得到制动鼓内径D=230mm, 所以制动鼓半径为115mm。
3.2 制动鼓式厚度n
制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有 助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最 高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重 型货车为13～18mm。
最大转矩/转速 150/4000N·m/rpm
轮胎型号 185/60R14T
手动5档
具体设计任务
1） 查阅汽车制动的相关资料，更具后轮的制动要求，确定后轮
鼓式制动器的结构。
2） 在
的路面上制动时，计算地面制动力，制动器制动力，制动力 矩等 3） 设计制动操纵机构（包括驻车制动操纵机构），对制动主 缸，制动轮缸进行选型，绘制液压管路图等。 4） 绘制所有零件图和装配图
根据轴距可以判断出=1236mm =1235mm 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：
＝（1235+
）＝5427.83N ＝（1236－）＝4960.10N 式中 G——汽车所受重力；
汽车受力图
L——汽车轴距； ——汽车质心离前轴距离； ——汽车质心离后轴距离；
1.3 鼓式制动器的工作原理
在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵 液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。但 由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行 增力或自行减力的作用。因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领
蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的2～2.5 倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。
目录
第1章 概述 1.1 鼓式制动器的简介 1.2 鼓式制动器的组成固件 1.3 鼓式制动器的工作原理1 1.4 鼓式制动器的产品特性2 1.5 设计基本要求和整车性能参数2
第2章 鼓式制动器的设计计算2 2.1 车辆前后轮制动力的分析2 2.2 前、后轮制动力分配系数
的确定 2.3 制动器最大制动力矩
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。
—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
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。
——汽车质心高度； g——重力加速度； ——汽车制动减速度。 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
2.2 前、后轮制动力分配系数
的确定
根据公式：=（L+hg）/L 得：=（1235+0.7550）/2471=0.656 式中 ：同步附着系数 L：汽车重心至后轴中心线的距离 L：轴距 hg:汽车质心高度
2.3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 =1466.1N*m =770.0N*m
30mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙 要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与 轮辋直径之比的一般范围为：
轿车 D／=0.64～0.74 货车 D／=0.70～0.83 轿车轮ห้องสมุดไป่ตู้为14in，得到=14×25.4=355.6mm（1 in=25.4mm）
——汽车质心高度。
因所设计的轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状
况
较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取=0.7，
则： ===7271.6N
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。
由式（2）得：/= 由式（1）（2）得/= 2.904 （3） 则=4767.6N,=2504N
式中是以弧度(rad)为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬 片宽b的尺寸。