鼓式制动器说明书

太原理工大学现代科技学院毕业设计（论文）

8t载货汽车后桥鼓式制动器及其控制系统的设计

摘 要

汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车，使下坡形

式的汽车的车速保持稳定以及使已停使的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。随着高速公路的发展和车速的提高及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要，也只有制动性能良好，制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

本设计是轻型货车的制动系设计,经过查资料和参考以往的设计,采用液压为动力源的行车制动和以人力手动机械式的驻车车制动.行车制动采用鼓式制动器驻车制动采用附装在后轮上的。即行车制动和驻车制动同用一套制动蹄片和制动鼓。它的特点是可以减少制动系所占的空间,使其总体结构简化,并且在后轮行车制动失效时驻车车制动可以充当刹车,使其安全性能更高。

关键词: 轻型载货车，制动器，设计

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Design of bridge of drum brake and control system of 8t truck rear

ABSTRACT

Automotive brake system is used to force the moving car slow down or stop, so that the car's speed downhill form stable and to have stopped the car in place (including the slope) resides not move the body. With the development of highway and the speed increases and increasing traffic density, in order to ensure traffic safety, vehicle brake system operational reliability is becoming increasingly important, and only the brake good, reliable car brake system, can fully play its dynamic performance.

The design is light truck brake system design, through to find information and reference the previous design, the use of hydraulic brake for the power source and the human hand mechanical parking brake. Brake drum brake used in brake attached to the rear wheel using the. The brake and parking brake with a set of brake shoes and brake drums. It can reduce the braking system is characterized by the amount of space, so the overall structure is simplified, and the failure of the rear brake parking brake can act as a brake to secure higher performance.

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Key words：light trucks， brake， design

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摘 要 ................................................................................................................................. 1 ABSTRACT ........................................................................................................................... 2 第一章 制动系概述 ....................................................................................................... 6

1.1 概述 .................................................................................................................. 6 1.2 制动器的结构形式 ......................................................................................... 7 第二章 鼓式制动器主要零件设计参数计算 .............................................................17

2.1 鼓式制动器的设计计算 ................................................................................17 2.2 摩擦衬片的磨损特性计算 ............................................................................22 2.3制动力与制动力分配系数 ................................................................23 2.4同步附着系数 ..........................................................................................27 2.5 制动器最大制动力矩 .........................................................................27 第三章 驻车车制动的设计计算 ......................................................................................29

3.1 满载时 ...............................................................................................................29 3.2 空载时 ...............................................................................................................30 第四章 制动性能分析 .....................................................................................................33

4.1 制动性能评价指标 ............................................................................................33 4.2 制动效能 ...........................................................................................................33 4.3 制动效能的恒定性 ............................................................................................33 4.4 制动时汽车方向的稳定性 ................................................................................33 第五章 制动器主要零件的结构设计 ...............................................................................35

5.1制动鼓 ................................................................................................................35 5.2 制动蹄 ...............................................................................................................36 5.3 制动底板 ...........................................................................................................36 5.4 制动蹄的支承 ...................................................................................................37 5.5 制动轮缸 ...........................................................................................................37 5.6 摩擦材料 ...........................................................................................................37 5.7 制动器间隙 .......................................................................................................38 第六章 制动驱动机构的结构形式选择及设计计算 ........................................................40 结 论 ................................................................................................................................44 参考文献 ..........................................................................................................................45

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图.双向双领蹄式制动器

4.双从蹄式

双从蹄式制动器的两蹄片各有一个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸张开蹄片（图1-1d）。

双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采用。

5.单向增力式

单向增力式制动器的两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片（图1-1e）。

汽车前进制动时，两蹄片皆为领蹄，次领蹄上不存在轮缸张开力，而且由于领蹄上的摩擦力经推杆作用到次领蹄，使制动器效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两领蹄又皆为从蹄，结果制动效能很低。因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀，寿命不一样。这种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构；另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙工作变得困难。

少数轻、中型货车用来作前制动器。

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图.单向增力式制动器

6.双向增力式

双向增力式制动器的两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共同支点，支点下方有一个轮缸，内装两个活塞用来同时驱动张开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体（图1-1f）。

