载货汽车底盘总体及制动器的设计毕业设计说明书

1绪论

1.1制动器介绍

制动器是汽车制动系的主要部件，其功用是使汽车以适当的减速度行驶至直停车;在下坡时，使汽车保持稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。前者用来保证前两项功能，后者用来保证第三项功能。

汽车制动性能主要由三方面面来评价：制动效能、制动效能的恒定性、制动时汽车的方向稳定性。

制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好，易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用做缓速器。目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。

摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作面为圆柱面；后者的旋转元件则为圆盘状制动盘以端面为工作面。鼓式制动器有内张型和外束型两种。根据促动蹄促动装置的不同可分为轮缸式制动器、楔式制动器和凸轮制动器。

轮缸式制动器因采用液压式促动装置使其结构复杂，密封性能要求提高，增加了造成本。凸轮式制动器结构简单，易加工，刚性好，并且质量轻，操纵力低，有良好的防污染和防潮能力，成本相对低廉，比较经济。加上我国现有的基本国情，鼓式制动器仍具有很大的应用空间。尤其是在大中型、需要较大制动力的车辆，使用鼓式制动器较能满足其要求。

1.2汽车制动系概论

汽车制动系是用于行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动

性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置；牵引汽车还应有自动制动装置。

行车制动装置用于行驶中的汽车强制减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。

驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动，以免其产生故障。应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可利用其机械力源实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备的，因为普通的手力驻车制动器也可以起到应急制动的作用。

辅助制动装置用在山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等辅助制动装置，可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速，并减轻或解除行车制动器的负荷。通常。在总质量大于5t的客车上和总质量大于12t的载货汽车上装备这种辅助制动-减速装置。

自动制动装置用于当挂车与牵引汽车连接的制动管路渗漏或断开时，能使挂车自动制动。

任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器由鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且利用专设的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。利用车轮制动器时，绝大部分驻车制动器用来制动两个后轮，有些前轮驱动的车辆装有前轮驻车制动器。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器的第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置，必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸，制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机，气路管道，储气筒，控制阀和制动气室等。

蹄鼓式制动器不工作时制动鼓的内圆面与制动蹄摩擦片的外圆之间保持有一定的间隙，使车轮和制动鼓可以自由旋转。制动底板通过螺栓与半轴套管连接，制动鼓则通过螺栓与轮毂相连。

当汽车制动时，驾驶员踩下制动踏板经传动装置带动凸轮轴旋转；凸轮轴旋转推动制动蹄绕其支承转动，制动蹄上端向两边分开而使其摩擦片紧压在制动鼓的内表面上。这样，不旋转的制动蹄就对旋转着的制动鼓作用一个摩擦力矩Mμ,其方向与车轮旋转方向相反。制动鼓将该力矩传到车轮后，由于车轮与地面间的附着作用，车轮对地面作用一个向前的周缘力Fμ，同时地面也对车轮作用一个向后的反作用力，即制动力FB。制动力由车轮经车桥和悬架传给车架及车身使整个汽车产生一定的减速度。

当驾驶员放开制动踏板时，复位弹簧将制动蹄拉回复位，摩擦力矩Mμ和制动力FB消失，制动作用即行终止。

1.3制动器的设计要求

汽车制动器在设计过程中应满足如下要求。

（1）应能适应有关标准和法规的规定。

各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准，法规制定的

有关要求外，也应考虑销售对象所在国家和地区的法规和用户要求。

（2）具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。

行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定的。

（3）工作可靠。

为此，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构时各自独立的，而行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。

（4）制动效能的热稳定性好。

汽车的高速制动、短时间的频繁重复制动，尤其是下长坡时的连续制动，均会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的频繁制动，可使制动器摩擦副的温度达300℃～400℃，有时甚至高达700℃。此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生所谓的热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用，使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。

（5）制动效能的水稳定性好。

制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用而使摩擦副的摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5～15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料的吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。另外也应防止泥沙、污物等进入制动器摩擦副工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙进入而采用封闭制动器的措施。

（6）制动时的汽车操纵稳定性好。

即以任何速度制动，汽车均不应失去操纵性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；当后轮抱死而侧滑甩尾时，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15%时，会在制动时发生汽车跑偏。

