轿车鼓式制动器优化设计及建模

摘要

自从上次经济危机以来，我国国民经济始终保持着稳定良好健康的蓬勃发展势头。其中汽车工业作为支撑着国民经济发展的重要组成部分，它的发展也一直保持着“产量高速增长，投资规模继续扩大”的特点。国内汽车市场迅速发展，而轿车是汽车发展的方向。随着汽车技术的日益发展革新，在汽车功能不断完善的同时，对整车安全性能的要求也被提到了更高的标准。从汽车诞生年代以来，汽车制动系统就是汽车自身必不可少的一个组成，是行车安全的基本保障。为了提高行驶的安全性能，我们必须研发出更高性能的制动系统。与此同时，在市场竞争更加剧烈的同时，企业成功的关键更在于缩短产品的开发周期，降低开发产品的成本，加强产品的市场竞争能力。

本说明书主要介绍了制动系相关的结构形式及主要零部件的设计，制动过程的动力学参数计算，以及驱动机构的相关设计和计算。

关键词：制动；鼓式制动器；制动系统

I

Abstract

Since the last economic crisis, China's national economy has maintained a stable momentum of good health flourish. Wherein the auto industry as the support of an important part of national economic development, and its development has been maintained a \"high-speed output growth, investment continued to expand\" feature. The rapid development of the domestic automobile market, the car is the direction of car development. With the development of innovative automotive technology, function continuously improved in the car while on vehicle safety performance requirements have also been referred to a higher standard. Since the birth of the automobiles, automobile brake system is the car itself an essential composition, traffic safety is the basic guarantee. In order to improve the safety performance of driving, we must develop more high-performance brake system. At the same time, the market competition is more intense at the same time, the key to business success more to shorten product development cycles, reduce product development costs, and enhance market competitiveness of products.

This manual introduces the design and calculation of the braking system related to the form and structure of the main components of the design, calculation of kinetic parameters of the braking process, and a drive mechanism.

Keywords: brake; drum brakes;

II

目录

摘要 ............................................................................................. I Abstract ....................................................................................... II 1. 绪论 ...................................................................................... 1

1.1. 制动系统设计的意义 ........................................................ 1 1.2. 制动系统研究现状 ............................................................ 1 1.3. 鼓式制动器系统应达到的目标 ........................................ 2 1.4. 鼓式制动器系统设计要求 ................................................ 2

2. 鼓式制动器方案的选择 ...................................................... 3

2.1. 鼓式制动器的结构形式 .................................................... 3 2.2. 鼓式制动器方案的确定 .................................................... 6

3. 制动过程的动力学参数计算 .............................................. 7

3.1. 相关主要技术参数 ............................................................ 7 3.2. 制动过程车轮所受的制动力 ............................................ 7 3.3. 同步附着系数的分析 ...................................................... 13 3.4. 确定前后轴制动力矩分配系数β ................................... 13 3.5. 制动器制动力矩的确定 .................................................. 14

4. 制动器的结构及主要零部件设计 .................................... 16

4.1. 制动鼓直径D .................................................................. 16 4.2. 制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b ............................... 17 4.3. 摩擦衬片初始角

的选取 .............................................. 18

III

4.4. 制动蹄支承点的坐标位置a与c .................................... 19 4.5. 摩擦片摩擦系数 .............................................................. 19

5. 鼓式制动器主要零部件的设计 ........................................ 20

5.1. 制动蹄 .............................................................................. 20 5.2. 制动鼓 .............................................................................. 20 5.3. 摩擦衬片 .......................................................................... 21 5.4. 间隙自动调整装置 .......................................................... 22 5.5. 制动底板 .......................................................................... 23 5.6. 制动蹄的支承 .................................................................. 23 5.7. 制动轮缸 .......................................................................... 24 5.8. 张开机构 .......................................................................... 24

6. 制动器的设计计算 ............................................................ 25

6.1. 驻车制动 .......................................................................... 25 6.2. 应急制动 .......................................................................... 26 6.3. 摩擦衬片磨损特性的计算 .............................................. 27

7. 制动器驱动机构的分析与计算 ........................................ 29

7.1. 驱动机构的方案选择 ...................................................... 29 7.2. 液压驱动机构的设计计算 .............................................. 35

结论 .......................................................................................... 40 致谢 .......................................................................................... 41 参考文献 .................................................................................. 42

IV

1. 绪论

1.1. 制动系统设计的意义

汽车运输是最经常使用的，输送的最常用和最方便的手段。汽车制动系统是车辆的底盘的一个重要的系统，它意味着用于汽车的移动。制动器的制动系统直接制约了汽车的关键手段的运动是汽车最重要的安全元件。汽车的制动性能直接影响驾驶安全的汽车。随着国民经济的快速发展和日益增加的交通密度高速公路行业，人们对安全性，可靠性的要求越来越高，为了保证人员和车辆的安全，汽车必须配备高度可靠的制动系统。本课程旨在为鼓式制动系统的设计主题。

通过查阅相关的专业的图书网络资料，采用专业基础理论知识，设计计算和结构设计元素。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。

