毕业设计(论文) 微型汽车鼓式制动器设计与建模.doc

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1、图书分类号：密 级：毕业设计(论文)微型汽车鼓式制动器设计与建模Design And Modeling Of Mini Car Drum Brake XXX毕业设计(论文)XXX学位论文原创性声明本人郑重声明： 所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名： 日期： 年 月 日XXX学位论文版权协议书本人完全了解XXX关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：本校

2、学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归XXX所拥有。XXX有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。XXX可以公布学位论文的全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。论文作者签名： 导师签名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日摘要制动系统在是汽车的几个重要组成部分之一，制动系统的主要组成部件有制动蹄、制动鼓、摩擦衬片等，在我们如今的市场上的汽车仍然广泛使用的是具有较高制动效率的蹄鼓式制动器。本课题主要对摩擦式鼓式制动器的结构进行了相关的建模以

3、及计算。本次设计主要依据制动器产品设计开发的相关流程，并且与相关理论设计要求结合，依据给定的汽车数据和默认的设计规则，设计我们需要的外形和制动器的关键参数。我们运用计算得到的制动力矩、形变分布、效能因数、压力分布规律、制动时所需的减速度、制动温度变化等数据来设计制动器的零件。然后我们用UG画出我们所设计的零件并将各个另加装配起来。关键词：鼓式制动器；建模与设计；制动效能因数；制动力矩；制动温升IAbstractMajor automotive braking system is an important part of the system. The brake system consists

4、 of brake shoes, brake drums, linings, etc. High performance braking hoof - drum brakes are still widely used in the modern car.The mainstructure of thefriction typedrum brakeswere related to themodelingandcalculation. The designprocessis mainly based onbrakeproducts design and development,andcombin

5、ed with therelated theory ofdesign requirements. According to automotivedata are givenand the defaultdesign rules,a key parameter in the design ofshape andwe needthebrake. We use the calculated the brake torque, the strain distribution, efficiency factor, pressure distribution, braking required redu

6、cing speed and braking temperature changes and other data to design parts of brake.Thenwe useUG to drawour design ofpartsand eachotherandtogether.Keywords: Drum brake Modeling and design Braking efficiency factor Braking deceleration brake temperature rise40目 录摘要IAbstractII1 绪 论11.1 引 言11.2 选题背景与意义1

7、1.3 研究现状21.4 研究内容以及目的32 鼓式制动器结构形式及选择42.1鼓式制动器的形式结构42.2 鼓式制动器按蹄的属性分类42.2.1 领从蹄式制动器52.2.2 双领蹄式制动器62.2.3 双向双领蹄式制动器62.2.4 单向増力式制动器72.2.5 双向増力式制动器73 制动系的主要参数及其选择113.1 制动力与制动力分配系数113.2 同步附着系数153.3制动器最大制动力矩163.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数173.4.1 制动鼓内径D或半径R173.4.2 摩擦衬片宽度b和包角183.4.3 摩擦衬片起始角0193.4.4 制动器中心到张开力P作用线的距离a193

8、.4.5 制动蹄支承点位置坐标k和c193.4.6 衬片摩擦系数f194 制动器的设计计算204.1领从蹄制动器制动器因素计算204.2制动驱动机构的设计计算214.2.1所需制动力计算214.2.2制动踏板力验算224.2.3 确定制动轮缸直径224.2.4轮缸的工作容积234.2.5 制动器所能产生的制动力计算244.3制动蹄片上的制动力矩244.4制动蹄上的压力分布规律284.5 摩擦衬片的磨损特性计算304.6 制动器的热容量和温升的核算334.7 驻车制动的计算345 制动器主要零件的结构设计365.1制动鼓365.2 制动蹄375.3 制动底板375.4 制动蹄的支承385.5 制

9、动轮缸385.6 摩擦材料385.7 制动器间隙396 鼓式制动器建模406.1 UG简介406.2 UG建模406.2.1制动底板建模406.2.2制动轮缸建模416.2.3制动蹄建模426.2.4制动鼓建模436.2.5装配图44结 论46致 谢46参 考 文 献481 绪 论1.1 引 言汽车作为人们现在不可缺少的交通工具，他是由许多重要零件组成，制动系统一个不可缺少的重要组成。伴随着科学技术的发展，随着制造技术的不断更新和车辆速度的提升，这一安全性能表现得越来越明显。众所周知只有制动性能良好、制动系统可靠的汽车，才能让其充分发挥动力性能。汽车制动系统种类繁多，形式多样。机械型式、液压型