（7）制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适，能减少疲劳。

踏板行程：对轿车应不大于150㎜；对货车应不大于170㎜，其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160㎜～200㎜。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N（轿车）～700N（货车）。设计时，紧急制动（约占制动总次数的5%～10%）踏板力的选取范围：轿车为200N～300N；货车为350N～550N，采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400N～500N 为宜；驻车制动的手柄拉力应不大于500N（轿车）～700N（货车）。

（8）作用滞后的时间要尽可能短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间（制动滞后时间）和从放开踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。

（9）制动时不应产生振动和噪声。

（10）与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。

（11）制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶的过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。

（12）能全天候使用。

气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时，气制动管路不应出现结冰现象。

（13）制动系的机件应使用寿命长，制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。

1.4制动器工作原理及分类

制动系统的一般工作原理是，利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。

制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好，易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只用做缓速器。目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。

1.6鼓式制动器主要零部件的结构设计

蹄鼓式制动器的总体设计所确定的制动器类型为领从蹄式凸轮制动器。该制动器主要有制动鼓、制动蹄、制动底板、制动蹄支承轴、凸轮轴、摩擦衬片、凸轮轴支座等零件组成。

1.7汽车的分类

汽车有很多分类方法，可以按照发动机排量、乘客座位数、汽车总质量、汽车总长、车身或驾驶室的特点等来分类，也可以取上述特性中的两个指标作为分类的依据。

国标BG/T3730.1—2001将汽车分为乘用车和商用车。乘用车是指在设计和技术特性上主要用于载运乘客及随身行李和临时物品的汽车，包括驾驶员座位在内最多不超过9个座位。

商用车时指在设计和技术特性上用于运送人员和货物的汽车，并且可以牵引挂车。商用车又有客车、半牵引车、货车之分。

货车按照汽车最大总质量的分类如下：

表 1-1 货车按照装载质量分类

本次设计的汽车属于中型载货汽车。

1.8汽车形式的选择

不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别。

1.8.1 轴数

汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响轴数的主要因素有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的机构等。随着设计汽车的乘员增多或装载质量增加，汽车的整备质量和总质量也增大。在汽车轴数不变的情况下，汽车总质量增加以后，使公路承受的负荷增加。当这种负荷超过了公路设计的承载能力以后，公路会被破坏，使用寿命也将缩短。为了保护公路，有关部门制定了道路法规，对汽车的轴载质量加以限制。

汽车总质量小于19t的公路运输车辆均采用结构简单、制造较成本低廉的两轴方案。

1.8.2驱动形式

汽车的驱动形式有4⨯2、4⨯4、6⨯2、6⨯4、6⨯6、8⨯4、8⨯8等，其中前一位数字表示汽车车轮总数，后一位数字表示驱动轮数。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的机构越复杂，整备质量和制造成本也随之增加，同时也

使汽车的总体布置工作变的困难。

总质量小的商用车，多采用机构简单、制造成本低的4 2驱动形式。

1.8.3货箱布置

汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身（或驾驶室）的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，其布置形式对使用性能也有重要影响。货车的布置形式可以按照驾驶室与发动机相对位置的不同，可以分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。

A. 平头式、短头式、长头式、偏置式货车

a.平头式货车货车的发动机位于驾驶室内时，称为平头式货车。这种形式的货车布置特点是发动机在驾驶员和副驾驶员座位中间,因此驾驶室的前端不需要凸出去，没有独立的发动机舱。

b.短头式货车发动机的大部分在驾驶室的前部，少部分位于驾驶室内的货车，称为短头式货车。这种货车车身部分的结构特点是：因发动机大部凸出在驾驶室前部，所以发动机有独立的发动机舱和单独的罩盖，发动机舱和驾驶室共同形成货车的车头部分。

c.长头式货车货车的发动机位于驾驶室前部称为长头式货车。这种形式的货车车身部分的结构特点与短头式货车相同，只是发动机舱和车头部分更长些。

d.偏置式驾驶室的货车主要用于重型矿用自卸车上。它具有平头车的一些优点，如轴距短、视野良好等，此外还具有驾驶室通风条件好、维修方便等优点。

短头式货车的主要特点有：汽车的总长和轴距得到了缩短，最小转弯直径小，机动性能好于长头式，不如平头式货车；驾驶员的视野得到改善；动力总成操纵机构简单；发动机的工作对驾驶员的影响得到很大改善；位于驾驶室内的发动机后部接近性不好，导致驾驶室内部空间拥挤，布置踏板困难；汽车正面与其他物体发生碰撞时，驾驶员和前排乘员的伤害程度比平头式货车要轻的多。