1.2. 制动系统研究现状

在这个过程中频繁制动操作的车辆中，制动性能直接关系到交通和人身安全，所以制动性能是一个非常重要的车辆性能，车辆的改进的制动性能始终是制造和使用领域的汽车设计的重要任务。当车辆制动时，由于车辆在力的相反方向行进，从而导致了汽车的速度减少到0，该方法的分析中，车辆可以帮助的制动系统的分析和设计的力量，因此，制动时受力情况是在车辆测试分析和设计的基础上，因为该方法是比较复杂的，它通常是在实践中只能建立简化模型，通常人们主要来自三个方面来分析制动过程和评价为：

1) 制动效能:即制动距离与制动减速度； 2) 制动效能的恒定性:即抗热衰退性； 3) 制动时汽车的方向稳定性。

目前来说，对整车制动系统的研究过程主要是通过路面试验或台架实验进行,由于在汽车道路上行驶的试验中车轮相关参数例如扭矩不易测量，因此，多数有关制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据，在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为汽车整车制动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。

1

1.3. 鼓式制动器系统应达到的目标

1) 具有良好的制动效能； 2) 具有良好的制动效能的稳定性； 3) 制动时汽车操纵稳定性好； 4) 制动效能的热稳定性好。

1.4. 鼓式制动器系统设计要求

制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要参数设计。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。通过使用Catia进行3D建模，熟知鼓式制动器的结构组成。

2

2. 鼓式制动器方案的选择

2.1. 鼓式制动器的结构形式

鼓式制动器是汽车制动器的最早形式的，它广泛应用于各种各样的汽车上面时，盘式制动器还没有出现。鼓式制动器有两种结构形式，一是内张型鼓式制动器二是外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器是具有一对带有弧形摩擦蹄片的制动蹄的摩擦元件，后者则是摩擦元件安装在制动底板上，而制动底板则紧固在后桥桥壳半袖套管的凸缘或前桥的前梁上，其摩擦元件为能够旋转的制动鼓。车轮制动鼓式制动器被安装在鼓上。制动时，采用制动蹄摩擦片外表面与制动鼓的圆柱内表面作为在制动鼓上的一对摩擦表面摩擦力矩，也称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的摩擦元件具有摩擦片的刚度较小的制动带，旋转摩擦元件是制动鼓，并且使用在制动鼓和制动带摩擦板圆形表面的外部圆柱形表面的，作为一个摩擦表面，作用在制动鼓上的摩擦力矩，它也被称为带式制动器。带式制动器历史上曾仅仅用作一些汽车的制动器，但现代已很少使用。内张型鼓式制动器，从而通常被称为鼓式制动器，鼓式制动器按蹄的类型分类如下。

2.1.1. 领从蹄式制动器

如图2-1所示，如果图中上方的箭头的旋转方向表示汽车前进时制动鼓旋转方向（制动鼓转动时正向），领蹄蹄1，从蹄蹄2。在汽车倒车时它的旋转方向与图示相反，与此同时，领蹄变为从蹄，从蹄变为领蹄，像这种制动鼓，在正反方向旋转式，总是具有一个从蹄和一个领蹄的内张型的鼓式制动器被称为领从蹄式制动器。在旋转时，领蹄收到摩擦力使本身压得更紧，使摩擦力矩有增加的趋势，又被称为增势蹄；从蹄有离开制动鼓的趋势，从而所受的摩擦力会减小，即摩擦力矩有减小的作用，它被称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。

图2-1

领从蹄式制动器

3

领从蹄式制动器结构比较简单，造价低廉，在汽车前进或者倒车时它的制动性能不变，同时方便驻车制动，但其效能及稳定性处于中等水平，因此，这种领从蹄式制动器广泛应用于中或者重型汽车的前后轮制动器及轿车后轮的制动器。

2.1.2. 双领蹄式制动器

若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄式制动器。如图2-2显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄，故它又可称为单向双领蹄式制动器。如图所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的。因此，两蹄对制动鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。

图2-2

双领蹄式制动器

双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。

2.1.3. 双从蹄式制动器

图2-3 双从蹄式制动器

4

前进制动时两制动蹄均为从蹄的制动器，这种制动器与双领蹄式制动器结构很相似，二者的差异只在于固定元件与旋转元件的相对运动方向不同。虽然双从蹄式制动器的前进制动效能低于双领蹄式和领从蹄式制动器，但其效能对摩擦系数变化的敏感程度相对较小，即具有良好的制动效能稳定性。如图2-3所示。

2.1.4. 双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设制动器用于驻车制动。如图2-4所示。

图2-4

双向双领蹄式制动器

双领蹄、双向双领蹄、双从蹄式制动器的固定元件布置都是中心对称的。如果间隙调整正确，则其制动鼓所受两蹄施加的两个法向合力能互相平衡，不会对轮毂轴承造成附加径向载荷。因此，这三种制动器都属于平衡式制动器。

2.1.5. 单向增力式制动器

图2-5

单向增力式制动器

单向增力式制动器如图2-5所示。，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一

5

种非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。

2.1.6. 双向增力式制动器

将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。如图2-6所示。

图2-6

双向增力式制动器

双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用作汽车的制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。

但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效率下降。因此，在轿车领域上己经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本比较低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。

2.2. 鼓式制动器方案的确定

制动器的特点是用制动器效能、效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价，同时它的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响，考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，所以本设计中采用制动轮缸具有两个等直径活塞的领从蹄式车轮制动器。

