《轮缸式双向双领蹄式鼓式制动器的设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《轮缸式双向双领蹄式鼓式制动器的设计.doc（47页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、摘要汽车制动系统是汽车安全行驶的重要保证。本文通过具体研究轮缸式双向双领蹄式鼓式制动器的设计方法，得到制动系统中的鼓式制动器的一般设计与分析的步骤。首先对制动系统做大致的介绍，并介绍制动系统总体分析的步骤，给出计算公式。针对过程中涉及的参数（地面附着系数、制动力分配系数）进行详细介绍，以便在进一步的改进设计中使用。其次对鼓式制动器的工作原理和分类作了介绍。对制动蹄片进行受力分析，求得制动蹄受到的端面压力和摩擦衬片受到的面压力，进而给出鼓式制动器的机械设计方法及其校核。最后附加双向双领蹄式鼓式制动器的具体设计步骤。本文有利于企业形成自主研发能力，拥有自主知识产权，有利于企业进一步发展。关键词：鼓
2、式制动器；双向双领式；设计与分析AbstractAutomotive Brake System is a key ensurance for driving safety. By designing a two-way-two-leading drum brake, this article seeks for a reasonable design method and the analysis steps of Drum Brakes. Firstly, for Automotive Brake System, some basical knowledge is introduced,an
3、d the methods of general analysis with basic formula is provided. More is shown for some related parameters ,namingly the adhesive coefficent & the brake force distribution coefficent, making it avilable for the future redesign. Secondly, the work principle and some classification of the drum brake
4、is introduced. By analysis of the force on the brake shoe,the pressure on end of the brake shoe and the surface pressure on the friction lining are obtained.With the verifition of two parameters, the design & verification method takes shape. In the end, the design of a two-way-two-leading drum brake
5、 is added. Hope this article could inspire the independent R&D in related corperations, so they can own the intellectural propety, and futher their development.Key words: Drum Brakes;Vehicle Brake;Design &Analysis1 选题背景1.1 研究目的与意义1.1.1 研究目的本课题以某具体车型为对象，主要针对轮缸驱动单向助势平衡式鼓式制动器，进行整体结构设计，对结构选型、参数选取等设计过程进行
6、归纳总结，形成设计方法；利用有限元软件，对设计出主要零部件进行强度等方面的校核，以验证设计结果的正确性。1.1.2 研究意义制动器是汽车制动系统中最重要的部件，其性能的好坏直接关系到整车的安全性，所以对其性能进行深入的分析、研究和评价以便判断其是否满足设计要求具有十分重要的意义。制动器的工作环境复杂，影响因素很多，有些现象具有不可重复性，试验研究虽然是最好的方法，但这要消耗大量的人力和物力，尤其是在产品的开发阶段更是非常困难。而且所得到的结果只能告诉我们产品是否被破坏及其破坏时的一些现象，并不能分辨出为何破坏，是哪些因素导致了产品的破坏，要将各个因素逐个地隔离也很困难。但是随着计算机技术的发展
