鼓式制动器说明书
鼓式制动器说明书教材
8t载货汽车后桥鼓式制动器及其控制系统的设计摘要汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车，使下坡形式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。
随着高速公路的发展和车速的提高及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，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。
本设计是轻型货车的制动系设计,经过查资料和参考以往的设计,采用液压为动力源的行车制动和以人力手动机械式的驻车车制动.行车制动采用鼓式制动器驻车制动采用附装在后轮上的。
即行车制动和驻车制动同用一套制动蹄片和制动鼓。
它的特点是可以减少制动系所占的空间,使其总体结构简化,并且在后轮行车制动失效时驻车车制动可以充当刹车,使其安全性能更高。
关键词:轻型载货车，制动器，设计Design of bridge of drum brake andcontrol system of 8t truck rearABSTRACTAutomotive brake system is used to force the moving car slow down or stop, so that the car's speed downhill form stable and to have stopped the car in place (including the slope) resides not move the body. With the development of highway and the speed increases and increasing traffic density, in order to ensure traffic safety, vehicle brake system operational reliability is becoming increasingly important, and only the brake good, reliable car brake system, can fully play its dynamic performance.The design is light truck brake system design, through to find information and reference the previous design, the use of hydraulic brake for the power source and the human hand mechanical parking brake. Brake drum brake used in brake attached to the rear wheel using the. The brake and parking brake with a set of brake shoes and brake drums. It can reduce the braking system is characterized by the amount of space, so the overall structure is simplified, and the failure of the rear brake parking brake can act as a brake to secure higher performance.Key words：light trucks，brake，design摘要 (1)ABSTRACT (2)第一章制动系概述 (6)1.1 概述 (6)1.2 制动器的结构形式 (7)第二章鼓式制动器主要零件设计参数计算 (17)2.1 鼓式制动器的设计计算 (17)2.2 摩擦衬片的磨损特性计算 (22)2.3制动力与制动力分配系数 (23)2.4同步附着系数 (27)2.5制动器最大制动力矩 (27)第三章驻车车制动的设计计算 (29)3.1 满载时 (29)3.2 空载时 (30)第四章制动性能分析 (33)4.1 制动性能评价指标 (33)4.2 制动效能 (33)4.3 制动效能的恒定性 (33)4.4 制动时汽车方向的稳定性 (33)第五章制动器主要零件的结构设计 (35)5.1制动鼓 (35)5.2 制动蹄 (36)5.3 制动底板 (36)5.4 制动蹄的支承 (37)5.5 制动轮缸 (37)5.6 摩擦材料 (37)5.7 制动器间隙 (38)第六章制动驱动机构的结构形式选择及设计计算 (40)结论 (44)参考文献 (45)第一章制动系概述1.1 概述汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车，使下坡形式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。