6

3. 制动过程的动力学参数计算

3.1. 相关主要技术参数

整车质量 质心位置 a 1.35m b 1.25m 质心高度 空载 hg=0.95m 满载 hg=0.85m 轴距 L 2.6m 轮距 L0 1.8m 空载 1550kg 满载 2000kg 最高车速 160km/h 工作车轮半径 370mm 轮胎 195/60R15 85H 同步附着系数 0=0.6

3.2. 制动过程车轮所受的制动力

汽车制动时，若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，则对任一角速度

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，

；，地面作用于车轮上的制动力，即地面与车轮之间的摩擦力，又称

地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，;，车轮有效半径，。

令

并称为制动器制动力，它是在轮胎周缘客服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与

的方向相反，当车轮角速度

7

时，大小亦相等，且仅有制

动器的结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、结构尺寸。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。当加大踏板力以加大时，

均随之增大，但地面制动力

受附着条件的，其值不可能大于附

着力，即

图3-1

制动器制动力 、地面制动力 与踏板力的关系

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。

在制动器制动力和地面制动力打到附着力的值时，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，而的周缘力的极限值。当制动到车轮角速度

即成为与

相平衡以阻止车轮再旋转

达到附着力

值后

以后，地面制动力

8

就不再增大，而制动器制动力由于踏板力如图3-1所示。

的增大会使摩擦力矩增大而继续上升，

下图3-2所示，为汽车在水平路面上制动时的受力情况。图中忽略了空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力偶矩以及汽车的滚动阻力偶矩。另外，在以下的分析中忽略了制动时车轮边滚动边滑动的情况，且附着系数值取一个定值。

根据如图所示的受力情况，分别对前后轮接地点取力矩得到平衡式为

图3-2

制动时汽车受力图

其中:，汽车制动时水平面对前轴车轮的法向反力，；，汽车制动时水平面对

；，汽车质心到后轴的距离，

；，

后轴车轮的法向反力，；，汽车轴距，汽车质心到前轴的距离，

；

，汽车质心高度，

；

；，汽车所受重力，；，

汽车质量，；，汽车制动减速度，

根据上述汽车制动是的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及中g为重力加速度，则可求得汽车制动时水平面对前、后轴车轮的法向反力为

9

，式分别

令

，称为制动强度，则汽车制动时水平面对汽车前、后轴车轮的法向反力

又可表达为

若在附着系数为的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或者先后抱死均可）。此时汽车总的地面制动力

等于汽车前、后轴车轮的总的附着力

，即：

，亦等于作用于质心的制动惯性力

或

代如之前式，则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式:

上式均为直线方程，由此可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。

汽车的总的地面制动力为

10

式中：，制动强度，亦称比减速度或比制动力；动力。

由此可以计算出前、后轴车轮的附着力为

，前后轴车轮的地面制

前面示出的道路上附着系数的汽车制动时，使各车轴轮附着力（极动力）不是一个定值，它是一个函数，有关制动强度和总制动力

的相关函数。当每一个车轮

制动器的车制动力是足够时，根据前轴荷，后轴轴荷负载分布，和前、后轮制动力分配、道路附着系数和坡度的倾斜角度等等情况制动过程会出现三个可能性，如下:

(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。

在上述3种情况中，显然是第三种情况的附着条件利用的最好。

由上式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为

其中:

，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；

11

； ；

，汽车重力；

，，汽车质心离前、后轴车轮的法向反力； ，汽车质心高度。

由上式可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力数。消去得

，

是的函

将上式绘成以有关

的曲线，即是比较理想的前轮制动器动力、后轮制动器

的制动力的分配曲线，简称曲线，例如下图3-3所示，假如汽车前轮制动器的制动力、后轮制动器的制动力

能够按如图所示的曲线的规律分配制动力，那么就可以保

证汽车在任何一个附着系数为的任何路面上制动时，均可保证前轮抱死、后车轮抱死。

图3-3

I曲线

本次设计中，求得

，

12

，

3.3. 同步附着系数的分析

(1) 当时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；

(2) 当稳定性；

(3) 当能力。

时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向

时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向

分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为

，即

，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上

这表明只有在

的路面上，地

制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度面的附着条件才可以得到充分利用。

根据相关资料查出轿车

0.6，故取=0.6

3.4. 确定前后轴制动力矩分配系数β

根据公式

得

13

3.5. 制动器制动力矩的确定

为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应该合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力

成正比。双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮

同时抱死的制动力之比为:

制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即

对于常遇的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数为了保证在

值的汽车，

的良好路面上能够制动到后轴车轮和前轴车轮先后抱死滑移，前、后

轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为：

式中：, 该车所能遇到的最大附着系数；

, 制动强度； , 车轮有效半径；

, 后轴最大制动力矩； , 汽车满载质量； , 汽车轴距；

其中，

14

故后轴

后轮的制动力矩为

前轴

前轮的制动力矩为

15

4. 制动器的结构及主要零部件设计

4.1. 制动鼓直径D

在输入力一定时，如果要求制动力矩大，则制动鼓内径就要越大，同时，要求其散热性能也需要良好的表现。制动鼓内径受到一定的，同时轮辋内径也制动鼓内径的大小，在制动鼓与轮辋他们两个之间需要有足够的空隙，要求该空隙不小于20—30mm，否则会使轮辋受热同时黏住内胎，然后烤坏气门嘴，这是因为制动鼓间隙小，散热性比较差造成的。制动鼓的壁厚要足够大，这样有较大的热容量和刚度，用来降低制动时的高温。制动鼓的直径小，其加工精度越高，刚度就大。