长头式货车的主要特点有：发动机及其附件的接近性好，便于检修工作；满载时前轴负荷小；地板低，驾驶员上、下车方便；离合器、变速器等操纵机构简单，易于布置；发动机工作对驾驶员的影响很小；驾驶员和前排乘员安全性好。

但是总长与轴距均较长，最小转弯直径较大，机动性能不好；驾驶员的视野不好。

平头式货车相对于以上两种车型，发动机可以布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸起，可以布置三人座椅，故得到广泛应用。

平头货车的主要缺点有：空载时前轴负荷大，因而在坏路上的通过性变坏；因为驾驶室有翻转机构和锁止机构，使结构复杂；进出驾驶室不如长头式货车方便；离合

器、变速器等操纵机构复杂；发动机的工作噪声、气味、热量和振动对驾驶员等均有较大影响；汽车正面与其他物体发生碰撞时，易使驾驶员和前排乘员受到伤害。

平头式货车的主要优点如下：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能好，不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车的整备质量减小；驾驶员的视野得到明显改善；采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比称为面积利用率，平头车的该指标比较高。

因此，对于要求结构简单的低速货车来说，采用平头式比较合适。

B.发动机前置、中置、后置

a.发动机前置后桥驱动货车主要优点：可以采用直列、v型活卧式发动机；发现故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构结构简单，容易布置；货箱地板高度低。

主要缺点是:如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机的工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等机构复杂；如采用长头式驾驶室，在增加整车长度的同时，为保证驾驶员有良好的视野，需将座椅布置的高些，这又会增加整车和整车质心高度等问题。

b.发动机中置后桥驱动发动机中置后桥驱动货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因而发动机通用性不好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等机构复杂；因发动机距离地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响。货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故不采用。

c.发动机后置后桥驱动这种布置形式的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车地底盘基础上变形而来的，所以一般不采用。它的主要缺点是离合器、变速箱等操纵机构结构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。

第2章制动器设计

2.1 制动器的结构方案分析

2.1.1 制动器分析

制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠的停在原地或坡道上。制动系统的一般工作原理是，利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动的趋势。而制动器就是实现制动功能的主要部件。

制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本太高，只在一部分总质量较大的商用汽车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛应用的仍为摩擦式制动器。

一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩的制动器都成为摩擦制动器摩擦式制动器按摩擦副结构形式的不同，可分为盘式、鼓式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种，如下所示：

图3-1 制动器分类

2.1.2 鼓式制动器

鼓式制动器是最早形式的汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。但由于结构问题使它在制动过程中散热性能差和排水性能差，容易导致制动效率下降，因此在近三十年中，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，仍然在一些经济类汽车中使用。

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汽车，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。

典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸（制动分泵）、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓都有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毂上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。

各种鼓式制动器各有利弊。就制动效能而言，在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器由于对摩擦助势作用利用得最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦系数本身是一个不稳定的因素，随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况(如是否沾水、沾油，是否有烧结现象等)的不同可在很大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦系数的依赖性最大，因而其效能的热稳定性最差。

在制动过程中，自增力式制动器制动力矩的增长在某些情况下显得过于急速。双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、中型汽车的前轮，因倒车制动时对前轮制动器效能的要求不高。双从蹄式制动器的制动效能虽然最低，但却具有最良好的效能稳定性，因而还是有少数华贵轿车为保证制动可靠性而采用。领从蹄制动器发展较早，其效能及效能稳定性均居于中游，且有结构较简单等优点，故目前仍相当广泛地用于各种汽车。所以选用领从蹄制动器。

