东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

河南科技大学

本科毕业设计（论文） 题 目： 姓 名： 专 业： 学 号： 指导教师：东风EQ1090E型汽车前轮 制动器的设计

河南科技大学

二0一三年五月

目 录

摘 要 ................................................................... I Abstract ................................................................ II 绪 论 ...................................................................................................................................................... 1 第1章 制动器的结构简介及方案的确定 ...................................... 3

1.1盘式制动器 .............................................................................................. 错误！未定义书签。 1.2鼓式制动器 ....................................... 错误！未定义书签。

1.2.1领从蹄式制动器 .............................................. 6 1.2.2单向双领蹄式制动器 .......................................... 9 1.2.3双向双领蹄式制动器 ......................................... 10 1.2.4双从蹄式制动器 ............................................. 11 1.2.5单向增力式制动器 ........................................... 11 1.2.6双向增力式制动器 ........................................... 12 1.3方案的确定 ....................................................... 13 第2章 理想制动力及其分配 ............................................... 14 2.1 东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计参数

2.2 制动力与制动力分配系数 .......................................... 14 2.3 同步附着系数 .................................................... 19 2.4制动器最大制动力矩 ............................................... 20 第3章 制动器的设计计算 ................................................. 21

3.1 鼓式制动器的结构参数 ...................................................................................................... 21

3.1.1 制动鼓内径D ............................................... 21 3.1.2 摩擦衬片宽度b和包角? ..................................... 22 3.1.3 摩擦衬片起始角?0 .......................................... 23 3.1.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e ......................... 24 3.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c ................................. 24 3.1.6 摩擦片摩擦系数f ........................................... 24 3.2 固定凸轮式的计算 ................................................ 24

2

3.2.1 凸轮张开机构的参数确定和特性计算 3.2.2 固定式凸轮制动器的制动因数计算

3.3 制动蹄片上的制动力矩 ............................................ 31 3.4 行车制动效能计算 ................................................ 34 3.5 驻车制动计算 .................................................... 34 3.6 摩擦衬片的磨损特性计算 .......................................... 36 第4章 制动器的结构及主要零部件设计 ..................................... 38

4.1制动蹄 ........................................................... 38 4.2制动鼓 ........................................................... 38 4.3摩擦衬片 ......................................................... 39 4.4摩擦材料 ......................................................... 40 4.5蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 ..................................... 41 4.6制动支承装置 ..................................................... 42 4.7制动轮缸 ......................................................... 42 4.8张开机构 ......................................................... 42 4.9制动蹄回位弹簧 ................................................... 43 第5章 主要零部件的强度计算与校核

5.1凸轮轴的强度校核 5.2凸轮轴上花键的强度校核 第6章 结 论 ........................................................... 48 致 谢 ................................................................... 49 参考文献 ................................................................ 50

3

东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

摘 要

（想要本文装配图和零件图与本人联系qq：994166684保

证原创）

随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越值得人们关注，汽车的制动系统就变成了人们主要考查车辆的一项重要指标。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。如何提高汽车制动性也成了热点的研究话题。。

该设计选定的是东风EQ1090E型汽车前轮制动器的研究和设计，通过对制动器的分类选择，选定出合适的制动器，然后对各个参数进行计算并且校核，最后对各个零件进行结构设计，最后完成整个制动器的设计与装配。

关键词：制动系统，东风货车，鼓式制动器

I

东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

Abstract

With the increase in car ownership has brought more security issues, and more worthy of

attention, the braking system of the car has become a major test is an important indicator of the vehicle. According to the information in the vehicle itself caused a traffic accident, 45% of the total brake system failure caused by accidents. Visible, the brake system is very important in order to ensure road safety systems. How to improve the automobile brake has become a hot research topic ..

Car front wheel brake of Dongfeng EQ1090E, research and design, classification brake, select the appropriate brake, and then calculate the design of each of the selected parameters and check the last part of the structural design, and finally, in order to complete the design and assembly the entire brake.