与单向增力式不同的是次蹄片上也作用有来自轮缸活塞推压的张开力，尽管这个张开力的制动力矩能大到主领蹄制动力矩的2——3倍。因此，采用这种制动器后，即使制动驱动机构中不用伺服装置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制动力矩。这种制动器前进与倒车的制动效果不变。

双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两蹄片上的单位压力不等，故磨损不均匀 ，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。

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图. 双向增力式制动器

1.4 鼓式制动系的主要参数及其选择

制动系设计中的需要给定的整车参数有：

型式 平头、双轴、后桥驱动、轻型载货汽车 载重量 4905 全长 5998 最宽 2100 总高 2330 轴距 3860 整备重量 （包括燃料、水、备胎） 2825 满载总重 7860 空车轴荷分配 前轴 1412.5 50% 后轴 1412.5 50% 满载轴荷分配 前轴 2594 33% 后轴 5266 67% 最大爬坡度 25度 最高车速 满载时 98km/h 设计乘员数 2人 满人数质量为130kg

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1.鼓式制动器主要参数的确定 1.1制动鼓内径D：

轮辋直径Dr=16*22=352mm；

输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不大于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。制动鼓的直径小，刚度就大，并且有利于保证制动鼓的加工精度。

制动鼓与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：

轿车： D/Dr=0.64～0.74 货车： D/Dr=0.70～0.83

D = 352*0.82 = 289 mm； （1-1） 轮毂内径：D=290mm。

1.2制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b

实验表明摩擦衬片包角β角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处的单位压力最小。因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120°。

故取 β = 110°

摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些则质量大，不易加工，并且增加成本，过大也不宜保证与制动鼓全面接触。

制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rβb.制动器各蹄衬片总得摩擦面积?PA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。

根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，

由货车质量单个制动器总的衬片面积Ap=150～250cm

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Ap?Rb?R?300/2mm?150mm??100?/180??/1.8?1.944b?AP/R??200?100?68mm150?1.944 （1-2）

取b=65 mm 1.3摩擦衬片起始角

?0

???90??/2 0一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令

如图所示，有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性和制动性能。故取

?0?90??110?/2?35? （1-3）

1.4张开力

F0作用线到制动器中心的距离a

在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能大，以提高制动效能：

a?0.8R?0.8?150?120mm （1-4）

取a=110mm

图1-3 鼓式制动器的主要几何参数

1.5制动蹄支撑点位置坐标k和c

在保证两蹄支撑端面不致相互干涉的条件下，使c尽可能的大，k尽可

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能小，暂定

c =0.8R =120 mm 取c=110mm k = 20 mm. 1.6摩擦片摩擦系数f

选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其稳定性要好，受高温度和压力影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。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。一般来说，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。

故取 f=0.30。

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第二章 鼓式制动器主要零件设计参数计算

2.1 鼓式制动器的设计计算

1.压力沿衬片长度方向的分布规律

除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓蹄片和支承也有变形，所以计算法向力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小而忽略不计。

制动蹄有一个自由度和两个自由度之分，本设计的制动蹄有两个自由度，两个自由度的紧蹄摩擦衬片径向变形规律，如图2-1所示将坐标原点取在制动鼓中心o点。y1坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心a1点。

图2-1 计算制动蹄摩擦称片径向变形简图

制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心移动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果蹄片中心位于O1点，因而未改变的摩擦衬片的表面轮廓（E，E1线）就沿OO1方向移动进入制动鼓内，显然，表面上所有点在这个方向的变形是一样的，位于半径OB1上的任意点B1的变形就是B1B1ˊ线段，所以同样一些点的径向变?1为

?1?B1C1??1B1?cos?1

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????????a?90BB11考虑到和r1?OO1??1max所以对于紧蹄的径向变形