制动鼓直径与轮辋直径之比乘用车商用车

=0.-0.74 =0.70-0.83

的范围如下：

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，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径。

轮胎规格为195/60R1585H 轮辋为15in

表：《制动鼓内径与轮辋直径参数系列》

轮辋直径/in 制动鼓内径/mm 轿车 货车 12 180 220 13 200 240 14 240 260 15 260 300 16 -- 320

查表得制动鼓内径

根据轿车

在0.～0.74之间选取

16

取

=0.7

得

4.2. 制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b

摩擦衬片的使用寿命受到摩擦衬片的宽度尺寸的影响。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；衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短。

制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为

。制动器各蹄衬片总的摩擦面积

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。

表：《汽车质量与单个制动器总的衬片摩擦面积尺寸系列》

汽车类型 乘用车 汽车总质量ma/t 0.9-1.5 1.5-2.5 商用车 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 单个制动器总的衬片 摩擦面积100-200 200-300 120-200 150-250(多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1200) A/cm2 制动蹄摩擦衬片的包角在范围内选取。试验表明，摩擦衬片包角

时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。减小包角有利

于散热，但包角小于90o加剧磨损，大于120o时不仅不利于散热，同时容易使动作不平顺，甚至发生自锁现象。

本设计中，摩擦衬片包角β=

，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999《制

17

动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》可取50mm。

由得

=255.3

结果符合表所给出的200-300的要求。

,即

这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积

式中：D—制动鼓内径（mm）；

b—制动蹄摩擦衬片宽度(mm)；

1,2—分别为两蹄的摩擦衬片包角（°

）；

得:

4.3. 摩擦衬片初始角的选取

一般情况下，衬片布置于制动蹄的， 令

制动器中心到张开力作用线的距离e

在保证制动鼓能装下的情况下，经量使e大些，用来提高制动效能。 暂定

e=0.8R

得：

e=0.8×133=106.4mm

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4.4. 制动蹄支承点的坐标位置a与c

应该在保证两蹄支承端毛面不导致互相干涉的条件下，使a尽可能的大。C尽可能的小，初步设计时，暂定a=0.8R=106.4mm，c取为30mm

4.5. 摩擦片摩擦系数

摩擦片要求摩擦系数较高，热稳定性较好，并且受压力和温度影响较小。在追求摩擦材料高摩擦系数的同时，也要求摩擦系数的稳定性，降低制动器对摩擦系数偏离正常值得敏感性的要求，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，摩擦系数值愈高的材料，它的耐磨性就愈差。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数条件下计算制动器的制动力矩，取

已不成问题。因此，在假设的

使计算结果接近实际值。同时，在选择摩擦

材料时,应尽量避免采用污染和对人体有害的材料。所以选择摩擦系数f=0.35。

19

5. 鼓式制动器主要零部件的设计

5.1. 制动蹄

轿车和微型的货车、商用车广泛采用T形型钢碾压或者用钢板焊接而制成的；重量较大的货车、商用车多用铸铁或者铸钢制成，制动蹄的结构需要保证其刚度。轿车钢板制成的制动蹄腹板上常常开一条或者两条径向槽，使其弯曲刚度小一些，减小制动时的尖叫声，同时使衬片磨损均匀，轿车的制动蹄腹板和翼缘的厚度为3mm-5mm；摩擦衬片厚度为4.5mm-5mm。摩擦片和制动蹄可以采用铆接的形式，或者粘结在一起。铆接的好处是噪声小；粘结的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度比较大，缺点是工艺复杂，不易更换衬片。

本设计中制动蹄采用T形型钢钢板冲压焊接制成。

为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图5-1所示）。

图5-1

铸铁制动蹄的结构形式

设计时衬片铆接在制动蹄上。

本次设计选用T形型钢钢板焊接制成。制动蹄腹板及翼缘厚度为4mm,摩擦衬片厚度为5mm，材料为HT200。

5.2. 制动鼓

制动鼓本身要有足够的刚度，强度和热容量，同时在与摩擦衬片相配合时又要有比较高的摩擦因数，并使工作表面磨损均匀。

制动鼓按照制作方式不同分为铸造和组合式两种。如下图5-2所示。铸造（a）大多采用灰铸铁，其机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为了防止制动鼓在工作时发生受载变形，经常在制动鼓的外圆周部分铸有加强筋，用来加强刚度和增加散热效果。通

20

常根据经验选取制动鼓壁厚，对乘用车来说，壁厚取为7-12mm；对商用车来说，取为13-18mm。组合式制动鼓（b）的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形；其特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数。制动鼓和轮毂的对中是通过圆柱表面的配合来定位的，并在两者装配夹紧后精加工制动鼓内工作表面，用来保证两者的轴线的重合。两者进行装配后需要进行动平衡，对轿车来说，其需用不平衡度为15N·cm～20N·cm，制动鼓工作表面的径向跳动量≤

，圆度和同轴公差＜0.03mm，

图5-2

a铸造式制动鼓 b组合式制动鼓

制动鼓相对于轮毂的对中是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。两者装配后还需进行动平衡。其许用

不平衡度对轿车为；对货车为30-40。微型轿车要求其

制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差＜0.03mm，径向跳动量≤0.05mm，静不平衡度≤1.5