7、，各种CAD/CAM/CAE分析软件的开发，使得模型的建立更加准确、直观，也更能反映出产品的实际情况，日益完善的算法也更加能保证计算结果的可信度。本研究集合有限元分析理论和动力学分析理论，利用现有的有限元分析软件和动力学分析软件，建立了制动器的仿真模型，通过仿真的方法对制动器的制动效能进行分析研究，这就可以在不进行实际试验的情况下对制动器的制动效能进行分析预测，即节省了费用又缩短了试验周期，对制动器的设计和改进也有一定的指导意义。利用仿真的方法可以对制动器的某些性能进行分析研究，在某种程度上可以代替试验台架。由于在软件中可以快速地根据制动器的结构型式更改模型进而对其进行仿真分析，所以这种方法具
8、有通用性强，速度快的特点，仿真试验的次数也不受限制，仿真结果具有可重复性。 课题的实际意义是针对一种特定的鼓式制动器（双向双领蹄式鼓式制动器）给出合理的制动器设计步骤，方便进一步的研究。使企业形成自主研发能力，拥有自主知识产权，有利于企业进一步发展。1.2 国内外基本研究现状随着公路交通系统的迅速发展，车辆速度的提高以及车辆密度的日益增加，为了保证行车的安全性，制动系统的制动性能以及可靠性就显得更加重要。提高制动器的设计和制造水平，改善汽车的制动性能，己成为汽车领域里越来越重要的课题。1）计算机仿真技术越来越多地用于汽车的研究开发和设计制造中，虚拟样机技术得到快速发展。对于尚未完成或者处于经济
9、性、安全性等因素的考虑，无法通过试验进行验证的设计研究，往往需要借助系统仿真来实现这一要求。随着计算机软硬件技术的发展，计算机对数据的处理能力有了突飞猛进的提高，这也使得计算机仿真技术的运用成为可能，虚拟样机技术已成为解决工程问题的一种快速、有效的手段。采用仿真方法研究汽车的各项性能时，需对汽车作适当的简化，然后应用简化模型进行计算分析。随着简化程度的不同，必然会使计算结果与实际情况之间存在不同程度的偏差。随着计算机技术的发展，在深入研究制动振动与噪声的过程中有限元方法越来越成为一种必不可少的建模方法。有限元法的基本思想试将连续的求解区域离散为一组有限个、且按一定方式互相联结在一起的单元的组合
10、体。它利用每一个单元内假设的近似函数来分片地表示全求解域上待求的场函数。单元内的近似函数通常由未知场函数或其导数在单元的各个结点的数值和其插值函数来表达。这样，一个问题的有限元分析中，未知场函数及其导数在各个结点上的数值就成为新的未知量（即自由度），从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由度问题。一经求解出这些未知量，就可以通过插值函数计算出各个单元内场函数的近似值，从而得到整个求解域上的近似解。与传统的集中参数法相比，有限元法允许有复杂的几何形状以及边界和加载条件。2）有限元方法从八十年代就被人们用来研究制动尖叫。较早时候是用来研究制动盘的振动模态和自然频率。主要是先通过有限元计算制
11、动器模型的M和K矩阵，然后通过特征根分析得到系统的频率、稳定性等。后来，一些利用有限元研究制动振动和尖叫的有代表性的学者则深入到各个方面中。一些学者运用有限元模型对鼓式制动器进行了研究，但其中研究制动过程中的温度场问题和接触问题的较多。蒋伟康对于摩擦引起的鼓式制动器制动尖叫提出了鼓式制动器尖叫是振动的特性仅取决于制动鼓和蹄片的观点，建立了一种三维解析模型并用于分析制动鼓的固有模态及其稳定性。他发现当制动鼓与蹄片间的摩擦系数小于临界摩擦系数时，制动鼓不会发生自激振动，制动器也不会发生尖叫。而朱新潮等人则通过建立鼓式制动器高频噪声问题的结构闭环耦合模型，运用Hamilton变分原理推导该问题的结构
12、闭环耦合动力学方程，并针对实车通过改变制动底板的结构参数，利用该模型进行计算分析。3）形成完整的鼓式制动器设计方法由于是实践性课题，常见于硕士生研究论文。王宣峰对凸轮式鼓式制动器形成的较完整的理论。杨柳用simlink对整车系统建立数学模型。给出很好的鼓式制动器simlink数学模型。吴永海将计算机辅助设计引入汽车制动系统的设计中，免除了繁琐的设计计算，对机械设计过程的进一步发展也有很好的提示作用。表1-1，表1-2分别列出了近年来国内外部分研究文章。表1-1国内研究研究者研究内容杨柳安凯客车制动系优化设计及性能仿真王宣峰鼓式制动器动力学性能的研究吴永海液压式汽车制动器计算机辅助设计技术研究吕