10、式、气动型式和气液混合型式都属于传统的制动系统型式。这些制动系统形式的基本原理都是类似的，原理都是利用摩擦所产生的热能来抵消汽车本身所具有的动能，以此来完成汽车减速甚至是停车。对于一个完整的汽车制动系统来说至少要有两套且相互独立的制动装置，分别是行车制动和驻车制动装置；对于那些大型汽车和需要在山路地区行驶的汽车来说必须要安装应急制动和辅助制动这两套装置，用于拖拽的事故救助汽车必须有自动制动装置等。作为制动这一重要系统的不可或缺的一部分，在汽车上常见的传统蹄鼓式制动器还会有许多不同的结构形式我们会在下面一一举例并分析。1.2 选题背景与意义随着汽车科技的不断发展，车辆制造这一领域对制动系统的创新

11、和改进的大部分工作都放在了通过有效的控制汽车制动器在工作时的一个过程来改善车辆的制动性能和制动时的稳定性，例如ABS 技术等，而对制动器的本身改进较少。归根结底来说，我们对制动过程的控制还是要通过汽车制动器本身来完成，其中最复杂且最不稳定的因素是摩擦式制动器的实际工作性能，由此可见改进制动器的结构、解决影响其制动性能的问题具有十分重要的意义。就现在的情况来说，市面上的汽车安装的制动器大多是摩擦式的，这些制动器大致可以划分为鼓式和盘式这两种类别形式其中鼓式被人们广泛使用，而盘式则具有较好性能。但由于需要增加制动增力系统来提高制动器的制动效能，使得制动器的造价较高，所以目前抵挡汽车大多还是使用前盘

12、后鼓式。车辆的制动过程本身从能量转化的角度而言就是将汽车原本具有的动能转化为热能的过程。如果制动器频繁的工作的话，那么它本身便就会有大量的热产生，这些热量会导致制动器自身的温度快速提升，如果我们不能及时的对制动器进行散热的话，那么他的制动性能就会受到极大的影响，对于这种现象我们把它叫做制动效能的热衰退现象。到目前为止大多中高级轿车上都开始采用盘式制动器。但是任然还有一些经济适用型轿车使用的还是盘式制动器，或者是前轮盘式后轮鼓式的这种混合制动器，这样做的原因主要是考虑到汽车制造的成本问题，同时也是因为轿车在紧急情况下制动，汽车的主要负荷向前移动，此时对汽车前轮的制动要求要比后轮高，因此一般来说只

13、在前轮安装盘式就可以了。如今在一些货车我们也是可以看到盘式制动器的，但仍然还需要一些时间才能完全取代鼓式制动器。原始的讥械控制装置是当今汽车制动器的变革的源头，期初的制动原理是通过使用一些简单的装置向制动器施加压力从而完成汽车的制动，最初的车辆重量不大，而且行驶速度也比较慢，这样的机械制动就完全达到当时汽车制动所需的要求，但伴随着车辆车身重量的不断加大，制动助力设备这一制动器附加设备也逐渐变得必不可少,于是就出现了真空助力装置。另外随着研发的不断深入又有一些全新的制动器结构出现。随着科学技术的不断创新发展，鼓式制动器的结构与效能得到了很大的发展与创新。虽然现在的鼓式制动器仍然存在着一些不足，但

14、是相信随着科技的发展将来鼓式制动器还会拥有着很好的应用前景。 1.3 研究现状随着汽车科技的不断发展，为了突显出蹄鼓式制动器的优点，人们一直不断的对该制动器的缺点进行着改进。制动器本身的结构和我们在实际使用时的效能以及稳定性的影响是我们现在这些研究工作的重点所在，随着研究工作的不断展开研究人员取得了一些重要的研究成果，也开创出了一些确实可行的改良方法，使得制动器的性能以及制动器工作时的制动效能得到了一些提高。一九七八 年就有人提出的蹄平动式鼓式制动器形式由于制动器存在着一个凹槽制动蹄的运动受到了凹槽的约束，只能沿着凹槽滑动而不能沿着制动器的中心进行旋转，因此该形式就不存在增势和减势效应，这种制