。制动鼓在闭合的一侧外缘段可以开一个小孔，用来检测制动器的间隙，本

次设计采用铸造式制动鼓，材料是HT20-40。

5.3. 摩擦衬片

摩擦衬片的材料选取应该满足一定条件如下:

1) 有一个的稳定的摩擦系数，在温度降低升高、压力降低和工作速度或者其他工作环境发生变化时，摩擦系数尽可能维持一定的稳定；

2) 摩擦性能较好。摩擦衬片不仅对偶摩擦副的磨耗要越小越好，同时要经得起时间的考验，有较长的寿命.通常情况下要求衬块的磨损程度小于等于制动盘的1/10；

3) 压缩率同膨胀率一样有要求，它们的数值要尽可能的小。压缩变形太大影响制

动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生

拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象；

21

4) 制动时不应产生噪声，对环境无污染； 5) 应采用对人体无害的摩擦材料；

6) 有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力；

7) 应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在300 C加热板上作用30min后，背板的温度不超过190 C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。

以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维），粘结剂，摩擦性

能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但

由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。

由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热

性和耐磨性，今年来得到广泛的应用。

粉末冶金无机质金属摩擦材料，虽然具有耐热性能高、摩擦性能稳定等优点，但由于它的制造工艺复杂、成本高、容易产生噪声和刮伤对偶等缺点，目前应用并不广泛，仅用于总质量较大的商用车上。

本次设计采用半金属摩阻材料。

5.4. 间隙自动调整装置

在制动鼓不进行制动时，在制动鼓和制动衬片之间要留有一定的间隙，这个间隙能够保证制动鼓自由转动。这个间隙对制动系的许多功能有很大的影响，因此这个距离应该尽量的小。一般来说，鼓式制动器的设定间隙为0.2-0.5毫米。在制动器使用一段时间以后，由于摩擦的原因会使间隙增加，间隙增大会带来很多不利后果:制动器作用时间会增加；不同轮胎制动器磨损程度不一样，会导致制动作用时间不一致，从而导致制动不同步，时间不一致，操作性差；增加了制动能量的消耗，并且使制动踏板和手柄的制动行程增加。为了避免这些问题的发生，因此必须采用间隙自动调整装置。

鼓式制动器已逐渐采用间隙自动调整装置，又称间隙自调装置，其间隙自调的方

法如下：

（1）采用凸轮张开装置

采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整可通过转动凸轮相对于臂的位置

来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变靠装在臂上的蜗轮蜗杆副来实现的，因此臂又称为调整臂。

（2）采用楔块张开装置

该机构的制动器工作间隙是借助于调整套筒、棘爪和调整螺钉进行自动调整。在套筒表面上切有螺旋棘齿，而套筒的内孔则为螺孔。朝向套筒一侧的棘爪端面则做成与套

22

筒外表面的螺旋棘齿相配的齿槽。如果在制动时柱塞的行程超过棘齿的轴向螺距，则棘爪移动一个齿。当套筒和柱塞返回原始位置时，棘爪和套筒的相互作用便使套筒转动

某一角落，从而使调整螺钉旋出相应的距离。

（3）采用轮涨张开装置

可采用不同的方法及其相应机构调节制动鼓与摩擦衬片之间的间隙。①借助与装制

动地板上的调整凸轮和偏心支撑销，用手调整制动蹄的原始安装位置以得到所要求

的间隙。凸轮工作表面螺旋线的半径增量和支撑销的偏心量应超过衬片的厚度。②记住与自动调整装置使制动蹄定位于间隙量所要求的原始位置。也可在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整。

5.5. 制动底板

制动底板能保证安装零件除制动鼓外的制动器各个零件之间相互的正确位置。制动底板应有足够的刚度以承受制动器工作时的制动反力矩。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。刚度不足时会导致制动力矩减小，衬片磨损也会导致不均匀，踏板的行程加大。本次设计采用45号钢。

5.6. 制动蹄的支承

制动蹄的支承方式分为两种，一是固定式（图5-3），一是浮动式（图5-4）。 固定式支承是把蹄的一端固定在支承销上，只能绕支承销摆动，其只有一个自由度。浮动式支承是支承端呈现弧形，弧形与支承块相互依靠，同时需要复位弹簧来进行定位，它使制动蹄朝向制动鼓的方向张开，还可以沿着支撑块的平面有一定的平移，因此，它具有两个自由度，这种制动蹄的支承，具有结构简单的特性，在制动时，制动蹄和制动鼓可以自动定心，以保证两者全面贴合，这种结构多采用在小型车制动器上。

图5-3

固定式支承

23

图5-4

浮动式支承

二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使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。其支座为可锻

铸铁(KTH370—12)或球墨铸铁(QT400—18)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支

承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠

向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张

开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

5.7. 制动轮缸

制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。

5.8. 张开机构

使用平衡式凸轮张开机构设计中，机构的凸轮轴和凸轮是由45号钢锻造毛坯制造成一体，通过高频淬火加工后，并且由可锻铸铁或球墨铸铁支架上的凸轮轴，和支架在地板上的制动螺栓或铆钉，以便改善变速机构的效率，制动凸轮通过滚柱闸瓦打开驱动。滚轮由45号刚制造并高频淬火。

