制动器设计

燕山大学专业综合训练说明书题目： CD1轻型货车后制动器设计燕山大学专业综合训练任务书院（系）：车辆与能源学院基层教学单位：车辆与交通运输工程系题目CD1轻型货车后制动器设计训练内容和目的1. 熟悉制动系统及鼓式制动器结构；2. 计算制动器制动力分配系数；3. 计算制动器主要结构参数；4. 练习使用绘图软件；5. 学习查阅相关标准。

附主要参数：满载质量：1850kg，前轮至质心距离1391mm；装备质量：1160kg，前轮至质心距离1350mm；质心高：空载695mm，满载750mm；轮胎型号：175/70R14完成任务量1. 确定制动器制动力分配系数；2. 绘制制动器总装图；3. 绘制制动鼓零件图；4. 书写6000字计算说明书。

进度安排第一、二周：熟悉制动器结构、计算制动器制动力分配系数；计算相关结构参数并绘制制动器总装图；第三周：完善总装图，绘制制动鼓零件图；第四周：编写说明书，准备答辩。

参考资料1.《汽车设计》.王望予.机械工业出版社2.《汽车设计》.刘唯信.清华大学出版社指导教师签字基层教学单位主任签字2012年11月29日第1章概述1.1制动器功能汽车制动器是指产生阻碍车辆运动或运动趋势的力（制动力）的部件。

汽车所用的制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。

鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；盘式制动器的旋转元件则为旋转的制动盘，以端面为工作表面。

1.2制动器要求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。

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。

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。

此次设计为小型乘用车，轻型客车满载1.85t，设计的是鼓式制动器。

第2章制动力分配2.1参数满载质量：1850kg，前轮至质心距离1391mm；装备质量：1160kg，前轮至质心距离1350mm；质心高：空载695mm，满载750mm；轮胎型号：175/70R142.2法规要求为了保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动效率，联合国欧洲经济委员会制定的ECE R13制动法规对双轴汽车前、后轮制动器制动力提出了明确的要求。

本次设计的是轻型乘用车，根据法规整理出它的制动效能与利用附着系数的要求如下。

法规规定：对于φ = 0.2 ~ 0.8之间时，要求其制动强度z ≥ 0.1 + 0.85(φ -0.2)车辆在各种装载状态时，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线之上。

但是对于本车而言，制动强度在0.3~ 0.45之间，后轴利用附着系数曲线不超过直线φ = z + 0.05的条件下，允许后轴利用附着系数曲线在前轴利用附着系数曲线的上方。

图2-1 ECE 法规货车的制动力分配2.3具有固定比值的前、后制动器制动力与同步附着系数不少两轴汽车的前、后制动器制动力之比为一固定值。

前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比称为制动器制动力分配系数，并以符号β表示，即 β=21μμF F21μμF F =ββ-1 若用2μF = B( 1μF )表示，则2μF = B( 1μF )为一直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为tanθ=ββ-1 这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称β线。

β线与I 曲线交点处的附着系数为同步附着系数，所对应的制动减速度称为临界减速度。

同步附着系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在同步附着系数路面上制动时才能使前、后车轮同时抱死。

设汽车在同步附着系数路面上制动，此时前、后轮同时抱死，得ββ-1=gg h a h b 00ϕϕ-+，即 0ϕ=gh bL -β （2-1） 当φ<φ0时，β线位于I 曲线的下方，制动时总是前轮先抱死。

当φ=φ0时，制动时前、后轮将同时抱死当φ>φ0时，β线位于I 曲线的上方，制动时总是后轮先抱死。

国外有的文献推荐满载时的同步附着系数：轿车取φ0≥0.6；货车取φ0≥0.5为宜。

在条件允许的情况下应取大些，这样制动稳定性好。

2.4理想的前、后制动器制动力分配曲线地面法向反作用力为)(1g Z zh b LGF +=)(2g Z zh a L G F -=前后轮同时抱死时ϕμG F F Xb ==，此时)()(21g Z g Z h a LGF h b L GF ϕϕ-=+=.......................（2-9） 前后轮同时抱死时：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121122u u u z u z F F GF F F F ϕϕϕ+=⎧⎪=⎨⎪=⎩将（2-9）式代入上式，得1212u u u g u g F F G F b h F a h ϕϕϕ+=⎧⎪+⎨=⎪-⎩，消去变量ϕ，得221141(2)2g u u u g g h L G Gb F b F F h G h ⎡⎤=+-+⎢⎥⎢⎥⎣⎦由此式可作出I 曲线图2-4 β线与I 曲线2.5利用附着系数与制动效率利用附着系数就是在某一制动强度z 下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数φi ，其定义为ZiXbii F F =ϕ。