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第一章制动参数选择及计算第一节汽车参数（符号以汽车设计为准）制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距：L=1370mm车轮滚动半径：r r =295 mm汽车满载质量：m a=4100Kg汽车空载质量：m o=2600Kg满载时轴荷的分配：前轴负荷39%，后轴负荷61% 空载时轴荷的分配：前轴负荷47%，后轴负荷53% 满载时质心高度：hg =745mm空载时质心高度：hg＇=850mm质心距前轴的距离：L1 =835mm L1＇=726mm 质心距后轴的距离：L2 =535mm L2＇=644mm 对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。
第二节制动器的设计与计算一制动力与制动力矩分配系数0 水平路面满载行驶时,前、后轴的负荷计算对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8N／kg)前轴的负荷F1=Ga(L2-ϕhg)/(L-ϕhg)=3830.8N后轴的负荷F2=GaL1/(L-ϕhg)=36349.2Nϕ--- 附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6轴荷转移系数：前轴：m,1= F Z1/G1=0.24后轴：m,2= F Z1/G2=1.481、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时,地面对前后车轮的法向反作用力（满载）F Z1= GL (L2+ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55NF Z2=GL (L1-ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.835－0.6×0.745）=11379.45N 式中： G-- 汽车所受重力；L-- 汽车轴距；1L--汽车质心离前轴距离；L2--汽车质心离后轴距离；gh--汽车质心高度；g --重力加速度；(取9.80N／kg)2 （汽车理论8,22）汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度ω﹥0的车轮，其力矩平衡方程为Mμ-F b⨯R e=0 （4-2）式中：Mμ--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；F b--地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；R e--车轮有效半径，m令 F B=Mμ/R e并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。
鼓式制动器 设计说明书
车辆工程专业课程设计题目：鼓式制动器设计学院机械与能源工程学院专业车辆工程年级车辆10级班级车辆1012姓名李开航学号 2010715040成绩指导老师赖祥生目录第1章绪论 (1)1.1制动系统设计的目的 (1)1.2制动系统设计的要求 (1)第2章鼓式制动器的设计计算及相关说明 (2)2.1鼓式制动器有关计算 (2)2.1.1基本参数 (2)2.1.2确定前后轴制动力矩分配系数β (2)2.1.3鼓式制动器制动力矩的确定 (3)2.2鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (4)2.2.1制动鼓半径 (4)2.2.2制动鼓摩擦衬片的包角、宽度、和起始角 (4)2.2.3张开力作用线至制动器中心的距离 (4)2.2.4制动蹄支销中心的坐标位置 (5)2.2.5摩擦片的摩擦系数 (5)2.3后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 (5)2.4摩擦衬片的磨损特性计算 (6)2.5驻车计算 (8)第3章鼓式制动器主要零件的结构设计 (10)3.1制动鼓 (10)3.2制动蹄 (11)3.3制动底板 (12)3.4支承 (12)3.5制动轮缸 (13)3.6摩擦材料 (13)3.7制动器间隙 (13)第4章鼓式制动器的三维建模 (14)第5章结论 (15)参考文献 (16)第1章绪论1.1制动系统设计的目的汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。
汽车制动系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、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。
1.2制动系统设计的要求本次的课程设计选择了鼓式制动器，制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。
鼓式制动器 设计说明书