?1和压力P为： 1p1?p1maxsin(a1??1)?1??1maxsin(a1??1) （2-1）

式中：a1----------为任意半径OB1和y1轴之间的夹角；

?1-----------最大压力线OO与X轴之间的夹角；

11?1 ------------半径OB和OO线之间的夹角；

11 所以可以认为：对于尚未磨合的新制动蹄衬片，沿其长度方向的压力分布符合正弦曲线规律。

沿摩擦衬片长度方向压力分布不均匀程度，可用不均匀系数评价：

?qmax/qp ? q式中max-------制动蹄衬片上的最大压力；

qp-------在同等制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的压力。

在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。

为计算制动蹄片上的力矩TTf1，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与y1轴的交点为a处，单元面积为bRda，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，da为单元面积的包角，如图（5）所示。

由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向反力为：

dN?VqbRVda?qmaxbsinada （2-2） 而摩擦力fdN产生制动力矩为

在由a?a??区段上积分上式，得

dTTf?dNfR?qmaxbR2fsinadaTTf?qmaxbR2f(cosa??cosa??)当法向压力均布时

（2-3）

dN?qpbRdaTTf?qpdR2f(a??a??)不均匀系数

（2-4）

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??（?a??a??)/(cosa??cosa??)

图2-2 制动力矩的计算用简图

??（?a??a??)/(cosa??cosa??)（110/180）? ??1.17?2?cos35

其中：

?a1???,??前面已选定为35度 ????????a?35,a?145,a?35,a?1451122 所以： ?1?1.17 ?2?1.17

式（2-3）和（2-4）给出的是由压力计算制动力矩的方法，单在实际计算中采用由张开力p计算制动力矩Tf 的方法则更为方便。前蹄产生的制动力矩TTf可表达如下：

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TTf?fN1P1 （2-5）

式中 N1——单元法向的合力；

?1 ——摩擦力fN的作用半径（见图2-2）

1为了求的力N1和张开力P1的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：

P1cosa0?s1x?N1(cos?1?fsin?1)?0p1a?s1xC??fp1N1?0 （2-6）

式中 ?1??X1轴与力N1的作用线之间的夹角；

S1x——支撑反力Q在X1轴上的投影。 解式 （2-6），得

N1?hp1/[c?(cos?1?fsin?1)?f?1 （2-7）

图2-3 张开力计算用简图

对于前蹄可用下式表达为

?TTf1?P1fhp1/[c(cos?1?fsin?1)?f?1]?P1B1对于后蹄可类似地表示为

（2-8）

TTf2?P2fhp2/[c?(cos?2?fsin?2)?f?2]?P2B2 （2-9）

为了确定?1,?2,?1,?2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN（见图2-3）看作是它投影在x1轴和y1轴上的分量dNx 和dNy的合力，根据式（2-2）有：

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??2NX??a?dNsina?qmaxbR?asinada??aqmaxbR(2??sin2a???sin2a?)/4??a??Ny??aa?dNcosa?qmaxbR?a?sinacosada?qmaxbR(cos2a??cos2a??)/4a?? （2-10）

（2-11）

因此

??arctan(Ny/Nx)?arctan[(cos2a??cos2a?)/(2??sin2a???sin2a?)]

式中 ??a???a?

a???145?,a??35?,??110? 所以

?1?8.66 ?2?8.61 根据式（2-3）和式（2-5），并考虑到

221/2 N?（N?N）1Xy则有

R?[4R(cosa??cosa??)]/[(co2sa??cos2a??)2?(2??sin2a???sin2a?)2]1/2 1所以： R1=152.6mm R2=158.7mm 又因：

c??c/cosa0

其中 a?25o c??117.06mm 0所以：D?175.3mm D?75.6mm

12对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即

（2-12）

对于液压驱动的制动器来说，P1?P2，所需的张开力为

（说明：制动力矩T，由法规规定的满载时最小制动距离是计算出所需的最大刹车制动力矩得出）

所以： P=7000N；

计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式（2-7）得出自锁条件。当式（2-7）中的分母等于零时，蹄自锁，即

Tf?Tf1?Tf2?P1D1?P2D2P?Tf/(D1?D2)c?(cos?1?fsin?1)?fp1?0 如果式

f?c?cos?1/(p1?c?sin?1)