15、动器的制动原理与盘式制动器大致相。该形式的制动器能够防止发生传统鼓式制动器通常存在的摩擦片扁模现象，但是该制动器存在着一个缺点那就是制动效能因数较低。一九九七年有人提出了“电控自增力鼓式制动器”方案，这种结构的制动器的特点是用机械的方法来进行制动器的自我增力，这种形式的制动器的效能因数的变化范围大致在二到六之间。通过改变领蹄的支撑点提高志东效能数，以弥补热衰退现象而引起的摩擦系数降低。该鼓式制动器只需输入盘式制动器七分之一的力就可以达到相同的制动力矩。由于是各个制动器是独立运行的，进而改善了汽车在行驶过程中的安全性，与此同时驾驶员的操作性与舒适性也有了大幅度的提升，但此设计方案存在着结构复杂、

16、制动耗能高、制造成本高、维护起来较为麻烦等问题。四蹄八片式制动器于一九九九年诞生，通过科学的匹配以及科学的设计制动器的结构参数额，一定程度上这种形式的制动器提高了制动效能因数，同时制动器的制动效能因数对摩擦系数的敏感性也可以一定程度的提升，这样我们也就可以提高制动器制动消能的稳定性。二十一世纪初，一种有着多个自由度联动蹄的新式蹄鼓式制动器被人们研发出来，由于这一新式的制动器的出现，大幅提高了制动器的制动消能因数及其稳定性；同时摩擦副间压力的均与分布保证了摩擦副间的接触状态能够保持稳定，这样就在一定程度上降低了摩擦片的磨损；性能参数的可设计性强可以较为灵活地设计制动器。另外，随着科技的不断发展人

17、们还研发出了一些全新结构形式的制动器，如磁粉式、湿式多盘式、湿式盘式弹簧式等。对于其中主要的介质磁粉，考虑到耐腐蚀、耐磨、耐高温等特性选用了军用磁粉；磁毂组件则选用了DT4，满足了磁毂组空转时的力矩小、有较高的控制经度；从制动器散热来考虑，我们就需要采用双侧散热风扇，安装了专门散热口等，将此技术不断趋于成熟。 尽管对蹄鼓式制动器的设计研究有了一些成绩，但是还是无法完全取代对传统蹄鼓式制动器的设计，也可为后续设计提供一些理论参考。1.4 研究内容以及目的考虑我们所设计的制动器所匹配的汽车车型，精确计算所匹配车型所需的制动力和制动力矩的最大值，设计出能够与该车型相匹配的鼓式制动器结构形式。实验摩擦

18、衬块工作时的磨损特征，实验制动器工作时的热容量和温度变化，校核制动器的制动力矩。最后在UG和CAD中画出鼓式制动器的各个部件和和最后的总装图然后分析和评价此设计是否合理等。本次设计的目的是通过阅读相关文献参考已有的设计方案运用所学的机械设计的相关知识，以及所学机械制图的知识；熟练运用鼓式制动器的相关设计制造方法，以进一步掌握汽车设计的主要思路和大体步骤；学会使用CAD,UG等绘图软件进行建模和制图，同时提高发现问题及解决问题的能力。熟练使用各种设计制造方法,针对我们所遇到的实际情况运用与实际情况相符的方法,促成我们射击方法优化使得我们的设计结果精益求精。2 鼓式制动器结构形式及选择大多的汽车制

19、动器的最基本都是摩擦制动，原理就是运用旋转元件工作表面与固定元件之间的摩擦来制造摩擦力，运用这个摩擦力来使汽车达到停止或降速的目的。而我们所说的辅助制动装置则是运用发动机惯性来使行驶在下坡路段的车辆达到降速或稳定汽车速度。通常我们可以按照制动蹄受力状况的不同来划分鼓式制动器，它的制动效能、汽车行驶方向及制动鼓的受力情况都对制动效能有着不同的影响。鼓式制动器又可分为内张型式和外束型式。如果不动的摩擦元件是两个装着摩擦蹄片的制动蹄那么这就是内张型，制动蹄就安设在制动底板上，它的转动摩擦零件是制动鼓一般安装在轮毂上，它的制动原理是利用制动鼓的摩擦表面与制动蹄摩擦表面的摩擦产生的摩擦力来制动，所以我们