车辆工程专业课程设计题目：鼓式制动器设计学院机械与能源工程学院专业车辆工程年级车辆10级班级车辆1012姓名李开航学号 **********成绩指导老师赖祥生精品文档目录第1章绪论.......................................................1.1制动系统设计的目的 (1)1.2制动系统设计的要求 (1)第2章鼓式制动器的设计计算及相关说明 (2)2.1鼓式制动器有关计算 (2)2.1.1基本参数 (2)2.1.2确定前后轴制动力矩分配系数β (2)2.1.3鼓式制动器制动力矩的确定 (3)2.2鼓式制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (4)2.2.1制动鼓半径 (4)2.2.2制动鼓摩擦衬片的包角、宽度、和起始角 (4)2.2.3张开力作用线至制动器中心的距离 (4)2.2.4制动蹄支销中心的坐标位置 (5)2.2.5摩擦片的摩擦系数 (5)2.3后轮制动轮缸直径与工作容积的设计计算 (5)2.4摩擦衬片的磨损特性计算 (6)2.5驻车计算 (8)第3章鼓式制动器主要零件的结构设计 (10)3.1制动鼓 (10)3.2制动蹄 (11)3.3制动底板 (12)3.4支承 (12)3.5制动轮缸 (13)3.6摩擦材料 (13)3.7制动器间隙 (13)第4章鼓式制动器的三维建模 (14)第5章结论 (15)参考文献 (16)第1章绪论1.1制动系统设计的目的汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。
汽车制动系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、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全,必须为汽车配备十分可靠的制动系统。
1.2制动系统设计的要求本次的课程设计选择了鼓式制动器，制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱动系统的参数计算。
鼓式制动器
3)用清洁的制动液润滑活塞。
4)将活塞和护罩安装在车轮汽缸缸径内。将活塞推至缸径底部。
5)将汽缸护罩安置在汽缸壳体扩孔内。
6)将排气阀和排气阀盖帽安装在车轮汽缸上。将排气阀紧固至6牛顿米。
7)安装车轮汽缸。
(2)安装
1)安装制动底板表面。
2)接触区用点降噪胶布,见图5-9图中的箭头。
3)将制动器拉线与制动器摩擦衬片驻车杠杆相连接。
4)压缩弹簧和弹簧薄片安装制动器从动摩擦衬片。
5)安装底部的回拉弹簧和制动器引导摩擦衬片。
·安装观察孔的橡胶塞头。
2.制动器摩擦衬片的更换
(1)拆卸
1)举升并适当支承车辆。
2)标记车轮相对于轮毂的位置。
3)拆卸车轮和轮胎。
4)拆卸制动鼓。
5)从拉线导槽片-从动衬片杠杆上拆卸驻车制动器拉线。
2)在精整或更换鼓后,对新的制动表面进行抛光。
3)在48公里/小时的速度刹车20次,以此来对新制动表面进行抛光。
4)用中到强力量踩下制动踏板。切勿使制动器过热。
注意:在更换了新制动衬片后的200公里行驶范围内避免紧急刹车。
4.后制动器的更换
14)从车轮汽缸上拆卸排气阀盖帽和排气阀。
15)用清洁的工业酒精清理所有部件。
l6)用经过过滤的不带润滑油的压缩空气干燥所有部件。
17)吹出卡钳壳体和排气阀所有管道中的空气。使用经过滤的不带润滑油的压缩空气。
(2)装配
1)在车轮缸径凹槽内安装一新的经润滑的活塞密封圈。确保活塞密封没有扭曲。
鼓直径(新)200毫米
鼓直径精整201毫米
可容许的最大偏心率0.1毫米
领从蹄鼓式制动器设计说明书
领从蹄鼓式制动器设计说明书一、整车性能参数............................................................ 1 1. 发动机............................................................1 2. 整车基本参数...................................................1 3. 制动系统参数 (1)二、设计计算.................................................................. 2 1. 制动器主要参数的确定 (2)1) 制动鼓内径D (2),2) 摩擦村片宽度b和包角 (2),3) 摩擦衬片起始角………………………………3 04) 制动器中心到张开力P作用线的距离a (3)5) 制动体制动蹄支撑点位置坐标k和c (3)6) 制动鼓厚度n (3)f7) 摩擦片摩擦系数....................................32. 制动力与制动力矩分配系数.................................4 3. 制动器因数......................................................5 4. 制动蹄自锁能力................................................6 5. 摩擦衬片的磨损特性计算....................................7 6. 制动轮缸直径d的确定.......................................8 7. 制动蹄支承销剪切应力计算 (9)三、参考文献 (10)一(整车性能参数1.发动机:最大转矩/ 157/2800Nm/rpm最大功率/ 65/4500Kw/rpm2.整车基本参数:整车装备质量(空车质量)/kg 1470 满载总质量/kg 2495轴荷分配//kg空载前轴 895后轴 575满载前轴 800后轴 1695车长/mm 4085轴距/mm 2515最小离地间隙/mm后桥下 195最高车速/km/h 105轮胎型号: 165/60R143.制动系统参数前轮后轮制动器类型领从蹄鼓式双领蹄鼓式制动效能因数 1.4 3.3二(计算及说明结论1.制动器主要参数的确定(1)制动鼓内径D输入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。