13、振华，亓昌利用ADIDA对新型蹄鼓式制动器进行三维瞬态有限元仿真；刘立纲，毛智东对重型越野车鼓式制动器进行三维有限元分析；王良模，彭育辉，等利用I-DEAS对双向自增力鼓式制动器蹄板进行有限元分析；马讯，秦剑利用有限元分析机械载荷与温度载荷作用下的热结构耦合问题，分析说明了加筋方式对制动鼓的温度分布、变形及热应力影响。表1-2国外研究研究者研究内容Kennedy，Ling最早运用数值模拟的方法研究制动器的热弹性不稳定现象，采用轴对称的模型；Chung Kyun Kim利用MARC非线性有限元分析程序来计算高速列车全盘式制动器的温度分布、热变形和接触应力。采用二维轴对称模型；Zagrodzki利
14、用Abaqus/HKS非线性有限元分析软件计算了二维情况下的瞬态摩擦生热接触问题。Day用有限元方法建立制动器二维模型，分析了接触摩擦面的压力分布，并比较了不同摩擦系数对制动性能的影响；C.Hohmann等人利用ADINA对鼓式制动器和盘式制动器进行结构分析，就应力场和接触压力的分布特点与初始的传统理论假设进行对比；C.Watson等人通过三维有限元模型分析了鼓式制动器在结构力场下的轴向和周向变形，并研究了制动摩擦片上压力的分布规律。1.3 关键技术1.3.1 鼓式制动器受力分析和数学计算对鼓式制动器进行受力分析：根据汽车行业标准查找相关数据，包括轮式汽车制动距离的要求、汽车轮辋规格、汽车制动
15、衬片国标等，取合理的几何尺寸，并分析各部件受力。1.3.2 利用ANSYS软件对鼓式制动器进行受力分析依据ANSYS工作流程，整个制动器的分析过程分为前处理、加载求解、及后处理三个阶段。1）前处理前处理是指创建实体模型及有限元模型，它包括创建实体模型、定义单元属性、划分网格、模型修正等几项内容。2）加载求解进入ANSYS求解模块SOLUTION,经选定求解类型，设定约束与加载，并设定包括分析模式、载荷时间步控制、时间子步控制、求解器类型、收敛准则等多项内容，随后按设定选项求解。3）后处理进入General Postproc后处理器，依据载荷步或时间可读取出需要的载荷步结果。根据需要读取并显示包
16、括节点或单元位移、应力、应变等结果，并对相关结果进行运算分析。1.4 技术路线（1） 总制动力矩分析1）查找关于轮式车辆制动距离要求的国际国内标准；2）由所需制动距离计算制动减速度和总制动力矩；3）由总制动力矩计算制动减速度和制动距离；4）按在坡道上停车的要求计算制动力矩。（2） 前、后制动器力矩分配（3） 建立模型进行有限元分析（主要部分：制动蹄与摩擦衬片1/2模型、制动鼓模型、装配模型）1）材料参数的选取；2）载荷、约束、边界条件的确定；3）制动鼓三维模型建立和网格划分；4）装配；5）加载与求解。(4)优化鼓式制动器结构。2 制动系统及其设计2.1 车辆制动系统的功能、组成和型式2.1.1
17、车辆制动系统的功能车辆制动系统的功能是使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的车辆的车速保持稳定以及使已停驶的车辆在原地(包括在斜坡上)驻留不动。2.1.2 车辆制动装置种类任何一个车辆制动系都至少有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置，此外，一些车辆还设有应急制动装置及辅助制动装置。行车制动装置用于使行驶中的车辆强制减速或停车，并使车辆在下短坡时保持适当的稳定车速。驻车制动装置用于使车辆可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至是斜坡上，它也有助于车辆在坡路上起步。应急制动装置利用机械力源进行制动，在某些采用动力制动或伺服制动的车辆上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障，可用应急制动装置实现
