汽车制动系统的结构设计.docx
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汽车制动系统的结构设计
汽车设计课程设计
课题名称：
汽车制动系统的结构设计与计算
第一章：
制动器结构型式即选择
、汽车已知参数：
汽车轴距（mm）:
3800车轮滚动半径（mm）:
407.5
汽车空载时的总质量（kg）:
3330
汽车满载时的总质量（kg）6330
空载时，前轴负荷G=mg=12348.24N后轴负荷为38624.52N
满载时，前轴负荷G=mg=9963.53N后轴负荷为43157.62N
空载时质心高度为750mm满载时为930mm
质心距离前轴距离空载时为2.36m满载时为2.62m
质心距离后轴距离满载时为1.44m满载时为1.18m
二、鼓式制动器工作原理
鼓式制动器的工作原理与盘式制动器的工作原理基本相同：
制动蹄压住旋转表面。
这
个表面被称作鼓。
许多车的后车轮上装有鼓式制动器，而前车轮上装有盘式制动器。
鼓式制动器具有的
元件比盘式制动器的多，而且维修难度更大，但是鼓式制动器的制造成本低，并且易于与紧急制动系统结合。
我们将了解鼓式制动器的工作原理、检查紧急制动器的安装情况并找出鼓式制动器所需的维修类别。
我们将鼓式制动器进行分解，并分别说明各个元件的作用。
鼓式制动器
制动缸
'.蛊盒制动机枸
图1鼓式制动器的各个元件
但是鼓式制动器还带
与盘式制动器一样，鼓式制动器也带有两个制动蹄和一个活塞。
有一个调节器机构、一个紧急制动机构和大量弹簧。
图2仅显示了提供制动力的元件。
图2.运行中的鼓式制动器
当您踩下制动踏板时，活塞会推动制动蹄靠紧鼓。
这一点很容易理解，但是为什么需要这些弹簧呢？
这就是鼓式制动器比较复杂的地方。
许多鼓式制动器都是自作用的。
图5中显示，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。
其他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。
为了让鼓式制动器正常工作，制动蹄必须与鼓靠近，但又不能接触鼓。
如果制动蹄与鼓相隔太远（例如，由于制动蹄已磨损），那么活塞需要更多的制动液才能完成这段距离的行程，并且当您使用制动器时，制动踏板会下沉得更靠近地板。
这就是大多数鼓式制动器都带有一个自动调节器的原因。
当衬块磨损时，制动蹄和鼓之间将产生更多的空间。
汽车在倒车过程中停止时，会推动制动蹄，使它与鼓靠紧。
当间隙变得足够大时，调节杆会摇动足够的幅度，使调节器齿轮前进一个齿。
调节器上带有像螺栓一样的螺纹，因此它可以在转动时松开一点，并延伸以填充间隙。
每当制动蹄磨损一点时，调节器就会再前进一点，因此它总是使制动蹄与鼓保持靠近。
一些汽车的调节器在使用紧急制动器时会启动。
如果紧急制动器有很长一段时间没有使用了，则调节器可能无法再进行调整。
因此，如果您的汽车装有这类调节器，一周应至少使用紧急制动器一次。
汽车上的紧急制动器必须使用主制动系统之外的动力源来启动。
鼓式制动器的设计允许简单的线缆启动机构。
鼓式制动器最常见的维修是更换制动蹄。
一些鼓式制动器的背面提供了一个检查孔，可以通过这个孔查看制动蹄上还剩下多少材料。
当摩擦材料已磨损到铆钉只剩下0.8毫米长时，应更换制动蹄。
如果摩擦材料是与后底板粘合在一起的（不是用铆钉），则当剩余的摩擦材料仅为1.6毫米厚时，应更换制动蹄。
图3.制动蹄
与盘式制动器中的情况相同，制动鼓中有时会磨损出很深的划痕。
如果磨损完的制动
蹄使用时间太长，将摩擦材料固定在后部的铆钉会把鼓磨出凹槽。
出现严重划痕的鼓有时可
以通过重新打磨来修复。
盘式制动器具有最小允许厚度，而鼓式制动器具有最大允许直径。
由于接触面位于鼓内，因此当您从鼓式制动器中去除材料时，直径会变大。
£：
'「=；!