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第一章制动参数选择及计算第一节汽车参数（符号以汽车设计为准）制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距：L=1370mm车轮滚动半径：r r =295 mm汽车满载质量：m a=4100Kg汽车空载质量：m o=2600Kg满载时轴荷的分配：前轴负荷39%，后轴负荷61% 空载时轴荷的分配：前轴负荷47%，后轴负荷53% 满载时质心高度：hg =745mm空载时质心高度：hg＇=850mm质心距前轴的距离：L1 =835mm L1＇=726mm 质心距后轴的距离：L2 =535mm L2＇=644mm 对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。
第二节制动器的设计与计算一制动力与制动力矩分配系数0 水平路面满载行驶时,前、后轴的负荷计算对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8N／kg)前轴的负荷F1=Ga(L2-ϕhg)/(L-ϕhg)=3830.8N后轴的负荷F2=GaL1/(L-ϕhg)=36349.2Nϕ--- 附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6轴荷转移系数：前轴：m,1= F Z1/G1=0.24后轴：m,2= F Z1/G2=1.481、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时,地面对前后车轮的法向反作用力（满载）F Z1= GL (L2+ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55NF Z2=GL (L1-ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.835－0.6×0.745）=11379.45N 式中： G-- 汽车所受重力；L-- 汽车轴距；1L--汽车质心离前轴距离；L2--汽车质心离后轴距离；gh--汽车质心高度；g --重力加速度；(取9.80N／kg)2 （汽车理论8,22）汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度ω﹥0的车轮，其力矩平衡方程为Mμ-F b⨯R e=0 （4-2）式中：Mμ--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；F b--地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；R e--车轮有效半径，m令 F B=Mμ/R e并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。
蓝光鼓式制动系统安装调试说明书A2版(中文)
鼓式制动系统安装调试说明书版本：A2日期：2019.03目录一、制动器的拆卸和安装 (1)二、制动器微动开关的连接与调整 (2)三、制动系统调整方法 (3)四、制动闸带的检查和维护 (5)五、松闸说明 (6)六、制动器维保要求 (8)一、制动器的拆卸和安装1、WYT-S 系列制动器的拆卸将图1.1中序1的4个螺钉松开，将序2的盖板取下，将序3的制动器引接线电源线和微动开关的引接线分别从接线端子卸下，将序4的4个螺栓取下，制动器便可从序5制动器安装架上拆卸下来。
2、 W YT-Y 系列制动器的拆卸将图1.2中序1的4个螺钉松开，将序2的盖板取下，将序3的制动器引接线电源线和微动开关的引接线分别从接线端子卸下，将序4的4个螺栓取下，制动器和序5底座可从安装架拆卸下来，再将序6的4个螺栓取下，制动器便可从序5底座上拆卸下来。
图1.1 图1.23、制动器的分解图1.3分别拆下图1.3中的序1卡簧，序2挡圈，序3 弹簧，序4 制动器盖上的螺钉和制动器盖，序6衔铁便可取出，拆下衔铁后序5减震垫可从序6取出。
4、制动器的安装各型号主机制动器的安装按以上步骤相反顺序即可。
二、制动器微动开关的连接与调整1、制动器微动开关的连接本公司制动系统有反馈制动器动作状态的微动开关，出厂时连接常开触点和公共端。
2、制动器微动开关的调整进行制动系统调整前，必须将电梯慢车开到上端站（空载），且将对重放到缓冲器上（空载），否则可能发生溜车事故。
将制动器断电合闸，使调整螺钉与制动器微动开关球头刚好接触，然后按图1.4中箭头方向旋转调整螺钉半圈，约0.5mm，使得微动开关触点刚好动作即可，用锁紧螺母锁紧调整螺钉。
三、制动系统调整方法附图1.5 永磁同步曳引机制动系统结构示意图1—凸轮轴（无机房）/封堵(有机房) 2—复位弹簧 3—调整螺母 4—锁紧螺母 5—顶杆 6—锁紧螺母 7—顶杆螺钉 8—制动弹簧9—弹簧垫圈 10—压缩螺母 11—锁紧螺母 12—标尺 13—拉杆 14—锁紧螺母 15—制动瓦 16—锁紧螺母 17—顶紧螺钉主要零部件功能：3—调整螺母，调整其位置可控制制动器内部衔铁始终处于合适的位置，保持合理的工作行程，避免合闸时冲击衔铁，撞击手动开闸凸轮，发出噪声；8—制动弹簧，调整压缩量可控制制动力的大小，压缩量过大会导致制动器开闸困难；12—标尺，只是系统在恢复原制动力的参考标记；13—拉杆，决定制动力的形成，控制最大开闸间隙；17—顶紧螺钉，控制闸瓦与制动轮的吻合程度，(制动闸瓦与制动轮吻合越好，在相对条件下，形成的制动力就越大，工作噪声越小) ；4、6、11、16—锁紧螺母，防止在调整完成后，系统动作后各调整螺钉松动，致使系统改变；下面结合附图1.5说明制动器的具体调整方法。