18、汽车制动。同时在人力控制下他还能兼作驻车制动用。当应急制动出现故障时，普通的手动驻车制动装置也可以起到应急制动作用。辅助制动装置通过装设缓速器等辅助制动装置，实现车辆下坡时保持稳定车速的作用，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。2.1.3车辆制动系统的组成任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器是制动系统工作的实际执行部件，而制动驱动机构则是制动系统的操纵控制和传力机构，它发出制动指令，将动力传给制动器，产生制动作用。1）制动器的种类制动器有摩擦式、液力式、电磁式和电涡流式等几种。摩擦式制动器就其擦副的结构形式可分为蹄式、盘式和带式三种。而蹄式制动器又分为外束型和内张型两种。2
19、）制动驱动机构种类制动驱动机构是将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器，使之产生制动力矩。根据制动力源的不同，制动驱动机构可以分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。此外，制动驱动机构又可以根据驱动力源分为气制动、气推油制动和液压制动三类。2.2 车辆制动系统的设计方法传统的制动器设计方法如下：首先，制动器设计部门要明确设计任务。制动器设计任务可能是随着一种新车型的开发而提出，要求重新设计制动系统；也可能是某种车型推出后，制动系统的制动性能达不到要求，不能令客户满意或存在安全缺陷而进行改进设计。其次，在设计任务确定后，制动器总体设计师就要进行总体方案的构思，提出总体设计方案。确定前、后轮制动器的
20、制动力分配比例，前、后轮制动器的分布形式，以及制动管路的分布，制动助力装置的选择等。总体设计师一般会提出多个总体设计方案供设计小组进行评估和选择。再次，总体设计方案确定后，就确定了制动器的形式和各个制动器应该分配的制动力，这时候才真正的可以开始制动器的设计。国内的制动器生产厂家一般都是调用现有的制动器的零部件图纸，在此基础上作比例缩放。至于制动器制动效能的计算、摩擦片的磨损校核一般都是进行粗略的计算，这些计算一般都比较复杂、烦琐，而且往往不是一次就能得出理想的结果，鉴于时间和精力的考虑，大多设计者都是凭经验进行适当的尺寸调整就可以了。最后，对制动器进行细致的优化设计，用设计说明书对照检查各个部
21、分的设计是否满足要求。有时做出一个制动器样品来取得具体运行的性能数据，从而进一步改进设计、优化设计。然后，将各个设计步骤的文档归案，得到一份完整的设计资料(包括设计图纸、材料明细表、成本预算、工作进度表等)。2.3 总体设计过程2.3.1车辆制动性能要求车辆行驶时能在短距离内停车且维持行驶方向稳定性和在下长坡时能维持一定车速的能力称为车辆的制动性能。车辆的制动性能是车辆的主要性能之一。制动性能直接关系到交通安全，重大的交通事故往往与制动距离太长、紧急制动时发生侧滑等情况有关，故车辆的制动性能是车辆行驶的重要保障。制动距离是车辆制动性能的一个重要指标，轮式车辆制动距离应满足表2.1所示：从表2.
22、1可以看出，制定制动力矩的主要指标是平均负加速度为恒定值。在低速机械中，考虑到系统协调时间的影响，增加一项0.1(32V)来补偿。此外，行车制动系统应能使车辆在25%的坡度上停住。停车制动系统在满载试验时，应使车辆在巧%的坡道上停住；空载试验时则应在18%的坡道上停住。在国际标准150345085橡胶轮胎土方机械制动性能要求发布之前，世界各国都有本国制定的制动性能标准，如美国的SAEJ1152一80制动性能一橡胶轮胎施工机械、SAEJ1224一82新型非公路用自卸载重汽车的制动性能；日本的115D6023一85叉车制动性能与试验等。150345085发布后，我国推出了等效采用1503450一8
23、5的国家标准GB853287轮胎式土方机械.制动系统的性能要求和试验法。美国于90年颁布了SAEJ147390橡胶轮胎土方机械.制动性能标准，也是等效采用15034508585。2.3.2车辆总制动力矩的确定(1)由所需制动距离计算制动减速度和总制动力矩当知道制动距离时，制动减速度如下式决定：总制动力矩由下式决定：式中：V。制动初速度(km/h)；S所需制动距离(m)；制动系统滞后时间，液压动力制动取0.25，气推油取0.45；Gs空载总重(N)；G重力加速度(m/s2)；车轮半径(m)；回转质量换算系数。* 回转质量换算系数式中：一轮胎和轮惘转动惯量()一N转动件的转动惯量()一N转动件到车