.F'U
图4.制动鼓
第二章：
制动系的主要参数及其选择
、制动力及制动力分配系数分析
轴车轮的法向反力乙z为:
I-
汽车轴序:
片
汽不卮心离前轴跖离:
汽乍质心离后轴跖离:
-汽车质心高度；叫
g—
巫力加速度：
du
dt-——汽车制动减速度。
汽车池的地而制动力九
（7）
clu
q=
式中q（&力）一制动强度，亦称比减速度或比制动力:
忌，一前后轴车轮的地面制动力.兔由以上两式可求得询、后轴乍轮附若力为
（8）
耳'■（“）十仇\）卩=；山十印1）炉心=（G：
_耳\w=辛（厶-qh）p
上式人M：
汽车在附耆系数卩为任意确定伯mffik制动时.各轴附看力即极限制动力并非为常数，而是制动强戊1或总制动力的b孤肖汽车各车轮制动器的制动力足够时.根据汽/|丽、后轴的轴荷分配，询、后乍轮制动器制动力的分配、道路附希系数和坡度情况等,制动过程可能岀现的情况有三种,即Fp
（1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；
（2）后轮先抱死地滑.然后前轮再抱死拖滑；
（3）前、后轮同时抱死抱滑。
在以上三种悄况中,显然是垠后种惰况的附着条件利用得帛好。
、汽车前后车轮同时抱死时的制动力和分配系数
1、制动力（满载）
假设汽车的同步附着系数为0=08
在前后车轮均被抱死时，q=0=0.8,这时前后轴车轮的制动器制动力卩们、Ff2即是理想最大制动力，此时Fb、Ff和F相等，所以有：
（Fb为汽车总的地面制动力，Ff为汽车总的制动器制动力，F车轮与路面总的附着力）
L=3.8M
L1=2.62ML2=1.18MHg=0.93M
FB1Ff1
Bi
FGL（L2Qhg）
0=24891.2N
FB2Ff2F
0hg）0=24786.628N
2、制动力分配系数与同步附着系数
假设汽车的同步附着系数为°=0.8.
则制动力分配系数
心=0.5
L
3、制动强度和附着系数利用率
..=0.9342
0）hg
4、最大制动力矩
发，来确定各轴的最大制动力矩。
=10100.5NM
5、制动器因数
领蹄的制动蹄因数
从蹄的制动蹄因数为
6、鼓式制动器主要结构参数
CD、车轮的滚动半径为r=407.5mm,通过中华人民共和国国标，载重汽车标准，轮辋直径为
d=16in=406.4mm
制动鼓直径D,通过查表得D/Dr=0.787
D=d*78.7%=406.4*0.787=320mm取D=300mm
制动间隙取0.3mm.
2
C、制动蹄摩擦片包角B宽度b和单个制动器摩擦衬片总面积，取3=90°A=400cm（前
2
轴制动器）A=400cm（后轴制动器）
b=
A
（前轮制动器摩擦片宽度）
=16.98cm
R
（后轮制动器摩擦片宽度）
C、摩擦衬块起始角3。
3。
=3/2=45
e=0.8R=0.8*15=12cm
C、制动器距支撑点位置坐标a与c
a=0.8R=0.8*15=12cm
两支承销之间距离k=1.5cm
第三章：
鼓式制动器设计计算
、制动蹄片上的制动力矩
前轴单个制动器应能产生的最大制动力矩
TfTf1max/25071NM
单个蹄片上的制动力矩
2
sin2
i4Rcoscos/cos2cos222sin2
.…@
TfTTf1TTf2P1B1P2B2⑸
:
对于液压驱动的制动器，由于P1P2,故所需要的张开力为
PTf/B1B2.©
由上图可得参数数据：
R=159.65mm,c=131.4686
0=13.19°,沪90°,=31.81°,=121.81°,f=0.35
Tf7955.64NM
将参数带入o10◎④◎◎计算得:
20.22025
10.115°,20.5°10・22025
Bi0.0009268,B20.002693
带入•©式得P=2197.8KN
同理可得后轮单个制动器
另外，在计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能。
由式子O1得出自锁条件，当该式
得分母等于零时，蹄自锁，即蹄式制动器的自锁条件为
ccosifsinifi0
ccos1
如果式子1
1csin1成立，则不会自锁
代入数据得
0.350.637，所以成立！
因为亲后轮取的轮胎一样，只有摩擦衬片不一样，而且前轮的制动力矩比较大，所以只需验证前轮即可，后轮也应该满足条件。
二、摩擦衬片的磨损特性计算
1、比能量耗散率e（取极限工况）
双轴汽车单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量消耗率分别是
ei
e2
22
1maV1V2—*
2tAi
2
22
1
maV1V2
_*
2
j,j为制动减速度这里取0.6g;A1,A分别为前、后制动
器衬片的摩擦面积,
3为制动力分配系数这里为0.501.
