鼓式制动器参考资料

目录

一、设计任务书……………………………………………….. 2 二、制动方案的拟定 ………………………………………….1 三、各种形式制动器现状比较 ……………………………….5 四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算………….. 6 五、传动零件的设计计算…………………………………… 12 六、总体布局 …………………………………………………13 七、总结 ………………………………………………………17 八、参考资料…………………………………………………. 17

一、设计任务书

题目：

已知条件：（1）假设地面的附着系数足够大； （2）车重2.2t

（3）前后重量分配：40%，60%

（4）蹄、盘正压力的分布状态可由自行假设 （5）轮胎型号195/80R14 （6）制动初速度100km/h （7）最大急刹车距离为18m

（8）工作环境：设定为高温状态

（9）制动摩擦系数取值范围：0.25≤f≤0.55

（10制动器具体结构可参考汽车实验室相关制动器结构，也自行

设计。

前后轮重量分配示意图

二、制动方案的拟定

汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以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。

汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置;牵引汽车应有自动制动装置。

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。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮，而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且具有专门的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置必须具有独立的制动驱动机构。行车制动装置的驱动机构，分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸和制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒、控制阀和制动气室等。

过去，大多数汽车的驻车制动和应急制动都使用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器第二轴或传动轴的制动力矩较小，容易满足操纵手力小的要求。但在用作应急制动时，往往使传动轴超载。现代汽车由于车速提高，对应急制动的可靠性要求更严，因此，在中、高级轿车和部分总质量在1.5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。

汽车制动系设计的程序

1.设计的前提条件 （1）汽车的参数

汽车的满载质量、自重以及满载和空载时的前、后轴负荷及重心高度，还有轴和轮胎尺寸。

（2）法规适合性

决定制动系统、构造和参数的最低要求是适合指定的法规。

根据上述两项最基本的前提条件，再加上市场的需求、使用条件、竞争性及本司现生产情况确定设计方向。

2. 制动操纵方式和制动系统的确定

（1）研究、确定制动控制采用气压方式还是液压（真空助力、真空增压或油气混合）方式

（2）研究、确定制动系统的构成

①行车制动系统所采用双回路或多回路，应由那些部件构成，这些部件是现有的还是需要选购或新设计，设计制动系统示意图。

②驻车制动采用中央制动器还是作用后轮（机械操纵还是弹簧制动缸）。 ③应急制动的操纵是与行车制动或驻车制动结合，还是独立操纵。 ④是否需要有辅助制动，采用排气制动、液力缓速器或电涡流缓速器。 （3）汽车必需制动力及其前后分配的确定

前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。此外，还应研究、确定汽车必需的驻车制动力和应急制动力。

（4）确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数

制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制

动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。

（5） 制动器零件设计

零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。 （6） 制动操纵系统设计

制动系操纵部件（阀类、加力器、制动气室等）的研究、选定或设计，操纵机构设计；注意性能（操纵力和行程、制动系统静特性和动特性）、强度、耐久性及车辆装配性等。

（7） 管路设计 管路布置、设计。

三、各种形式制动器现状比较

汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系的某轴上，例如变速器第二轴的后端或传动轴的前端。

摩擦式制动器按其旋转元件的形状又可分为鼓式和盘式两大类。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)；其旋转摩擦元件为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内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，故又称为蹄式制动器。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，现代汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为

带式制动器，而且在汽车上已很少采用，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结构。

盘式制动器的旋转元件是一个垂直安放且以两侧表面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。制动时，当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用与制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作各种汽车的中央制动器。按摩擦副中的固定摩擦元件的结构来分析，盘式制动器可分为钳盘式和全盘式制动器两大类，本次课程设计为定钳盘式制动器。

定钳盘式制动器的制动钳固定安装在轿车上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧都装设制动快触动装置（例如相当于制动轮缸的油缸），以便分别将两侧的制动快压向制动盘。

四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算

鼓式制动器主要参数的确定

1．制动鼓内径D

输入离F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力越强。但D的增大（图1-1）受轮辋内径的限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够大的间隙，通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件差，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，以减少制动时的升温，制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。

制动鼓的直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下： 乘用车 D/Dr = 0.64 ~ 0.74 商用车 D/Dr = 0.70 ~ 0.83

制动鼓内径尺寸应参照专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度

尺寸系列》选取。

本次规定的轮胎型号为195/80R14，轮辋直径为355.6mm，所以根据QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》选取制动鼓直径为125mm蹄片宽度B为60mm。

2．摩擦衬片宽度b和包角β

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。衬片的宽度尺寸取窄些，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，且增加了成本。

制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap = Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积ΣAp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的增大而增大，具体数据见表1-1。

表1-1 衬片摩擦面积

汽车类别 汽车总质量 ma/t 乘用车 商用车 0.9 ~ 1.5 1.5 ~ 2.5 1.0 ~ 0.5 1.5 ~ 2.5 2.5 ~ 3.5 3.5 ~ 7.0 7.0 ~ 12.0 单个制动器总的衬片摩擦面积 Ap/cm 100 ~ 200 200 ~ 300 120 ~ 200 150 ~ 250 （多为150 ~ 200） 250 ~ 400 300 ~ 650 550 ~ 1000 2

12.0 ~ 17.0 600 ~ 1500 （多为600~1200） 试验表明，摩擦衬片包角β=90°~ 100°时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。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，因此过分延伸衬片两端以加大包角对减小压力的作用不大，而且将使制动作用不平顺，容易使制动器发生自锁。因此包角一般不宜大于120°。