20、把这种结构的称为蹄式制动器。本文引用的就是这种制动器。2.1鼓式制动器的形式结构通常我们可以按照制动蹄受力状况的不同来划分鼓式制动器如图，它的制动效能、汽车行驶方向及制动鼓的受力情况都对制动效能有着不同的影响图（a）领从蹄式（用凸轮张开）；图（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；图（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；图（d）双向双领蹄式；图（e）单向增力式；图（f）双向増力式图 2-1 鼓式制动器简图根据制动鼓工作时的赚动方向和蹄张开时的赚动方向是否相同我们可以将制动蹄分为领蹄和从蹄两类。对于赚动的方向一样的我们就把它叫做领蹄；相反的，我们就会把它叫做从蹄。2.2 鼓式制动器按蹄的属性分类2.2.1

21、 领从蹄式制动器我们观察图a和b，图上所画出的箭头指示的方向就是制动鼓工作时的情况（制动鼓逆时针转），我们可以判断图中的蹄一是领蹄，蹄二是从蹄。当汽车倒车时制动鼓的旋转方向会变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就互相对调。这种不论制动鼓如何转动总是会存在一个领蹄和从蹄的，我们就把它称之为领从蹄式制动器。图中我们可以看到，领蹄受到的力矩会使领蹄与制动鼓之间的相互作用力增大，这就是前文中所提到的摩擦力矩具有“增势”作用，故我们称之为增势蹄；而从蹄受到的的摩擦力会使蹄与制动鼓之间的相互作用力变小，这就是我前文中所提到的摩擦力矩对于制动蹄可以起到“减势”的作用，故我们将这种情况下的制动蹄叫做减势蹄。“增势”

22、就是加大蹄与鼓之间的作用力，而“减势”同样也就是减小蹄与鼓之间的作用力。像这种两蹄的张开力存在关系的领从蹄式制动器结构，就像2-1（b）所表示的，在制动器不工作时两制动蹄与制动鼓之间相互作用的法向反力是一样的。但当制动器工作时时，领蹄因为受到摩擦力矩的“增势”作用，导致它所承受的法向反力变大；从蹄则是因为受到了摩擦力矩的“减势”效果，导致了它所承受的法向反力变小。这种在制动器工作时两制动蹄的法向反力不相等的制动器我们通常会把它叫做非平衡式制动器。这种非平衡式制动器会对轮毂所在的那根轴承产生径向的载荷，并且会使得领蹄外表的磨损大于从蹄，使得领蹄的磨损程度较严重。我们可以通过缩小蹄的摩擦衬片与制动

23、鼓之间的角度（通常我们叫做包角）使得两个衬片的寿命能够近似相等。像这种用定心凸轮张开两制动蹄的制动器，如图2-1（a）所示，在制动器开始工作时定心凸轮这一机构可以保证两蹄的位移相等，因此两制动蹄和制动鼓之间法向反力是相等的同时由此产生的制动力矩也是相等的，然而凸轮对于两制动蹄的作用力力，就不一样了，而且一定存在着P1小于P2。因为制动鼓与两蹄之间的作用力N1等于N2不论制动器是正转还是反转都是成立的，所以我们可以得出结论这种制动器结构是在两个方向都成立的，也就是平衡式制动器。该制动器的不足之处就是需要一定强度的力来驱动凸轮但驱动效率却不怎么理想，大概是0.6到0.8之间。又由于这种制动器的张开

24、装置是凸轮，而且凸轮的驱动力是气压并不像液压那么大，因此该结构只能装在车辆的总质量10T。 虽然这种制动器不论效能还是稳定性都不怎么出色，但因为这种制动器的构造轻便，成本相对较低且不论车辆是在前进还是后退的过程中制动器的制动性能都是相同，所以这种构造的制动器仍然普遍出现在重型客车和货车前，后轮以及轿车后轮中。按照不一样的调整方式和支承构造，通过液压来驱动的领从蹄鼓式制动器也能够有不一样的构造，如图2-2所示 图（a）一般形式；图（b）单固定支点；轮缸上调整；图（c）双固定支点；偏心轴调整；图（d）浮动蹄片；支点端调整图 2-2 领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）2.2.2 双领蹄式制动器双领

25、蹄式制动器是在汽车前进过程中两个制动蹄均是领蹄的一种新型制动器。但是相反的当汽车在进行倒车过程中，它的两个制动蹄就全成为了从蹄，因此，我们又通常会把它叫做单向双领蹄式制动器。如图2-1（c）所示，由一个单活塞缸来带动两个制动蹄，在底板上的每个机件都是以底板的圆形作为对称中心分布的，于是就可以将两制动蹄的合力相互抵消，所以该制动器属于平衡式。双领蹄式车轮制动器有着十分大正向制动力，但是当汽车在倒车的时候双领蹄就变为了双从蹄，于是制动器的制动效能就会急剧降低。这种结构的制动器常出现在中档汽车上，这主要是由于此类汽车在前行制动时，汽车前轴的所承受的力要大于汽车后轴，而倒车时这现象就反过来，用这形式的