24、轮的传动比。如果没有具体数据，则近似取1.1。这里近似取1.1。(2)按在坡道上停车的要求计算制动力矩行车制动总制动力矩式中：一空载总重停车制动总制动力矩停车制动总制动力矩取以上二式中大者。式中：一一满载总重（3）前后制动器力矩分配1）车辆制动时的受力分析图2-1 车辆制动时受力分析图车辆在水平路面的受力分析如图2.1，图中忽略了数值较小的空气阻力、滚动阻力偶矩和减速时旋转质量力偶矩。由图2.1对后轮接地取力矩得：，对前轮接地点取力矩得： 式中Fz1地面对前轮的法向反作用力(N)；G车辆重力(N)；b车辆质心至后轴中心线的距离(m)；m车辆质量(kg)；hg车辆质心高度(m)；Fz2地面对后轮
25、的法向反作用力(N)；a一质心至前轴中心线的距离(m)。则可以求得地面法向反作用力为若在不同附着系数的路面上制动，前、后轮都抱死，此时，或。地面作用于前、后轮的法向反作用力为：2）理想的前、后制动器制动力分配曲线制动时前、后车轮同时抱死，对附着条件的利用、制动时车辆的方向稳定性均较有利。此时的前、后轮制动器制动力Fu1和Fu2的关系曲线，被称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力;并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：把式2.11代入式2.12，我们可以得：由上式画成的曲线，即为前、后轮同时抱死时
26、前、后轮制动器制动力的关系曲线理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称为I曲线。I曲线是踏板力增长到前、后车轮同时抱死拖滑时的前、后制动器制动力的分配曲线。车轮同时抱死时，所以I曲线也是车轮同时抱死时和关系曲线。由于车辆前、后制动器制动力常不能按I曲线的要求分配。制动过程中常是一根车轴的车轮先抱死，随着踏板力的进一步增加，另一根车轴的车轮抱死。因此I曲线也是前、后轮都抱死后的地面制动力和的关系曲线。3）具有固定比值的前、后制动器制动力分配系数与同步附着系数很多两轴车辆的前、后制动器制动力之比为一固定常值。常用前制动器制动力与车辆总制动器制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，即：
27、式中Ful前制动器制动力；Fu车辆总制动器制动力。，Fu2为后制动器制动力。因此，且。若用表示，则为一直线，此直线通过坐标原点，且其斜率为，这条直线称为实际前、后制动器制动力分配线，简称线。图2-2 I曲线与曲线图2.2给出了一货车的线，同时还给出了该货车空载和满载时的I曲线。图中线与I曲线(满载)交于B点，此时的附着系数值为。线与I曲线交点处的附着系数为同步附着系数。它是由车辆结构参数决定的、反映车辆制动性能的一个参数。同步附着系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的车辆，只有在一种附着系数，即同步附着系数的路面上制动时才能使前、后车轮同时抱死。同步附着系数也可以通过解析法求得，上式中，L一
28、车辆轴距，L=a+b。4）制动力分配具有固定比值的车辆在不同路面上制动过程的分析通过线与I曲线的分析，可以把前、后制动器制动力分配具有固定比值的车辆在不同路面上的制动过程分为三种情况，分别为：路面上行驶时此时通过对制动过程的分析可以知道前轮首先抱死，并得出前轮打滑条件:路面上行驶时此时后轮首先抱死，并得出后轮打滑条件:路面上行驶时此时车辆前、后轮将同时抱死。（5）联合国欧洲经济委员会ECE制动法规1）附着效率、利用附着系数及利用制动强度从上面的分析中可以知道，如果在同步附着系数的路面上进行制动，则车辆的前、后车轮将同时抱死，此时的制动减速度为，z称作制动强度，此时显然。在其他附着系数路面上制动
29、时，达到前轮或后轮抱死前的制动强度比路面附着系数要小，即出现前轮或后轮抱死的制动强度必小于地面附着系数，也就是。也就是说车辆以一定减速度制动时，除去制动强度以外，不发生车轮抱死所要求的(最小)路面附着系数总大于其制动强度。这个要求的路面附着系数称为车辆在该制动强度时的利用附着系数。利用附着系数越接近制动强度，地面的附着条件发挥得越充分，车辆制动力分配的合理程度越高。通常还用附着效率的概念来描述地面附着条件的利用程度，并说明实际制动力分配的合理性。附着效率的定义是制动强度与车轮将要抱死时的利用附着系数之比。下面分别求出前轮或后轮提前抱死时，前轴和后轴的利用附着系数以及前、后轴的附着效率。前轴的利