24

6. 制动器的设计计算

6.1. 驻车制动

如图6-1所示，汽车在上坡时所受的力的状况，由此可以算出停驻时的后桥附着力是：

图6-1

汽车在上坡停驻时的受力情况

从中可以得到：

hgL1F2mag(cossin)LL

汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力是：

F2'mag(hgL1cossin)LL

由汽车可能停驻的极限上坡路倾角1，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，即由

hgL1mag(cossin)magsin1LL

得到:

25

1arctanL1Lhg

其中，1是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角。 得：

parctgL1

Lhg=arctg0.71.35

2.60.70.85=25

式中： ：车轮与轮面摩擦系数，取0.7； L1：汽车质心至前轴间距离； L：轴距;

hg：汽车质心高度。

最大停驻坡高度应不小于16%～20%，故符合要求。 同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为:

1'arctan得：

L1Lhg

1=16

最大停驻坡角度应不小于16%～20%，故符合要求。

6.2. 应急制动

应计制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为

此时所需的后桥制动力矩为

26

其中，轴的距离；

为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；为轴距；为汽车质心到前为汽车质心的高度；为路面对后桥的法向反力；为附着系数；为车

轮有效半径。

得

=2188.7

6.3. 摩擦衬片磨损特性的计算

摩擦衬片（衬块）的磨损受各种环境因素的影响，例如摩擦力、制动盘、温度、滑磨速度、制动鼓的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材料质量等许多因素，因此理论上想要计算磨损特性是非常复杂困难的。但于试验中表明，摩擦表面的温度和摩擦力是最影响磨损的关键因素。

从能量的角度来看，汽车的制动过程就是将汽车本身具有的部分的动能和势能转换为热量进而将他们消散的过程。在紧急制动过程中，制动器很大程度上消耗了汽车的大部分动能。在这段时间，由于制动的时间极其短暂，以至于散发出来的热量没来得及扩散到大气中就已经被制动器本身所吸收，从而致使制动器本身的温度急剧升高。这就是我们通常所说的制动器本身的能量负荷。能量负荷的值越大的情况下，则衬片（衬块）本身的磨损程度越严重。

在现实生活中，各种汽车的各个质量参数不一样，轿车总质量和制动衬片的摩擦面积相互之间不相同，因而在此必须规定一种相对的量用来作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片（衬块）单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为

其中，

为汽车总质量（t）； 为汽车回转质量换算系数；

27

、

为制动初速度和终速度（为制动减速度（为制动时间（s）；

）；

）；

、

为前、后制动器衬片的摩擦面积（）；

为制动力分配系数。

，并且可以认为

，所以

在遇到紧急制动以至于停车的情况下，

鼓式制动器的比能量耗散率以不大于制动初速度：乘用车用

磨损，且会使制动鼓更早发生龟裂。计算得耗散率应不大于

得

符合设计要求。

，因此，符合设计要求。

，轿车鼓式制动器的比能量耗散率应小于

，因此，

为宜，计算时取减速度

。

;比能量耗散率过高不仅引起衬片的加速

，轿车盘式制动器比能量

28

7. 制动器驱动机构的分析与计算

7.1. 驱动机构的方案选择

7.1.1. 简单制动系

简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力。而传递力的方式有机械式和液压式两种。

机械式的靠杆系或钢丝绳传力，这种方式结构简单，价格低廉，工作可靠，但机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。

液压式的简单的制动系通常被简称为液压制动系，是用于行车中的制动装置。其优点是作用滞后的时间较短(大约0.1s—0.3s)，工作压力比较大(可达10MPa—12MPa)，缸径尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小，同时造价低。但其有限的力传动比了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25℃和更低时)，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏时，使整个系统都不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车和部分中型货车上。但由于其操纵较沉重，不能适应现代汽车提高操纵轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车已极少采用。

7.1.2. 动力制动系

动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。

动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。 1）、气压制动系

气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力，且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、连接和断开均很方便，因此被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。如图7-1所示，但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(0.3s—0.9s)，因此，当制动阀到制动气室和储气筒的距离较远时，有必要加设气动的

29

第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为0.5MPa—0.7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。

图7-1

气压制动系的回路图(双回路)

1-双缸空气压缩机；2-卸荷阀；3-单向阀；4-放气阀；5-湿贮气罐；6-油水放出阀；7-安全阀；8-单向阀；9-挂车制动阀；10-接通开关；11-连接器；12-压力报警开关；13-后轮制动气室；14-制动灯开关；15-油水放出阀；16-串列双腔气制动阀；17-制动灯开关；18-前轮制动气室；19-双针气压表；20-调压阀

2）、气顶液式制动系

气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压

制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。如图7-2所示，它兼有液压制动和气

压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结

构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量为9t—11t的中型汽

车上也有所采用。

30

图7-2

气顶液式制动系回路图

1-后桥轮缸；2-中桥轮缸；3-动力气室；4-贮液罐；5-气动控制阀；6-液压主缸；7-前桥轮缸；8-串列双腔制动阀；9-贮气罐；10-单向阀；11-调压器；12-压气机