26、制动器作为中档汽车的前轮制动器和领从蹄式的后轮制动器相结合，就可以获得我们所要求的前，后制动力分配（Ff1Ff2）。它不在后轮上使用还因为有一对相互之间是中心对称的制动轮缸，很难装配驻车制动驱动机构。2.2.3 双向双领蹄式制动器对于那种不论是车辆正向制动还是反向制动时两个蹄都是领蹄的制动器，我们就把它叫做双向双领蹄式制动器。如2-1（d），图2-9和图2-10所示。图中两个制动蹄的端点都是悬浮式支承，并非由支承销支承，而是由两个活塞缸的支座或一些其它装置的支座支承。当制动器工作时，液压缸中的压力使两个制动液压缸的两边的活塞（图2-9）或其它机构的两侧（图2-10，图2-11）向两边移动，使两

27、制动蹄和制动鼓的内圆柱面紧紧的压在一起。（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整图 2-3 双向双领蹄式鼓式制动器的结构方案（液压驱动）制动鼓使得两制动蹄旋转一定的位置，使得两制动蹄和制动鼓的旋转目标相同；同理当制动鼓反向转动时制动蹄的方向也会跟着反向转动。根据这样的结果我们可以得出对于这种结构的制动鼓在任何情况下两个制动蹄的作用都是领蹄，所以我们就将这种形式结构的制动器叫做双向双领蹄式制动器，这种结构同样也是平衡式的结构。因为这种结构使得制动器具有同样的双向制动性能，所以大多数的小型运货车辆和轿车后轮都会采用这种制动器。然而当该类型制动器是安装在汽车的后轮上面的时候，必须还要加配

28、一个中央制动器。2.2.4 单向増力式制动器像图中2-1（e）所表示的，顶杆将两蹄的下端连接起来，第二制动蹄是由它制动底板上的支撑销来支撑。在汽车向前行驶过程中，单活塞缸会将第一制动蹄推送到制动鼓的内表面上。制动鼓带动第一制动蹄旋转一定的角度，进而由顶杆这一机构推送第二制动蹄至制动鼓的工作表面并由其上部的支撑销来支撑。由分析可知，增势的领蹄就是我们前面所说的是第一制动蹄，而第二制动蹄不单单是一个简单的增势领蹄，而且他所受的推力Q要比第一制动蹄所受的推力P大许多，由此使得他们的制动力矩相差二到三倍。由于制动器工作时两制动蹄所收到的在法向上的反力不一样，所以该制动器属于非平衡式。虽然该制动器在汽车

29、正向行驶时制动效能非常高，且比前面列举的所有制动器都要高，但是在汽车倒车的过程中，这种制动器的制动效能却是前面所说的制动器中最低的。因此，该类型的制动器只适用于一些轻小型载货汽车和轿车的前轮制动器。2.2.5 双向増力式制动器正如图中2-1（f）所表示的，用双活塞缸来代替单向増力式制动器中的单活塞缸，两蹄可以共同使用的它上端的支撑销，经过这样的改装之后前面的单向増力式制动器就变成了我们现在所说的双向増力式制动器。这类构造的制动器不论是在汽车前进还是后退的时候工作都是増力式制动器。在汽车正向制动时，第一制动蹄是前制动蹄，第二制动蹄是后制动蹄；当汽车反向制动时，前后制动蹄的作用正好对调。增势蹄就是

30、我们所说的第一制动蹄，而第二制动蹄不单单只是一个简单的增势领蹄，而且它所受到的推力Q要比制动轮缸提供的推力大很多。但制动器工作时制动轮缸提供给第二蹄上部的推力有着可以缩小支承销与第二制动蹄间压紧力的效果。该形式的制动器也属于非平衡式。图2-4列举了几种构造是属于双向増力式制动器（浮动支承）的，图2-5则列举几种构造方案是属于双向増力式制动器（固定支点）的。（a）一般形式；（b）支承上调整；（c）轮缸上调整图 2-4 （浮动支承）双向増力式制动器图 2.5（固定支点）双向増力式制动器（a）一般形式；（b）浮动调整；（c）中心调整像大多数的高档轿车上大批使用的是双向増力式制动器，而且它经常担当的是