30、用附着系数为：后轴的利用附着系数为：前轴的附着效率为：后轴的附着效率：在某一附着系数路面上的制动强度根据联合国欧洲经济委员会制定的ECE324/84NO.13制动法规，为保证制动时车辆的方向稳定性和有足够的附着效率，对货车在制动强度Z=0.150.3之间，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线之上，而在Z=0.20.8范围内，利用附着系数应满足由此得出应满足： 图2-3 前后制动效率曲线 图2-4 符合ECE制动法规的货车设计2）符合ECE制动法规的设计为了防止后轴抱死发生危险的侧滑，要求车辆制动系的实际前、后制动分配线(线)应该总在理想的制动力分配线(I曲线)下方；为了减少制动时前轮抱
31、死而失去转向能力的可能，提高附着效率，线应越靠近I曲线越好。为了保证车辆的稳定性和制动时有足够的附着效率，联合国欧洲经济委员会制定的ECE324/84NO.13制动法规对机动车前后轮制动器制动力提出了以下要求:(二种表达方式)如图2.5所示。当Z=0.150.3之间，前轴利用附着系数曲线应在后轴利用附着系数曲线之上。当Z=0.20.8之间，利用辅着系数应满足当Z=0.150.3，各轴利用附着系数曲线位于=z士0.08两条平行于理想的附着系数直线的平行线之间。当时，后轴的利用附着系数应满足下式a.对于方式1，取同步附着系数;当Z=0.20.8时中b.对于方式2， 对于具有固定比值的前、后制动器制
32、动力的制动系特性，其实际制动力分配曲线与理想的制动力分配曲线相差很大，附着效率低，前轮可能因抱死而丧失转向能力，后轮也可能抱死而使车辆有发生后轴侧滑的危险。因此，如果不配备恰当的制动力调节装置，使其具有变比值制动力分配的特性，则无法满足法规提出的要求。现代车辆均装有比例阀或载荷比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想的制动力分配曲线，满足制动法规的要求。目前，为了充分发挥轮胎与地面间的附着能力，全面满足制动过程中车辆对制动的要求，有些高级轿车与重型货车上都已装备了自动防抱死装置(AntliokcBrkaingSysetm，简称ABS)。3
33、 鼓式制动器设计3.1 蹄式制动器结构和工作特点图3-1 蹄式鼓式制动器工作原理如图3.1所示，典型的蹄式制动器主要由底板1、制动鼓、制动蹄2、回位弹簧3、轮缸(制动分泵)5等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓则是安装在轮毅上，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定份量的铸铁做成，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓受到摩擦减速，迫使车轮停止转动。在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄
34、的蹄端，作用力相等。但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行增力或自行减力的作用。因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是松蹄的22.5倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去蹄式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车蹄式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆(棘爪)拉到与调整齿下一
35、个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。3.2 蹄式制动器的基本分类可以根据不同的分类方法对蹄式制动器进行分类，主要的分类方法有：（1）从摩擦力助力张紧来看，可以分为：领蹄：蹄转动方向和制动鼓旋转方向相同，鼓与蹄之间的摩擦力使蹄贴紧鼓，增加摩擦力和制动效应，（图3-2）。从蹄：蹄转动方向和制动鼓旋转方向相反，鼓与蹄之间的摩擦力使蹄离开鼓，减少摩擦力和制动效应，（图3-2）。增力蹄：蹄转动方向和制动鼓旋转方向相同，与紧蹄不同之处在于：蹄张开端不是受张开装置张开力作用，而是受到前紧蹄经摩擦增力传来的力张开，（图3-3）。 图3-2 对称领、从蹄型 图3-3 自动增力型（