其中，F Xbi 为对应于制动强度z ，汽车对第i 轴产生的地面制动力；F Zi 为制动强度为z 时，地面对第i 轴的法向反力；φi 为第i 轴对应于制动强度z 的利用附着系数。

显然，利用附着系数越接近制动强度，地面的附着条件发挥得越充分，汽车制动力分配的合理程度越高。

2.5.1前轴的利用附着系数设汽车前轮刚要抱死或前、后轮同时抱死时产生的减速度为dtdu=zg ，则 1μF =1Xb F =βg G dtdu=βGz 而)(1g Z zh b L G F += 故f ϕ=11Z Xb F F =)(1g zh b Lz +β （2-3） 同时，由（2-1）式得 β=Lh b g0ϕ+ （2-2)， 又前轮刚抱死时，f ϕ=φ，由（2-2）式得当φ<0ϕ时，z = gh b b )(0ϕϕϕ-+ （2-5）2.5.2后轴的利用附着系数2Xb F =（1-β）g G dtdu=（1-β）Gz ，而2Z F =)(g zh a L G -，故)(1)1(22g Z Xb r zh a LzF F --==βϕ （2-4），又前轮刚抱死时，r ϕ=φ， 由（2-4）式得当φ>0ϕ时，z = gh a a )(0ϕϕϕ-+ （2-6）2.5.3利用附着系数曲线此次设计，首先在φ = 0.2 ~ 0.8的不同路面上，取定不同的β值，由（2-1）式算出空载与满载时的同步附着系数0ϕ作出利用附着系数与制动强度的关系曲线，与制动法规对比，看是否满足法规要求。

通过EXCEL 作图，找到合适的β值为0.71，此时 满载0ϕ=gh b L -β=27000.711301750⨯-=0.821空载0ϕ=gh b L -β=27000.7113500.816695⨯-=利用Excel 作图绘制利用附着系数与制动强度的关系曲线如下图2-2 利用附着系数与制动强度的关系曲线从图中可看出，当β值取为0.71时，前轴的利用附着着系数曲线全在后轴利用附着系数曲线上方，前轴的利用附着系数均在法规0.070.85f z φ+=下符合法规要求，后轴均在0.05r Z φ=+下面，说明后轴的利用附着系数也均符合要求，综合说明β=0.71的制动力分配时合理的。

当客车在地面附着系数为0.2~0.8的路面上制动时不会出现后轮先抱死的情况，符合安全要求，说明制动力分配合理。

2.6制动效率曲线制动效率定义为车轮不锁死的最大制动强度与车轮和地面间附着系数的比值，亦即车轮将要抱死时的制动强度z 与被利用的附着系数之比。

前轴制动效率为//f f f g zb LE h Lϕβϕ==-.................................................（2-7） 后轴制动效率为/(1)/r rr g za LE h Lϕβϕ==-+..............................................（2-8）通过Excel 作图绘制出制动效率曲线如下图2-3 前、后制动效率曲线在上图中可以看到满载和空载时后轴的制动效率均交于空载和满载时的同步附着系数，在0.8后，即在0.2-0.8的路面上行驶时总是前轮先抱死，符合安全要求。

第3章鼓式制动器的结构型式及选择鼓式制动器可分为以下几种：图3-1鼓式制动器简图(a)领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向増力式鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。

其制动效能依次降低，最低是盘式制动器。

领丛蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游：前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。

但领丛蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下），故两蹄片磨损不均匀，寿命不同的特点。

此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。

本次设计的是轻型乘用车后轮鼓式制动器，对制动强度要求不高，并且为了节约成本决定采用领从蹄式鼓式制动器。

第4章制动器结构参数确定4.1制动鼓直径D在输入力OF一定时，制动鼓内径D越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。

但D的增大受轮辋内径限制，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20~30mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能损坏轮胎。

制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。

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/rD D的范围如下：乘用车/rD D=0.64-0.74商用车/rD D=0.70-0.83制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。

轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表4-1）。

表4-1 制动鼓最大内径轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20制动鼓最大内径/mm轿车180 200 240 260 -- -- 货车、客车220 240 260 300 320 420本次设计轮胎规格70R16 ，其中70为轮胎名义断面宽度，16为轮辋名义直径（in ）,1 in=25.4mm轮辋直径16英寸，则轮辋直径r D =14×25.4mm=355.6mm 。