31、驻车和行车时制动共用的一个制动器，知识区别在于行车制动的力量来源是由液压提供的，而驻车制动的力量来源是操作者通过制动操纵手柄带动杠杆和拉绳来完成的。另外汽车中央制动器也大量使用可该结构的制动器，因为车辆在停车的时候制动要有很高的正反向的制动效能，而且驻车制动一般不作为应急制动，因而没有太突出热衰退问题。 我们从制动时的稳定性、制动器的工作效能和工作时摩擦部位的磨损均匀水平来评价上述制动器。其中制动效能最高的是増力式制动器，双领蹄式则在中等水平，领蹄式相对的要低一些，最差的是双从蹄式制动蹄，所以很少采用双从蹄式制动蹄。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。影响

32、制动器的工作效能以及工作时稳定性的核心要素就是摩擦系数的不同。我们还需要注意的是，制动器工作时的制动效能不单只会被制动器的构造，摩擦系数和结构参数影响，一会与一些其它的要素有关。比如说制动蹄的摩擦衬片和制动鼓这两者之间的接触位置，当在衬片的中间位置接触时，能够产生的制动力矩最小；而在衬片靠近两端的位置接触的时候，能够产生的制动力矩就大。制动器的效能我们经常会引入一个制动器效能因数（简称为BF）来测量，对于BF会用下面的这个公式表达： BF=（f+f）/P 式(2.1) 式中: f，f： 制动蹄与制动鼓间的摩擦力； ，： 制动蹄与制动鼓间的法向力，对于平衡式则有：= f制动器摩擦副的摩擦系数；

33、P鼓式制动器的蹄端作用力，见图2-1。图 2-6 BF与f的关系曲线曲线1増力式制动器；曲线2双领蹄式制动器；曲线3领从蹄式制动器；曲线4盘式制动器曲线5双从蹄式制动器由上图可知当最基础的尺寸比例一样的时候各类内张型鼓式制动器的BF值越大，则制动效能越好。考虑到制动器在工作时会产生前面所说的热衰退现象，这种现象会直接导致摩擦系数的变化，在摩擦系数变动时BF越小则制动器的制动效能越稳定。摩擦副的接触情况对制动效能的影响与制动器因数成正比。所以对高效能的制动器必须做出正确的调整。所以综上所述我做出了一下结论：领从蹄式制动器具有构造简单，成本较低且不论汽车是在前进和后退时的制动性能都一样，也方便安装

34、驻车制动机构，蹄片和制动鼓这两者之间的间隔也比较容易调整等优点。而且该制动器的效能和稳定性在在上述各种制动器中都是处在中等的档次上各项性能都比较均与。而且领从蹄式制动器可以广泛适用作轿车的后轮制动器和运货汽车的前轮以及后轮制动器。考虑到我们所要设计车型的结构，制动要求，再从结构，成本，以及是否方便安装驻车制动机构等要素，最后我们决定使用领从蹄式制动器。3 制动系的主要参数及其选择。4 制动器的设计计算4.1领从蹄制动器制动器因素计算 图4.1制动蹄受力分析单个斜支座领蹄制动蹄因数 = 式 (4.1)单个斜支座从蹄制动蹄因数 = 式 (4.2)上两式中： 其中： 由上可得： 得 =1.17+0.

35、62 =1.794.2制动驱动机构的设计计算4.2.1所需制动力计算 根据对制动器工作时的车辆进行整车受力分析，由前文可得：前后车轮受到地面的法相反力Z1，Z2为： 汽车总的地面制动力为： 前、后轴车轮附着力为： 故所需的制动力 = 式 (4.10) = =1853.9N4.2.2制动踏板力验算制动踏板力可用下式计算： . 式 (4.11)公式中： 主液压缸的活塞直径，为23.81mm； 制动管路的液压,MPa； 踏板机构传动比，一般为25，取4； 真空助力比，取4.5 ，见图4.2； 制动器主缸和踏板机构的机械效率，可取0.92。图4-2 液压制动驱动机构计算用简图查阅相关资料取制动时的对踏