36、2）从张开方式分：液压缸张开；凸轮张开；楔块张开；其中，凸轮和楔块属于机械式张开装置。（3）从支座形式来看，可以分为：固定铰支点：蹄片绕铰支点转动；浮动支点：分为两种，一种为支撑面式，一种是连接板式；支承面：蹄的端部沿支承面滚动或滑动；连接板：连接板如两端铰接的杆件，蹄片可绕连接板转动，而连接板又能绕另一支点转动（图3-3）。3.3 蹄式制动器组成形式采用不同的张开方式和支座形式，形成不同的领蹄、从蹄和增力蹄的组合，产生了形式众多的蹄式制动器。例如：对称领、从蹄型（图3-2）；单向正转双领蹄反转双从蹄型（图3-4）；双向双领蹄型（图3-5）；不对称单向增力型（图3-3）；对称双向增力型（图3-
37、1）。图3-4 单向正转双领蹄反转双从蹄 图3-5 双向双领蹄型3.4 蹄式制动器制动力矩计算方法蹄式制动器一般由两个蹄片组成，制动器制动力矩计算可归结为各蹄片的制动力矩计算。对每个蹄片当明确了张开力和支承型式后，就只有紧蹄或松蹄两种型式，增力蹄可当作紧蹄来计算。因此只需建立领蹄和从蹄制动力矩计算公式。支承形式不同影响鼓与蹄之间的压力分布，对制动力矩计算有影响。张开装置对左右蹄片张开力有影响，液压式左右蹄片张开力是相等的，机械式张开左右蹄片张开力是不等的。首先讨论制动蹄摩擦衬面压力分布规律以及对压力中心图进行分析。制动蹄摩擦衬面压力分布规律和压力中心的确定分析需要求得的内容，根据工作原理，对于
38、制动蹄片和摩擦衬片组成的制动部件，受到的力是液压缸作用在蹄片上的压力设为P，和与制动鼓接触后衬片上单位面积所受摩擦力设为p。1）制动蹄摩擦衬面压力分布规律要计算蹄片的制动力矩首先要明确制动蹄与鼓接触的摩擦衬面的压力分布，严格地确定压力分布规律是很困难的，因为这与很多因素有关，为了简化计算作以下假设：制动鼓和制动蹄为绝对刚性，没有变形(即忽略其变形)；仅摩擦衬面产生变形，且压力和变形符合虎克定律，压力与径向位移成正比；摩擦衬片外圆半径和制动鼓内圆半径相同。下面对制动蹄片径向变形进行分析计算，图3-6为制动蹄片径向变形分析简图。 图3-6 变形分析简图制动蹄片在张开力作用下绕支承点O转动角，则蹄摩
39、擦衬片上某一任意点A的位移为：摩擦衬面碰到刚性鼓产生径向压缩量为：设为常数，则径向压缩量为：当时，即时，径向压缩量达最大值，最大压力在与连线呈90的径向线上，绕固定支点转动的制动蹄摩擦衬片的压力分布规律呈正弦分布。2）压力中心的确定用几何关系和物理关系方程：现在已知制动器制动力矩M；假设制动部件说受合力为F，其法向分量为N，切向分量为T；若摩擦衬片与制动鼓之间摩擦系数为，则,。画出几何图，如果知道该合力的作用点，可以得到以下方程：对制动器中心取矩：制动蹄固定点取矩：（蹄片绕此点转动）以上：aF至固定点的距离；bF作用线至中心的距离；cF作用点至中心的距离；l液压力P作用线至固定点的距离。此时没
40、有涉及衬片上单位面积所受摩擦力设为p。M可以表示为p的积分形式：，鼓对制动蹄的制动转矩为：N可以表示成p的积分形式：，由于要知道制动器所受合力F的作用点，设F与X轴的夹角为，则式中：摩擦衬面弧长包角。合法向力和x轴的夹角为：合法向力为：合切向力为：设合力作用点e（压力中心)至制动鼓中心的距离为L，则：上式是一个直径为L。的圆极坐标方程，蹄片的压力中心e在以长度L。为直径，圆心在摩擦片包角平分线上并通过鼓心O点的圆上，该圆称为压力中心圆。当=O时，压力中心离制动鼓中心O的距离最远：已知鼓内径R，衬片包角，即可作出通过鼓中心以为直径的压力中心圆；已知最大面压线与x轴的夹角和汽，即可求得合法向力和x
41、轴的夹角e；过鼓心0作与x轴成e角的线，与压力中心圆的交点即为鼓对蹄的合力作用点。当确定了制动蹄摩擦衬面压力分布规律以及压力中心以后，可以对蹄式制动器制动力矩进行分析计算。图为压力中心图： 图3-7 压力中心图根据此图进行力矩计算，则可求出P、pmax 。3.5 蹄式制动器校核蹄式制动器设计过程中还需要对制动摩擦衬片单位压力、摩擦片单位面积摩擦功以及温升进行校核计算。3.5.1 平均单位压力许用值一般为式中Mr个制动蹄的制动力矩(KN.m)；B制动摩擦片的宽度(m)；R制动鼓半径(m)；摩擦系数；摩擦片包角(rad)。3.5.2 摩擦片单位面积上的摩擦功假设机械的动能全部转化为制动蹄片和制动鼓