PMS系列曳引机鼓式制动器维保手册说明书
Version: AJNo.:R000041416Effective Date:2021-2-28PMSPMS Series Drum Brake for T/MMaintenance Manual（）Product Design Center (China)PMS 系列曳引机鼓式制动器Maintenance Manual of PMS Series Drum Brake for T/MR000041416VersionAJ Effective Date2/28/2021/Amendment RecordVersion Main Content of Amendment Effective Date 首版2013-10-30 aa 追加PMS280-F曳引机制动器维保相关内容2014-02-26 ab 追加PMS360曳引机制动器维保，删除电磁铁的拆卸等内容2014-08-26 ac 追加DMB520-1800A，DMB630-4400B制动器相关内容2015-09-02ad 修改PMS系列曳引机鼓式制动器维保手册如下：1.修改第2.2节（第3/46页）的维保操作前的注意事项相关内容；2.修改第3.2节（第5/46-6/46页）的电磁铁结构种类相关内容；3.修改第4.2节（第8/46-12/46页）的制动相关部件的检查和清理相关内容；4.修改第4.8节（第18/46页）的微动开关相关内容；5.修改第5.2节（第19/46-20/46页）的释放操作说明标签相关内容；6.修改第6节（第21/46页）的制动器常见故障处理相关内容；7.修改附录C（第30/46-34/46页）制动器检查表相关内容；8.新增附录D（第35/46-46/46页）电磁铁的分解检查和清理相关内容；2017-05-04ae 修改PMS系列曳引机鼓式制动器维保手册如下：1.第2.2节（第3/52页）新增“警告b”内容；2.新增第3.5节（第7/52-11/52页），后续章节号依次调整；3.新增第4.3.2.3节（第18/52页），后续章节号依次调整；4.修改第4.4.1节（第18/52页）的文字表述；5.修改第4.7.2节步骤c、d（第22/52页）和“危险b” （第23/52页）的文字表述；6.新增第4.8.2节（第23/52页）；7.修改第5.2节（第25/52页）2）中的图片；2017-07-05PMS系列曳引机鼓式制动器Maintenance Manual of PMS Series Drum Brake for T/MR000041416VersionAJ Effective Date2/28/2021DMB630-4400CPMS系列曳引机鼓式制动器Maintenance Manual of PMS Series Drum Brake for T/MR000041416VersionAJ Effective Date2/28/2021、1.2.3.、4.5.，6.。
鼓式制动器设计(设计说明书)
毕业设计设计说明书题目 SC6408V 商用车鼓式制动器总成设计专业车辆工程（汽车工程）班级 2006级汽车一班学生 ___指导老师 ___重庆交通大学2010年前言1 本课题的目的和意义近年来，国内、外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性，如ABS 技术等，而对制动器本身的研究改进较少。
然而，对汽车制动过程的控制效果最终都须通过制动器来实现，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。
对于蹄－鼓式制动器，其突出优点是可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数，并具有多种不同性能的可选结构型式，以及其制动性能的可设计性强、制动效能因数的选择范围很宽、对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。
但是，传统的蹄－鼓式制动器存在本身无法克服的缺点，主要表现于：其制动效能的稳定性较差，其摩擦副的压力分布均匀性也较差，衬片磨损不均匀；另外，在摩擦副局部接触的情况下容易使制动器制动力矩发生较大的变化，因此容易使左右车轮的制动力产生较大差值，从而导致汽车制动跑偏。
对于钳－盘式制动器，其优点在于：制动效能稳定性和散热性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀，而且结构较简单、维修较简便。
但是，钳－盘式制动器的缺点在于：其制动效能因数很低（只有0.7 左右），因此要求很大的促动力，导致制动管路内液体压力高，而且其摩擦副的工作压强和温度高；制动盘易被污染和锈蚀；当用作后轮制动器时不易加装驻车制动机构等。
因此，现代车辆上迫切需要一种可克服已有技术不足之处的先进制动器，它可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点。