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成立，则不会自锁。 因为：

c?cos?1/(p1?c?sin?1)?0.82?f?0.30 故，制动蹄不会自锁。

2.2 摩擦衬片的磨损特性计算

摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质，表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度的多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是很困难的。但实验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。

汽车的制动过程是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高此即所谓的制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。

制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为w/mm。

双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为

e1??ma?(v1?v2)/4tA1e2??ma(v1?v2)(1??)/4tA2t?(v1?v2)/j22222 （2-13）

式中，?——汽车回转质量换算系数；

——汽车总质量；

v1,v2 ——汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时3.5t以上的货车取

v1=65km/h（18m/s）；

maj——制动减速度。m/s，计算时取j=0.6g； t——制动时间，s；

A1、A2——前后制动器衬片的摩擦面积；

2?——制动力分配系数。

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在紧急制动到v2=0时，并可近似的认为?=1，则有

e1?mav1?/4tA1

e2?mav1?/4tA2 (2-14)

2鼓式制动的比能量耗损率以不大于1.8w/mm为易，但当制动初速度v12v1低于式（2-13）下面所规定的值时，则允许略大于1.8w/mm。轿车盘式

22制动器的比能量耗散率应不大于6.0w/mm。比能量耗散率过高，不久会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。 其中?=1.92

所以：e1=1.36w/mm2 e2=1.88w/mm2 故符合要求。

磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位面积的摩擦力来衡量。 单个车轮制动器的比摩擦力为

式中，

2Ff0?Tf/RATf

——单个制动器的制动力矩；

R ——制动半径

A——单个制动器的衬片摩擦面积。

当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力F为宜。

所以： F故符合要求。

f0f0不大于0.48N/mm

2 =0.31

2.3制动力与制动力分配系数

汽车制动时，如果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，则任一角速度??0的车轮，其力矩平衡方程为：

Tf?Fbre?0 (2-15)

T式中 f——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，N*m；

FB——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，有

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称为地面制动力，其方向与汽车行驶的方向相反，N；

re——车轮的有效半径，m。

令

Ft?Tt/re

并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的

F力，因此又称为制动器周缘力。t与地面制动力FB的方向相反，当车轮角

FF速度??0时，大小亦相等，且t仅由制动器结构参数所决定。即t取决于制

动器的结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压、或气压成正比。当加大踏板力以增大

Tf时，

Ff和FBF?均随之增大。但地面制动力FB受着条件的限制，其值不可能大于附着力即

FB?F??Z?

，

或

FBma?xF??Z?

式中 ?——轮胎与地面间的附着系数；

Z——地面对车轮的法向反力。

F和地面制动力FB达到附着力?值时，车轮即被抱死并

F?Tf/reT在地面上滑移。此后制动力矩t即表现为静摩擦力矩，而f即成为与FB相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力极限值。当制动达到??0后，地面

制动器制动力

Ft制动力FB达到附着力F?值后就不在增大，而制动器制动力的增大使摩擦力矩Fr增大而继续上升。 面对前、后轴车轮的法向反力z1,z2为：

Ft由于踏板力FP根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地

z1?G/L(L2?hg?du/g?du)Z2?G/L(L1?hg?du/g?du) （2-16）

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图2-4制动力与踏板力FP的关系

式中 G——汽车所受重力； L——汽车轴距；

L1——汽车质心离前轴距离；

L2——汽车质心离后轴距离；

hg——汽车质心高度；

g ——重力加速度；

du/dt——汽车制动减速度。

汽车总的地面制动力为

FB?FB1?FB2?G?du/g?dt?Gq （2-17） 式中q——制动强度，亦称比减速度或比制动力；

FB1,FB2——前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为

F?1?(G?L2/L?FB?hg/L)?G/L(L2?q?hg)?F?2?(G?L1?FB?hg/L)?G/L(L1?q*hg)? （2-18）

上式表明：汽车在附着系数?为任一确定值的路面上制动时，各轴附着力即为极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力FB 的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器的制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出

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