42、之间的摩擦功，对于各车轮制动转矩已经合理分配的机械，可按下式计算：式中：Gs一机械总重(N)；K制动开始时初速度(km/s)；F一摩擦片的总面积(m2)。3.6 蹄式制动器的结构参数3.6.1 制动鼓直径D或半径R当输入力P一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且制动器的散热性能越好。但直径D受到轮毅内径的限制，制动鼓与轮毅之间应有一定的间隙，一般不应小于20mm30mm。由此间隙要求以及轮毅的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。制动鼓直径D与轮毅直径Dr之比的范围一般为轿车D/Dr=O.640.74货车D/Dr=0.700.83制动鼓内径尺寸应符合QC/T309一1999制动鼓工作直径及制动
43、蹄片宽度尺寸系列的规定。3.6.2 制动蹄摩擦衬片的包角B及宽度b制动器的摩擦面积A可以由摩擦衬片包角日、宽度b和制动鼓内径决定，即：式中D制动鼓内径(mm)；b制动蹄摩擦衬片宽度，按OC/T309一1999选取(mm)；1，2分别为两蹄的摩擦衬片包角()。摩擦衬片的包角p通常在90一120的范围内选取，试验证明衬片包角在90100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，制动效能最高。包角p也不宜大于120。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动4 双向双领蹄式制动器设计实例4.1 根据汽车制动性能要求计算制动力矩4.1.1 汽车整体参数BJ130轻型载重汽车最高
44、车速：满载时：85公里/小时轮辋：5.00E(轮辋名义宽度in，轮缘代号)，根据国标GB3487，知轮胎半径为0.375m轮胎：6.50-16（轮胎名义断面宽度，轮辋名义直径in），6层人造丝或8层棉丝线空车重量：（包括燃料、水、备胎）：1880公斤满载重量：4075公斤4.1.2 总制动力矩的计算由图2.1知制动距离，1)由所需制动距离计算制动减速度和总制动力矩当知道制动距离时，制动减速度如下式决定：，总制动力矩由下式决定：，式中：V。制动初速度(km/h)；S所需制动距离(m)；制动系统滞后时间，液压动力制动取0.25，气推油取0.45；Gs空载总重(N)；G重力加速度()；车轮半径 (m
45、)；回转质量换算系数。* 回转质量换算系数式中：轮胎和轮惘转动惯量()N转动件的转动惯量()N转动件到车轮的传动比。如果没有具体数据，则近似取1.1。这里近似取1.1。 4.2 前后制动器力矩分配空车轴荷分配：前轴：940公斤（50%）；后轴：940公斤（50%）满载轴荷分配：前轴：1357公斤（33.3%）；后轴：2718公斤（66.7%）这里分析的是极限情况，鼓式制动器安装在后轴而后轴载荷最大的其概况是满载时，此时=1/3.车辆在水平路面的受力分析如图2.1图2-1 车辆制动时受力分析图式中Fz1地面对前轮的法向反作用力(N)；G车辆重力(N)；Fz2地面对后轮的法向反作用力(N)；Fu车
46、辆总制动器制动力；车辆前轮制动器制动力；车辆后轮制动器制动力；附着系数；制动器制动力分配系数；而由受力分析可知：根据一般路面情况取=0.75，则，4.3 蹄式制动器制动力矩计算方法蹄式制动器一般由两个蹄片组成，制动器制动力矩计算可归结为各蹄片的制动力矩计算。对每个蹄片当明确了张开力和支承型式后，就只有紧蹄或松蹄两种型式，增力蹄可当作紧蹄来计算。因此只需建立领蹄和从蹄制动力矩计算公式。而双向双领蹄式鼓式制动器两个蹄片都是领蹄，故而这里只进行领蹄的计算。支承形式不同影响鼓与蹄之间的压力分布，对制动力矩计算有影响。张开装置对左右蹄片张开力有影响，液压式左右蹄片张开力是相等的，机械式张开左右蹄片张开力是不等的。首先讨论制动蹄摩擦衬面压力分布规律以及对压力中心图进行分析。4.3.1 制动蹄摩擦衬面压力分布规律和压力中心（1）制动蹄摩擦衬面压力分布规律要计算蹄片的制动力矩首先要明确制动蹄与鼓接触的摩擦衬面的压力分布，严格地确