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第一章制动参数选择及计算第一节汽车参数（符号以汽车设计为准）制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距：L=1370mm车轮滚动半径：r r =295 mm汽车满载质量：m a=4100Kg汽车空载质量：m o=2600Kg满载时轴荷的分配：前轴负荷39%，后轴负荷61% 空载时轴荷的分配：前轴负荷47%，后轴负荷53% 满载时质心高度：hg =745mm空载时质心高度：hg＇=850mm质心距前轴的距离：L1 =835mm L1＇=726mm 质心距后轴的距离：L2 =535mm L2＇=644mm 对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动因数等。
第二节制动器的设计与计算一制动力与制动力矩分配系数0 水平路面满载行驶时,前、后轴的负荷计算对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8N／kg)前轴的负荷F1=Ga(L2-ϕhg)/(L-ϕhg)=3830.8N后轴的负荷F2=GaL1/(L-ϕhg)=36349.2Nϕ--- 附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6轴荷转移系数：前轴：m,1= F Z1/G1=0.24后轴：m,2= F Z1/G2=1.481、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时,地面对前后车轮的法向反作用力（满载）F Z1= GL (L2+ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55NF Z2=GL (L1-ϕgh)=4100×9.8÷1.370×（0.835－0.6×0.745）=11379.45N 式中： G-- 汽车所受重力；L-- 汽车轴距；1L--汽车质心离前轴距离；L2--汽车质心离后轴距离；gh--汽车质心高度；g --重力加速度；(取9.80N／kg)2 （汽车理论8,22）汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度ω﹥0的车轮，其力矩平衡方程为Mμ-F b⨯R e=0 （4-2）式中：Mμ--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；F b--地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；R e--车轮有效半径，m令 F B=Mμ/R e并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。
F B与地面制动力F b的方向相反，当车轮角速度ω﹥0时，大小亦相等，且F B仅由制动器的参数所决定，即F B取决于制动器的结构形式、尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮的有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。
当增大踏板力以增大Mμ时，F B和F b均随之增大，但地面制动力受附着条件的限制其值不可能大于附着力Fϕ，（汽车理论22）地面对轮胎切向反作用力的极限值称为附着力FϕF b≤ Fϕ= F Zϕ (4-3)F bmax= Fϕ= F Zϕ (4-4)式中：ϕ--轮胎与地面的附着系数（汽车理论22页）；F Z --地面对车轮的法向反力；(1)前轮：F b1≤F ϕ1=F z1ϕ=28800.55×0.6=17280.33NF b1max =F ϕ1= F z1=28800.55×0.6=17280.33N(20后轮：F b2≤F ϕ2= F z2 ϕ =11379.45×0.6=6827.67NF b2max =F ϕ2= F z2ϕ=11379.45×0.6=6827.67N 当制动器的制动力F B 和地面制动力F b 达到附着力F ϕ值时，车轮即被抱死并在地面上滑移，此后制动力矩M μ即表现为静摩擦力矩M f ，而F B = M μ/R e 即成为与F b 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值，当制动力车轮角速度ω=0以后，地面制动力F b 达到附着力 F ϕ值后就不再增大，而制动器的制动力F B 由于踏板力F D 的增大使摩擦力矩M f 增大而继续上升，如图4-2所示图4-2制动器制动力、地面制动力与踏板力的关系3、制动器制动力分配系数（汽车理论110页）bB F F F ,.ϕ（1）分配系数β=F B1/F B (4-7)F B1/ F B2=(L2+ϕhg)/ (L2-ϕhg) (4-8)F B= F B1+ F B2 (4-9)可得β=F B1/F B= F B1/（F B1+ F B2 ）=(L2+ϕhg)/( L2+ϕhg+ L1-ϕhg)=(L2+ϕhg)/L (4-10)即：β=L2/L+ϕhg/L (4-11)其中 L1=835mm L2=535mm L=1370mm hg=745mm 取ϕ=0.6得到β=L2/L+ϕhg/L=(535+0.6×745)÷1370=0.72（2）同步附着系数ϕ0=（Lβ-L2）/ hg (4-12)=(1370×0.72－535)÷745=0.61将ϕ0=0.61代入式(4-5)得F Z1，= GL(L2+ϕ0gh)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.61×0.745）=29328.467×0.989=29005.85NF Z2，=GL(L1-ϕ0gh)=4100×9.8÷1.370×（0.835－0.61×0.745）=29328.467×0.381=11174.15N①在同步附着系数前后轮同时抱死的路面上行驶时所得到的地面制动力前轮：F b1≤Fϕ1=F z1ϕ0F b1max=Fϕ1= F Z1，ϕ0=29005.85×0.61=17693.57N后轮：F b2≤Fϕ2= F z2ϕ0F b2max=Fϕ2= F z2，ϕ0=11174.15×0.61=6816.23N第三节鼓式制动器的主要参数及其确定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。