l.领蹄 2.从蹄 3、4.支点 5.制动鼓 6.制动轮缸

图2-2 领从蹄式制动器示意图

图为领从蹄式制动器示意图，设汽车前进时制动鼓旋转方向如图中箭头所示。沿箭头方向看去，制动蹄1的支承点3在其前端，制动轮缸6所施加的促动力作用于其后端，因而该制动蹄张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相同。具有这种属性的制动蹄称为领蹄。与此相反，制动蹄2的支承点4在后端，促动力加于其前端，其张开时的旋转方向与制动鼓的旋转方向相反。具有这种属性的制动蹄称为从蹄。当汽车倒驶，即制动鼓反向旋转时，蹄1变成从蹄，而蹄2则变成领蹄。这种在制动鼓正向旋转和反向旋转时，都有一个领蹄和一个从蹄的制动器即称为领从蹄式制动器。另还有双领蹄式（图2-3(b)）和双向增力式（图2-3(c)）。按制动蹄的支承形式可分为滑动支座式（图2-3(c)）和支承销式（图2-3(b、c)）。滑动支座式的制动蹄自由度数为2, 而支承销式的制动蹄自由度数为1.

图3-3 制动蹄分类

2.1.3 制动器的间隙

制动蹄在不工作的原始位置时，其摩擦片与制动鼓间应有合适的间隙，其设定值由汽车制造厂规定，一般在0.25～0.5mm之间。任何制动器摩擦副中的这一间隙(以下简称制动器间隙)如果过小，就不易保证彻底解除制动，造成摩擦副拖磨；过大又将使制动踏板行程太长，以致驾驶员操作不便，也会推迟制动器开始起作用的时刻。但在制动器工作过程中，摩擦片的不断磨损将导致制动器间隙逐渐增大。情况严重时，即使将制动踏板踩到下极限位置，也产生不了足够的制动力矩。因此，制动器需要对间隙进行调节，这次采用一个凸轮机构来实现这一功能。

2.2 鼓式制动器主要参数的确定

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相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

中型、重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的抽去鼓；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种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，而且减小了质量。

在工作载荷作用下制动鼓会变形，导致蹄与鼓间的单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大时也易引起制动器的自锁或踏板振动。为防止这些现象发生，应提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也常加铸一些轴向肋条以提高其散热性能。也有在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合构成制动鼓。

制动鼓相对于轮毂的对中如图3.1所示，是以直径为d c的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还要进行动平衡。其许用不平衡度对贷车为30N·cm ~ 40 N·cm。

制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，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：轿车为7mm ~ 12mm；中、重型载货汽车为13mm ~ 18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。

2.2.1 制动系的主要参数

2.2.2 制动力与制动力分配系数

2.2.2.1地面对每个车轮的反向作用力

根据制动力 B F F Z ϕϕ==

（2.1）

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；

根据式3.1可计算各轴的制动力。

汽车空载时：

F

1

B ´=F

1f

´=m

1

´gϕ

=8150×9.81×0.8 =15303.6N

F

2

B ´=F

2

f

´=m

2

´gϕ

=2150×9.81×0.8

=16873.2N

汽车满载时：

F

1

B =F

1f

=m

1

gϕ

=15900×9.81×0.8 =19227.6N

F

2

B =F

2

f

=m

2

´gϕ

=6860×9.81×0.8

=53837.28N

2.2.3紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算

已知：

铆钉的数目ｎ＝8；

铆钉的直径ｄ＝8.5ｍｍ

当汽车满载时后轮的制动力矩最大，若此时铆钉的强度满足要求，则前后轮制动器的铆钉均满足要求。

1max

f

T=25433.53N⋅m

许用剪切应力[]τ＝129MPa

1max max 2

4f T d n τπ

= =225433.533.140.008584

⨯⨯ ＝MPa 04.56

满足强度要求。

输入力0F 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。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。

制动鼓直径与轮辋直径之比D ／Dr ，的范围如下：

轿车：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QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。

根据汽车选用的车轮轮辋直径Dr=18⨯n=18⨯2.54=45.72cm

D= Dr ⨯（0.70～0.83）=32.00～36.58cm

最后在尺寸系列中选择354mm 。

图2-4 制动器参数

2.2.3摩擦衬片宽度b 和包角β

摩擦衬片宽度尺寸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b R A p β=。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。