考虑到磨损以及合适的摩擦片面积选用的摩擦衬片的包角β= 90°；摩擦衬片宽度为60mm。

3．摩擦衬片起始角β0

一般将衬片不知在制动蹄的中央，即令β0 = 90°-β/2。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，以改善磨损均匀性与制动效能。因为β= 90°所以β0 = 45°。

4．制动器中心到张开力F0作用线的距离e

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e（图1-1）尽可能增大以提高制动效能。初步设计时可暂定e = 0.8R左右。

5．制动蹄支撑点位置坐标a和c

应在保证两蹄支撑端毛面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图1-1）。初步设计时也可暂定a = 0.8R左右。

根据设计要求，设定e = 0.8R，a = 0.8R，c = 0.3R。

鼓式制动器的设计计算

根据此次设计要求，需要设计的是一个车重2.2t，后重量分配为40％、60％轮胎型号为195/80R14，当时速为100km/h时，最大紧急刹车距离为18m。所以根据公式

2as = v － u

2

2

算得汽车的最大加速度为21.5m/s。而其中一个前轮分配到的重量为440kg（不计人的重量）。所以要想制动，根据

F = ma

摩擦衬片施加在制动鼓上的摩擦力为9460N。而摩擦因数f为0.35，所以施加在摩擦片上的法向合力为27028N。

2

由表1-1得，选取A=200 cm 设P=2X P=

2

?x0pdx??2xdx

02

x又P.S=N?X.S=N X=N/S=11.62pa

所以Pmax=2X=23.24pa Nmax=Pmax.S=4648N 因为摩擦片压强范围为40~90Pa

?取50Pa ?Pmax1=50pa

Nmax1= Pmax1.S=10000N

?Nmax?Nmax1 ?摩擦片可用

衬片磨损特性的计算

摩擦衬片(衬块)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等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，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。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)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

2)1?ma(v12?v2e1??

22tA12)1?ma(v12?v2e2?(1??)22tA22

（1-13）

t?

v1?v2 j

式中 ?——汽车回转质量换算系数；

ma——汽车总质量；

m／s；计算时轿车取v1?100km/h(27.8m/s)；v1，v2——汽车制动初速度与终速度，总质量3.5t以下的货车取v1=80km/h(22.2m/s)；总质量3．5t以上的 货车取v1=65km／h(18m／s)；

j——制动减速度，m／s，计算时取j=0．6g； t——制动时间，s；

Al，A2——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；

2

?——制动力分配系数。

在紧急制动到v2?0时，并可近似地认为??1，则有

1mav12e1??

22tA11mav12e2?(1??)22tA2(1-14)

鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W／mm为宜，但当制动初速度v1低于式

2

(1-13)下面所规定的v1值时，则允许略大于1.8W／mm。轿车盘式制动器的比能量耗散

2

率应不大于6.0W／mm。比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片(衬块)的磨损，而且可能引起制动鼓或盘的龟裂。

磨损特性指标也可用衬片(衬块)的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。 单个车轮制动器的比摩擦力为 Ff0?(1-15)

式中，

2

TfRA

Tf——单个制动器的制动力矩；

R——制动鼓半径(或制动盘有效半径)； A——单个制动器的衬片(衬块)摩擦面积。

当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N／mm为宜。 亦可采用摩擦衬片与制动鼓间的平均压力qp作为衡量磨损的指标，即 qp?式中，

N——摩擦衬片与制动鼓间的法向力； A——摩擦衬片的摩擦面积。

磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬片(衬块)面积的滑磨功即比滑磨功Lf，来衡量：

2mavamax Lf??[Lf]

2A?2

N?[qp] A（1-16）

式中，

ma——汽车总质量，kg； vamax——汽车最高车速，m/s；

AΣ——车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，cm；

[Lf]——许用滑磨功，对轿车取[Lf]＝1000～1500J／cm；对客车和货车取[Lf]

22

＝600～800J／cm。

2

制动器的热容量和温升的核算

应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：

(mdcd?mhch)?t?L （1-17）

式中，

md——各制动鼓(盘)的总质量；

mh——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳体等)的

总质量；

cd——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金c=880J／

(kg·K)；

ch——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；

?t——制动鼓(盘)的温升(一次由va=30km／h到完全停车的强烈制动，温升不应超

过15℃)；

L——满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的

分配比率分配给前、后制动器，即

2vaL1?ma?

22vaL2?ma(1??)

2

五、制动器主要零件的结构设计

1.制动鼓

制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工：作表面磨损均匀。中

型、重型货车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓(图44(b))；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓(图44(b))；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓(图44(c))在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。

制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高其散热性能。

制动鼓相对于轮毂的对中如图44所示，是以直径为dc的圆柱表面的配合来定 位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。许用不平衡度对轿车为15～20N·cm；对货车为30—40N·cm。

制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容 量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。

2.制动蹄

轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位货车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车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鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和Ⅱ字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm；货车的约为5～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损

厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。

3.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。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH 370—12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。

4.支承

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。为了使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。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 400—18)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。

具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

5.制动凸轮

制动系采用的凸轮式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。凸轮由45号钢制。

6.制动钳

制动钳由可锻铸铁K丁H370—12或球墨铸铁QT400—18制造，也有用轻合金制造的，可做成整体的，也可做成两牛并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板。有的活塞的开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平

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