36、板施加的力为=250N，可得制动管路的液压 p= 式 (4.12) = =9.3MPa4.2.3 确定制动轮缸直径 轮缸直径与制动轮缸的作用力P及轮缸中的液压力P存在着以下关系： 式 (4.13)式中 ： 考虑到管路液压在8到12MPa之间，所以我们取= 10MPa。由 ， 式 (4.14)及车辆制动器张开力的计算公式：与制动器因数定义式可表示为：，得 式 (4.15) 所设计的制动器轮缸直径应按照GB752487中所规定的尺寸系列中选取，最终我们根据实际的设计情况取得 =19mm。4.2.4轮缸的工作容积一个轮缸的工作容积： 式 (4.16)式中 一个轮缸活塞的直径,mm； n轮缸的活塞数目

37、； 一个轮缸活塞在完全制动时的行程：在初步设计时，对鼓式制动器取=2.3mm。 轮缸活塞为了使制动鼓与制动蹄接触所走过的行程，大约是蹄中部到制动鼓距离的两倍； 轮缸活塞使摩擦衬片产生形变而走过的行程，其大小与制动器的衬片厚度、单位压力及材料弹性模量有关； ，轮缸活塞使蹄与鼓产生形变而走过的行程。最终可得轮缸的容积： =mm3 =1303.6 mm3 全部轮缸的总工作容积 式 (4.17) 式中 ： m轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积V =41303.6 mm3 =5214.3 mm34.2.5 制动器所能产生的制动力计算BF的表达式： 式 (4.18)制动器因数的定义是制动鼓的摩擦力与输入力的

38、比值，即 式 (4.19)式中 制动器的摩擦力矩； R制动鼓的半径,mm； P输入力，一般为两制动蹄或块所产生的力,N。由张开力计算公式， 式 (4.20)式中： 制动轮缸直径,mm； P液压缸中的压力，MPa；由上述可得P=（3.14/4）1929N =2550.5N由效能因数的定义，可得产生的制动力 F能=BFPR/re =1.792550.5120/272 =2014N汽车车轮后轴的制动力F=2 F能=22014N =4028NF=2F能=4200NF需故所设计制动器结构参数合理。4.3制动蹄片上的制动力矩我们在设计计算鼓式制动器的时候，我们弄清楚制动蹄对制动鼓的力与产生的制动力矩的关系

39、。为了计算力矩，我们在制动器的摩擦衬片上选取一块横向的单元面积，要求这块单元面积与的交角为处，我们将所取得单元面积表示为bRd 。其中b，R，d所表示的量如图4.3 所示。 图 4-3 制动力矩的计算简图作用在制动器摩擦衬片单元面积的法向力为 式 (4.21)将数据带入可以得到 ；而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为 图 4-4 张开力计算用简图算得 在区间上对上面的公式进行积分，得 式（4.22）当法向压力均匀分布时，得 式（4.23）由式(4.22)和式(4.23)可求出不均匀系数 算得 上面所列出的是由压力来计算制动力矩的，但我们更加偏向于用张开力P来计算制动力矩。制动器中增势蹄所产生的制

40、动力矩可以用下面的公式来表示： 式（4.24）公式中 单元法向力所合成的力,N； 摩擦力的作用半径,mm(见图 4.3 )。当我们知道了制动蹄的法向压力和几何尺寸，就可以求出制动器的制动力矩。为了得出力和力的关系，我们列出如下平衡方程： 式（4.25） 式中 轴与力的作用线之间夹角； 支承反力在X轴上的投影。解式（4.25），得 式 （4.26）对于增势蹄可用下式表示为 式 （4.27）对于减势蹄可类似地表示为 式（4.28）为了确定，和，我们必须知道法向力N还有在各个方向的分量。我们将它在轴和轴上的分量表示和，它们的合理表示为dN，有： 式（4.29） 式（4.30）算得 因此 式中 式 (4.31)并考虑到： 式 (4.32)则有： 式 (4.33)如果制动蹄绕着制动鼓顺时针转过的的和制动蹄绕着制动鼓逆时针转过的不一样，那么显而易见的两种蹄的和大小也不相同。对于拥有两个制动蹄的制动器来说，制动器的制动鼓上的制动力矩和两制动蹄的摩擦力矩之和是相同的，即 式 (4.34)由之前的计算可得上式各参数如下： =81.15mm h=a+c=89+84=173mm 则： = =125.3mm由式对于增势蹄： = =454.21对于减势蹄： = =142.57故对于后轴单个鼓式制动器有： =454.21+