根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表2—1。

表2—1 鼓式制动器的衬片面积

试验表明，摩擦衬片包角为：90º～130º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，汽车总质量 单个制动器总的衬片摩擦面积Ap/cm ² 商 1.0～1.5 120～200 用 1.5～2.5 150～250（多为150～200） 2.5～3.5 250～400 车 3.5 ～7 300～650 7 ～12.0 550～1000 12.0～17.0 600～1500（多为600～1200）

包角一般不宜大于140º。

设计中，取摩擦衬片包角135º。

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。制动衬片宽度尺寸系列见QC/T309—1999。

2.2.4 摩擦衬片起始角0β

一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令2/900ββ-= 。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。

0β=90º-135/2=22.5º

2.2.5 制动器中心到张开力0F 作用线的距离e

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(图2—7)尽可能大，以提高制动效能。初步设计时可暂定e=0.8R 左右。

e=354/2⨯0.8=141.6

最终确定为147mm 。

2.2.6 制动蹄支承点位置坐标a 和c

应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a 尽可能大而c 尽可能小(图2—7)。初步设计时，也可暂定a=0.8R 左右。

a=354/2⨯0.8=141.6

最终确定a 为140mm 。

2.3 鼓式制动器的设计计算

2.3.1 压力沿衬片长度方向的分布规律

除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。

如图所示，将坐标原点取在制动鼓中心O 点。y I 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中

心A 1点。

图2-5 制动器衬片受力示意图

此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销1A 转动γd 角。摩擦衬片表面任意点1B 沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段'11B B ，其径向变形分量是这个线段在半径OB 1延长线上的投影，即为B 1C 1线段。由于γd 很小，可认为∠

1A '11B B =90º，故所求摩擦衬片的变形应为

γγγδd B A B B C B 1111'11111sin sin === (2—1) 考虑到OA l ～OB 1=R,那么分析等腰三角形A l OB 1则有1A 1B γsin /R =sin α/ ，所以表面的径向变形和压力为

γαδd R sin 1= (2—2)

αsin max 1p p = (2—3)

综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用上式计算。

沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数厶评价 f

p p max =∆ (2—4) 式中，f p 为在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力；max p 为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。

2.3.2 计算蹄片上的制动力矩

计算鼓式制动器制动器，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。

为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，如图2—7所示。它位于a 角内，面积为bRda ，其中b 为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为

1dF αpbRd =ααd bR p sin max = (2—5)

同时，摩擦力1fdF 产生的制动力矩为(f 为摩擦因数，计算时取0.3)

ααd f bR p fR dF dM uti sin 2max 1== (2—6) 从'α到''α区段积分上式得到

()'''2max 1cos cos αα-=f bR p M ut (2—7) ()

⎪⎭⎪⎬⎫-=='''2111ααα

f bR p M brd p dF f ut (2—8) 从式(2—7)和式(2—8)

能计算出不均匀系数

()()''''''cos cos αααασ--= (2—9)

从式(2—7)和式(2—8)能计算出制动力矩与压力之间的关系。但是，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力0F 的关系。

紧蹄产生的制动力矩1ut M 用下式表达

111R fF M ut = (2—10)

式中，1F 为紧蹄的法向合力；1R 为摩擦力1fF 的作用半径(图2—7)。

图2-6 计算制动力矩简图

图2-7 计算张开力简图

如果已知蹄的几何参数(图2—7中的h a c 等)和法向压力的大小，便能用式(2—7)计算出蹄的制动力矩。

为计算随张开力01F 而变的力0F ，列出蹄上的力平衡方程式

⎪⎭

⎪⎬⎫=+-=+-+00)sin (cos cos 11'01111'001F fR F a F f F F F x x δδα (2—11) 式中，δ1为хl 轴和力F1的作用线之间的夹角；F’х为支承反力在хl 轴上的投影。

解联立方程式(2—11)得到

()[]

111'011sin cos c hF F fR f -+=δδ (2—12) ()[]

101111'1011sin cos c F D F fR f fhR M ut =-+=δδ (2—13) 对于松蹄也能用类似的方程式表示，即

(2—14)

为计算δl 、δ2、及Rl 、R2值，必须求出法向力F 及其分量，沿着相应的轴线作用有dFx 和dFy 力，它们的合力为dF(图2—5)。有

()[]

202222'2022sin cos c F D F fR f fhR M ut =-+=δδ