2、单个车轮的磨损特性指标可用衬片比摩擦力Ff。
表示
当汽车产生最大制动力时，前轮单个制动器的制动力矩
Tf=5018,R=150mm,A1400cm2
Ffo=Tf/RA=0.421<0.48N/mm2
所以符合要求！
3.比滑磨功Lf
由动初速度至停车所完成的单位衬片面积的比滑磨功Lf衡量，最大车速为100公里每小时
车轮制动器个制动衬片的总摩擦面积为1600cm2
得Lf<[Lf]满足条件
第四章：
制动器主要零部件的结构设计与强度计算
一、制动鼓
制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时气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。
轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压形成的腹板与铸铁鼓桶部分组合成一体的组合式制动鼓。
也可用在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合影城制动鼓。
本设计选择钢板冲压的制动鼓内测离心浇铸上合金铸铁内鼓筒！
二、制动蹄
轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。
制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。
制动蹄腹板和翼缘的厚度，这里我们取7mm。
摩擦衬片的厚度取10mm，制动蹄宽度取60mm，衬片可铆接在制动蹄上，噪声比较小！
三、制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位
置。
制动地板承受这制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。
为此，由钢板冲压形成的制动底板均具有凹凸起伏的形状。
四、制动蹄支承
二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。
为了是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。
五、制动轮钢
制动轮钢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。
轮缸的钢体由灰铸铁HT250组成。
其缸筒为通孔，需镗磨。
活塞由铝合金制造。
活塞外端有钢制的开槽顶块，以支撑插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。
轮钢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。
六、摩擦材料
制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐热性，低的吸水性，低的压缩率，低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、抗剪力、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。
当前，在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩
擦性能的填充剂等混合后，在高温下模压成型的。
这里取模压材料即可。
七、制动器主要零件的强度计算
1、制动蹄支承销剪切应力计算
如下图所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦片衬片的工作
表面上，其法向合力Ni,N2；与支承销的反力si分别平行。
对两蹄分别绕中心o点取距，得
般来说,
A
Si的值总要大于S2的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可:
要求!
由已知条件得，可算出制动蹄的最大制动力距
Tf1max,Tf2max。
如果已知铆钉的数目n、
铆钉的直径d及材料，即可验算其剪切应力
Tf1max
.2带入数据可得符合要求
一dn
4
详细D=W=G图总氐三二③1爸爸五四0六口
揶子御锵涯的空间
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舅19^二7月H日伦历）巨蟹座屢産
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lL菌苦口<9鱼0血睜■•羽爭
揶子掏与穿心■莲的空闾
全套资料低价拾元起
第五章：
制动驱动机构的结构形式选择与设计计算
1、制动驱动机构的结构形式选择
型式
制动力源
工作介质
力传递方式
工作介质
液压动力
发动机
制动液
液压式
制动液
2、全液压动力制动系
3、液压制动驱动机构的设计计算
制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力p与轮缸直径dw及制动轮缸中的液压p之间有
如下关系式：
dw
详细D=W=G图至氐三二③1爸爸五四0六”
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養缠吏谆
£B19^二7月13日（公伤）巨螢產熙老
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白感為吟生O占誓总畔窖笹>
邯子琨号軌^空同
仝查诰料阿抬讪屯駅」
式中：
p=8MPa~12MPa，将P=1051.9KN，取p为10MPa，带入得dw=40.7，根据轮
岗直径GB7524-87标准规定的尺寸系列，这里选38mm。
详细DWG图纸请加：
三二③
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舅19启二7目L汨（公⑹巨蟹座属虏
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邯于抉1七聲CS^J空同
全套资料低价拾元起
一个轮缸的工作容积Vm
n
dw2
i
对前轮，初选管路压力10MPa
则dw38mm，
所以可取
前轮轮缸直径38,管路压力在小于
10MPa
一个轮缸的工作容积Vm
dw2
前轮轮缸活塞的行程1=2.0mm
231423
前轮的工作容积V1
汕1丁*38%。
2267-08mm3
后轮轮缸活塞的行程2=2.0mm
后轮的工作容积等于前轮
轮缸总的工作容积为4536.46立方毫米
4、制动主缸的设计；
①、直径的选择
选取d038mm
②、制动主缸应有的工作容积
Vo=1.3V=5897.4
◎、主缸活塞行程的确定
Sm=20.8，符合要求。
5、制动踏板力Fp与踏板行程
按公式计算得Fp=416.954N制动踏板工作行程
Xp=Ip（Sm+&m1+&m2）=8*（20.8+2.0+2.0）=198.4mm
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