主要设计参数.docx
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主要设计参数
主要设计参数
P
制动器制动力分配系数
0.82
%
满载时同步附着系数
0.78
屮0
空载时同步附着系数
0.67
BF
制动器效能因数
2.24
f
摩擦系数
0.38
D
制动鼓直径D
220mm
P
制动蹄摩擦衬片的包角
110°
b
制动蹄摩擦衬片的宽度
40mm
A
单块摩擦片工作面积
84.5cm2
S
汽车制动距离
49.3m
a
上坡时可能停驻的极限上坡路倾角
2&6°
dw
制动轮缸直径dw
17.5mm
P
制动轮缸对制动蹄的作用力
2163.6N
F
鼓式制动器能产生的制动力
3948.97N
V
全部轮缸的总工作容积
3
4428.48mm
dm
主缸活塞直径
23.81mm
Fp
汽车制动踏板力
215N
鼓式制动器结构形式及选择
除了辅助制动装置是利用发动机排气或其他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，既是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。
鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器。
内张型鼓式制动
器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而
制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上（对车轮制动器）或变速器壳或与其相固定的支架上
（对中央制动器）；其旋转摩擦元件固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩
擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故称为蹄式制动器。
外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用
制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力
矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。
在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作某些汽车的中央制动器，现代汽车已经很少使用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式制动器。
1.1鼓式制动器的形式结构
鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图1・1）,它们的制动效能,
制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。
图1・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）:
制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，之有领蹄和从蹄分。
制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，之，则称称为领蹄；反为从蹄。
1.2鼓式制动器按蹄的属性分类
1.2.1领从蹄式制动器
如图1・1（a）,（b）所示，若图上的旋转箭头代表汽车前进时的制动鼓的旋转方向（制动鼓正向旋转），则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。
汽车倒车时制动鼓的旋转方向改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调。
这种当制动鼓正，反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器，称为领从
蹄式制动器。
由图1.1（a）,（b）可见，领蹄所受的摩擦力矩使蹄压得更紧，即摩
擦力矩具有“增势”作用，故称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。
“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1・2PERROT公司的S凸轮制动器
图1.3俄KamA3汽车的S凸轮式车轮制动器
1制动蹄；2凸轮；3制动底板；4调整臂；5凸轮支座及制动气室；6滚轮
对于两蹄的张开力P1=P2=P的领从蹄式制动器结构，如图1・1（b）所示，两蹄压
紧制动鼓的法向反力应相等。
但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减少。
这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂承受。
这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器称为非平衡式制动器。
液压或锲块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫简单非平衡式制动器。
非平衡式制动器对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。
为使衬片寿命均匀。
可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。
对于如图1・1（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄制动器，在制动时，凸轮机
构保证了两蹄等位移，因此作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等，而作用于两蹄的张开力Pi,P2则不等，并且必然有P1VP2。
由
于两蹄的法向反力N1二N2在制动鼓正，反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种结构的特性是双向的，实际上也是平衡式的。
英缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为0・6~0・8。
因为凸轮要求气压驱动，因此这种结构仅使用于总质量大于或等于10t的货车和客车上。
领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。
张开装置有凸轮式（见图1・1
图1・2,图1.3）,锲块式（图1.4）,曲柄式
（a）,（参见图1.10）和具有两
个等直径活塞的制动轮缸式的（见图1・1（b）
个或四,图1.5,图1.6）o后者可
作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，置
而凸轮式，锲块式和曲柄式等张开装
则用气压驱动。
当张开装置中的制动凸轮和制动
锲块都是浮动的时，
也能保证
两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。
也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。
整套筒
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图1.4锲块式张开装置的车轮制动器
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1制动蹄；2制动底座；3制动气室；4锲块；5滚轮；6柱塞；7当块；8棘爪；9调整螺钉；10调
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图1.6制动轮缸有四个直径活塞的车轮
1制动蹄；2制动底板；3制动器间隙
凸轮；4偏心支承销
图1・5制动轮缸具有两个等直径活塞的车轮制动器制动器
1活塞；2活塞支承圈；3密封圈；4支承；
5制动底板；6制动蹄；7支承销；
9制动蹄定位销；10驻午制动传动装置
领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中，重型载货汽车前，后轮以及轿车后轮制动器。
根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不
同的结构方案，如图1・7所示
图1.7领从蹄式制动器的结构方案（液压駆动）
（a）一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整（C）双固定支点；偏心轴调整；（d）浮动蹄片；支点端调整
1.2.2双领蹄式制动器
当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。
但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向为单向双领蹄式制动器。
如图1・1（C）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为对称布置的，此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。
单向双领蹄式制动器根据其调整方法的不同，又有多种结构方案，如图所示。
图1.8单向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）偏心调整；（C）轮缸上调整；（d）浮式蹄片，轮缸支座调整端；（e）浮动蹄片，轮缸偏心机
构调整
双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时变为双从蹄式，使制动效能大减。
中级轿车的前制动器常用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前，后制动力分配
（Ffi>Ff2）并使前，后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。
它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。
1.2.3双向双领蹄式制动器
当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。
如1・1（d）及图1・9,图1・10所示。
其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销
上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上（图1.1（d），图
1.9）或其他张开装置的支座上（图1.10,图1.11）o当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞（图1・9）或其他张开装置的两侧（图1.10,图1.11）均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。
图1・9双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动）
（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（C）轮缸上调整
制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的转向方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。
因此，制动鼓在正向，反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称双向双领蹄式制动器。
它也属于平衡式制动器。
由于这种这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中，轻型载货汽车和部分轿车的前，后轮。
但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。
图1.10LCCAS公司的曲柄机构制动器
图1.11PERR0T的双锲式制动器
1.2.4单向増力式制动器
如图1.1（e）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。
当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的
内圆柱面上。
制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆
推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。
显然，第
一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一制动蹄的推力P大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2-3倍之多。
由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此属于一种非平衡式制动器。
虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。
因此，仅用于少数轻，中型货车和轿车上作前轮制动器。
125双向増力式制动器
如图1.1（f）所示，将单向増力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向増力式制动器。
对双向増力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为増力式制动器。
只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。
第一制动蹄是增势蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。
但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。
双向増力式制动器也是属于非平衡式制动器。
图1・12给出了双向増力式制动器（浮动支承）的几种结构方案，图14给岀了双向増力式制动器（固定支点）另外几种结构方案。
图1.12双向増力式制动器（浮动支承）的结构方案
（a）一般形式；（b）支承上调整；（C）轮缸上调整
图1・13双向増力式制动器（固定支点）的结构方案
（a）-般形式；（b）浮动调整；（C）中心调整
双向増力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往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通过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拉绳及杠杆等操纵。
另外，它也
广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正，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不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。
上述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。
増力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动蹄的效能最低，故极少采用。
而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，増力式最差。
摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。
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