1．制动鼓内径D输入入力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。
图1-8 鼓式制动器的几何参数但增大D(图1—8)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／D r=0.64～0.74货车： D／D r=0 .70～0 .83制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZB T24 D05—89《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取。
图1-8 鼓式制动器的主要几何参数依据车轮型号：6.5--10 于是，得轮辋直径D rD r =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm）取 D／D r=0 .8 3 则制动鼓内径直径D=0.83x D r=0.83x254=210.82mm参照中华人民共和国专业标准QC/T 309—1999 《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》取 D=220mm2．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A p=Rβb.制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑A p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=100°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。
中华人民共和国专业标准 QC/T 309—1999 《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》结合课本教材汽车设计王望予264页表8-1扫路车总质量4100千克，对于（3.5~7.0）t 的商用车，单个制动器总的摩擦面积A p 为（300~650）cm 2,这里取取 b=90mm 3.摩擦衬片起始角β一般将衬片布置在制动碲的中央，即令β0=90°－2β。
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°－2β =90°－2100 =40° 4.制动器中心到张开力F 0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8—7)尽可能大，以提高制动效能。
暂定 e=0.8R=0.8x110=88mm 5.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8—7)。
暂定 a=0.8R=0.8x110=88mm6.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f0～0.40已无大问题。
本设计取f=0.3。
3.0第四节制动器的设计与计算（一）（汽车设计268页）考虑到OA l≈OB1=R=110mm a=88mm （汽车设计266页图8-8 268页图8-9 汽车设计264页图8-7）（cos∠=88÷110=0.8 角度为370R=110mm β=100°β0=400α＇=1800-β0-β-370=3 0α＇＇=β+α＇=103°（1）不均匀系数△=（α＇＇—α＇）／(cosα＇-cosα＇＇)=1030／（cos3 0-cos103°）=1.798÷[0.999－(﹣0.225)]=1.798÷1.224=1.47（2）R1=4R(cosα＇-cosα＇＇)/[(cos2α＇-cos2α＇＇)2+(2β-sin2α＇＇+sin2α＇)2]1/2=4×110×1.224/[(0.995+0.899)2+(3.49+0.438+0.105)2]1/2=538.56/(3.587+16.265) 1/2=538.56/(19.852) 1/2=538.56/4.456=120.86mm因为领蹄和从蹄大小尺寸相同故Ｒ１＝Ｒ２=120.88mm（二）用液力驱动时所需张开力为，采用领从蹄式制动器Fo1=F02①前轮Ｆo= Mμ1max/2(R1+R2)= F b1max×r r/2(R1+R2)=17693.57N×295÷483.52=10795.00N②后轮Ｆo‘= Mμ2max/2(R1+R2)= F b2max×r r /2(R1+R2)=6816.23×295÷483.52=4158.64N(三) 检查蹄有无自锁计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。