3）、全液压动力制动系

全液压动力制动系具有轻便操控、制动能力比较强、制动反应比较快，方便用防

滑移装置、方便使用制动力调节的装置、气阻对其影响小，除此之外，还同时具有普通液压制动系统的优点。如图7-3所示。但全液压动力制动系的结构复杂、零件中精密

的比较多，同时要求系统密封性比较好，由于这种种的原因，全液压动力制动系并未得

到很好的推广，目前仅仅在一些比较高端的轿车、跑车，大型的客车上使用比较广泛。

图7-3

全液压动力制动系回路图

1-前制动器；2-中、后桥制动器；3-贮液罐；4-油泵；5-蓄能器；6-双控制单向阀；7-蓄能器切断阀；8-单向阀；9-制动阀；10-驻车制动控制阀

31

7.1.3. 伺服制动系

伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套出其他能源提供的助力装

置。如图7-4所示。使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制功能源的

制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要出动力伺服系统产生，而在动力伺服系

统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此，在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动

系之分。其伺服能源分别为真空能(负气压能)、气压能和液压能。

真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度作为动力源，若是一

般的柴油机采用真空伺服制动系时，则需要有专门的真空源，由发动机驱动的真空泵

或喷吸器构成。

如图7-4是某轿车上采用的真空助力式伺服制动系回路图。它采用了左前轮制动油

缸与右后轮制动轮缸为一液压、左后轮制动轮缸和右前轮制动油缸为另一液压回路

的布置，即为对角线布置的双回路液压制动系统。

图7-4：真空助力式（直动式）伺服制动系回路图

（a）对角线布置的双回路液压制动系统（b）非对角线布置的双回路液压制动系统

1-制动踏板；2-控制阀；3-真空伺服气室；4-制动主缸；5-储液罐；6-制动信号灯液压开关；7-真空供能管路；8-真空单向阀；9-感载比例阀；10，11-前盘式制动油缸；12，13-后鼓式制动轮

气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服

32

气压一般可达到0.6Mpa左右，因此在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气

室直径小的多。且在双回路制动系中，如果伺服制动系也是分立式的，则气压伺服制

动比真空伺服制动更适宜，因为真空制动难于使个回路真空度均衡。但气压伺服制动系统的其他组成部分却较真空伺服制动系统复杂的多。真空伺服制动系现在大多用于总质量在1.1t和1.35t之间的轿车及装载质量在6t以下的轻、中型载货汽车上；气压伺服制动系多广泛用于装载质量在6t到12t的中、重型载货汽车以及少数高级轿车上。如下图7-5是气压助力式伺服制动系回路图，其中的液压和气压系统均为双回路式

图7-5

气压助力式伺服制动系回路图

1-空气滤清器；2-带单向阀的防冻酒精杯；3-空气压缩机；4-副储气桶；5主储气桶；6-调压阀；7-低压报警灯开关；8-压力表；9-制动信号灯开关；10-制动主缸；11-储液罐；12-气压伺服气室；13-控制阀；14-制动踏板；15，16-制动轮缸

液压伺服制动系一般由发动机驱动高压油泵产生高压油液，供伺服制动系

和动力转向系共同使用。

7.1.4. 制动管路的多回路系统

为了保证行车中的安全性，同时提高制动驱动机构的工作性能的可靠性，制动驱动机构应该至少配有两套的回路系统，为了防止在一个回路发生故障失效时，汽车制动系统仍然能正常工作，其他的回路仍然能可靠的工作，将汽车的全部行车制动器的气压或者液压管路分为两个或者更多的相互之间的回路。这样，就能保证了行车安全，提高制动效能。

33

图7-6：双轴汽车液压双回路系统的5种分路方案

1-双腔制动主缸；2-双回路系统的一个分路；3-双回路系统的另一个分路

II型回路

图7-6 a是前、后轮制动管路各成的回路系统，即一轴对一轴的分路型式，简称II型。它的管路布置是最为简单的，它可与传统的单轮缸鼓式制动器相互配合，成本较低。这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛。这一分路方案总后轮制动管路失效，则一旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。对于前轮驱动的

轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的

一半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。

X型回路

图7-6-b为前后轮制功管路呈对角连接的两个的回路系统，即前轴的一侧车

轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属于一个回路，称交叉型，简称X型。其特点是

结构也很简单，一回路失效时仍能保持50％的制动效能，并且制动力的分配系数和同

步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。在此之前，毕竟是有侧轮具有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝着从与周围的中枢销转动的侧车轮工作制动器，使车失去方向稳定性属性。因此，我们采用这种方式力情况下的车，它的主销偏移距离应为负值（以20mm），这样一来，不均衡的制动力到车轮反转，提高了汽车

的稳定性方向。

HI型回路

图7-6-c的左右前轮制动器的半数轮缸与全部后轮制动器轮缸构成一个的回

路，而两前轮制动器的另半数轮缸构成另一回路，可看成是一轴半对半个轴的分路型

式，简称HI型。

LL型回路

图7-6-d的两个的回路是由安装在前轮两侧制动器的一半数量的轮缸和后轮制

动系组成的器构成的，简称LL型。

HH型回路

图7-6-e的两个的回路均由每个前、后制动器的半数缸所组成，即前、后半个

34

轴对前、后半个轴的分路型式，简称HH型。这种型式的双回路系统的制功效能最好。

HI、LL、HH型的织构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力

的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左占。HI型单用

回路，即一轴半时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，在紧急制动时后轮极易先抱

死。

7.2. 液压驱动机构的设计计算

7.2.1. 制动轮缸直径d的确定

制动轮缸对制动蹄是假的张开力与轮缸直径和制动管路压力的关系是:

制动管路液压在制动时一般不超过10-12MPa，对盘式制动器可要求再高些。压力

愈高对管路特别是制动软管及管接头的密封性则提出了更高的要求，但是同时驱动

机构的结构就越紧凑，对软管的耐压性、强度及接头的密封性的要求就更加严格。取

p=5MPa。

轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865—1997），具体为：19mm、22mm、24mm、25m、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。

本次设计中，轮缸直径选取24mm，那么张开力可得

7.2.2. 制动主缸直径的确定

第个轮缸的工作容积为

式中，为第个轮缸活塞的直径；为轮缸中活塞的数目；为第个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取

所有轮缸的总工作容积为

35

（取）

，式中，m是轮缸数目。制动主缸应有

的工作容积为，式中，为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸

；对商用车来说为

。

的工作容积可取为：对乘用车

主缸活塞行程和活塞直径

一般

。取

主缸的直径应符合QC/T311—1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。

得

取

通常，汽车液压驱动机构制动轮缸与制动主缸缸径之比

，符合设计要求。

，

7.2.3. 制动踏板力

制动踏板力为

式中，为踏板机构的传动比，踏板机构及液压主缸的机械效率，可取

带入数据得

制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N，设计符合要求。

36

，一般为2-5，本次设计中取

。取

。

；为

7.2.4. 制动踏板工作行程

式中，

为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取

为主缸

活塞的空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所要经过的行程。

代入数据得

乘用车的最大踏板行程应不大于100-150mm，设计符合要求。此外，作用在制动手

柄上最大的力，对乘用车来说不大于400N。制动手柄最大行程，对乘用车不大于160mm。

7.2.5. 真空助力器的设计计算

下图7-7为真空助力器机构图，带橡胶膜片密封装置的控制活塞1将助力缸分成A、B两个腔。A腔位于与制动主缸相连的一端，经真空单向阀与发动机进气管相连，保持一定的真空度；B腔内的压力由橡胶阀座3、滑柱4与橡胶反作用盘5调节。

图7-7

真空助力器的结构图

1-控制活塞；2-膜片；3-橡胶阀座；4-滑柱；5-橡胶反作用盘；6制动主缸推杆

真空助力器的空气阀和真空阀一起构成了助力器的随动机构，即当助力器工作时，输出力和输入力始终成比例。助力器的随动作用是通过橡胶反作用盘的弹性实现的，在助力器处于平衡状态时，助力器产生的有效助力对反作用盘的压力，与控制活塞的推力

37

对反作用盘的压力相等。于是得到以下方程式:

式中：

为真空助力器的输出力； 为控制推杆上的输出力； 为助力器回位弹簧的作用力； 为推杆回位弹簧的作用力； 为平衡前A、B两腔的压力差； 为A腔的最大真空度； 为膜片的有效面积； 为控制阀套管的截面积； 为橡胶反作用盘的截面积； 为控制活塞的面积；

为制动主缸推杆柄部的截面积；

为助力器效率系数，一般取0.90-0.95.本次设计取0.90。

上述两式即是真空助力器的静特性方程，适用于在最大助力点之前的输出输入关系的计算。当助力器的输出力达到最大助力点是，A、B两腔的压力差达到最大值，并等于A腔的真空度，则

在助力器的输出力超过最大助力点时，A腔的真空度保持不变，输出力与输入力将同步变化。

下图7-8是真空助力器在不同真空度下的输出输入特性曲线。一般设计到最大助力点是，对于乘用车，制动踏板力可取200-250N。

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图7-8

输出输入特性曲线

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结论

本次设计主要讨论了领从式鼓式制动器的相关参数设计和计算，设计中的每一部分均按照相关要求进行，并进行了校核和验证，在各个参数的选取和校核中均满足要求，达到了设计的预期要求。但是在设计过程中，出现了各种各样的问题，建模时间，数据是没有问题，但是无法建模，零件之间相互干扰，不符合实际情况等各种情况均有发生，同时，由于仅仅是按照书本进行设计，出现了零件设计参数不足的问题，因此，在参照书本的同时，进行实地考察，去相关行业找鼓式制动器的实体模型观看，测量也是很有必要的。

这次毕业设计给了我很多启发，让我更加精通自己的专业技能，我更加的了解了鼓式制动器的结构构造，鼓式制动器是比较落后的制动手段，可是这样的制动器仍然应用于汽车上面，我们要更加努力的去研发新式制动系统，自主创新，为祖国的科学研发做出自己的贡献

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致谢

本次设计在周龙，周老师的悉心指导下完成的，我非常感谢老师对我的指导与鼓励。老师在本次设计过程中提供了很多帮助，细心回答我的每一个问题，指导我完成本次毕业设计。非常感谢学校给我这次毕业设计的机会，感谢学校提供这个平台和知识。感谢在这期间帮助我的那些同学，我们互相帮助，扶持前进，共同完成本次毕业设计。

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参考文献

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[3]北京兆迪科技有限公司编著. CATIA V5产品工程师宝典. 北京2014. [4]陈家瑞编著. 汽车构造（下册）.机械工业出版社. 北京2009. [5]王望予编著. 汽车设计（第四版）.机械工业出版社. 北京2004.

[6]刘维信编著. 汽车制动系的结构分析与设计计算. 清华大学出版社.北京.2004.

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