Key words: Braking systems , Dongfeng truck , Drum brake

II

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不应出现结冰。

(12)制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。

鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图1-1），它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

图1-1 制动器的结构形式

鼓式制动器的各种结构形式如图1-2a-f所示。

图1-2 鼓式制动器示意图

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（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）；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式

不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2）张开装置的形式与数量不同。（3）制动时两蹄片之间有无相互作用。

因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样。

在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径R上所得到的摩擦力（M?/R）与输入力F0之比，即

K?M? F0R式中，K为制动器效能因素；R为制动器输出的制动力矩。

制动效能的稳定性是指其效能因素K对摩擦因素 的敏感性。使用中 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 的变化敏感性小。 1.2.1领从蹄式制动器

如图1-2(a)、(b)所示，图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄相互对调。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1-2(a)、(b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称增势蹄；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。

对于两蹄的张开力P1?P2?P的领从蹄式制动器结构，如图1-2(b)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力相等。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而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小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将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。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩

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擦衬片包角适当地减小。

对于如图1-2 (a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而作用于两蹄的张开力P1、P2则不等，且必然有P1

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1-2(a)、图1-3、图1-4)、楔块式(见图1-5、图1-6)、曲柄式(参见图1-12)和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的(见图1-2(b)、图1-7、图1-8)。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的时，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。

图1-3 S凸轮制动器

图1-4 楔块式张开装置及其受力简图

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图1-5 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

图1-6 楔块式张开装置的车轮制动器

1—制动蹄；2—制动底板；3—制动气室；4—楔块；5—滚轮 6—柱塞；7—档块；8—棘爪；9—调整螺钉；10—调整套筒

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图1-7 制动轮缸具有两个个等直径活塞的车轮制动器

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；8—青铜偏心轮；9—制动蹄定位销；10—驻车制动传动装置

图1-8制动轮缸具有四个等直径活塞的车轮制动器

1—制动蹄；2—制动底板；3—制动器间隙调整凸轮；4—偏心支承销

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、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。 1.2.2单向双领蹄式制动器

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，它又称为单向双领蹄式制动器。如图1-9 (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

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机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因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1-9所示。

图1-9 单向双领蹄式制动器的机构方案（液压驱动）

（a）一般形式；（b）偏心调整；（c）轮缸上调整；（d）浮动蹄片，轮缸支座端调整；（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，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。中级轿车的前制动器常用这种型式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用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、后轮制动力分配并使前、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。如图3-2(d)及图3-11、图3-12所示。

图1-10 双向双领蹄式制动器的结构方案（液压驱动）

（a）一般形式；（b）偏心机构调整；（c）轮缸上调整

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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1-2(d)、图1-10)或其他张开装置的支座上(图1-11、图1-12)。

图1-11 曲柄机构制动器（气压驱动） 图1-12 双楔制动器（气压驱动）

当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞(图1-10)或其他张开装置的两侧(图1-11、图1-12)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。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旋转方向一致；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，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于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。 1.2.4双从蹄式制动器

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，其结构形式与单向双领蹄式相反。

双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。 1.2.5单向增力式制动器

如图1-2(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互相平衡，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

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作前轮制动器。 1.2.6双向增力式制动器

如图1-2(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。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。第一制动蹄是增势领蹄，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。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。 图3-14给出了双向增力式制动器(浮动支承)的几种结构方案，图1-14给出了双向增力式制动器(固定支点)另外几种结构方案。

双向增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纲索拉绳及杠杆等操纵。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。

图3-13 双向增力式制动器（浮动支承）的结构方案

图3-14双向增力式制动器（固定支点）的结构方案 （a）一般形式；（b）浮动形式；（c）中心调整

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1.3方案的确定

考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，本文选择凸轮式领从蹄式制动器作为设计方案。

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第2章 理想制动力及其分配

2.1 东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计参数

①空车总重 G。=4080 kg ②满载总重 Ga =9290 kg

③ 负荷分配 满载：Ga前=2360kg Ga=6930kg ④质心高度 空载：hg。=845mm 满载：hga=1170mm ⑤轴距 L=3950mm (前轴至平衡轴中心) ⑥轮胎 9.00-20-10PR 滚动半径r=229mm ⑦制动力分配系数 空载：?=0.38 满载：?=0.38 ⑧质心距前轴距离 空载：L01?2100mm 满载：La1?2950mm

质心距后轴距离 空载：L02?1850mm 满载：La2?1000mm

[注]：本文在计算过程中，为了方便计算，取：1kg=10N;g=10m2; 计算单位全

s部采用国际单位制。

2.2 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

式（2-1）

式中：

Tf ——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，之间的摩擦力，又称为地面制即地面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； re ——车轮有效半径，m。

令 Ff= Tf/re 式(2-2)

即制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与地面制动力FB的方向相反，当车轮角速度?>0时，大小亦相等，且Ff仅由制动器结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系

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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。当加大踏板力以加大Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F? ，即

FB≤F??Z? 式（2-3）

式中 ?——轮胎与地面间的附着系数；

Z——地面对车轮的法向反力。

当制动器制动力Ff和地面制动力FB达到附着力F?值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩Tf 即表现为静摩擦力矩，而Ff?Tf/re即成为与FB相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到?=0以后，地面制动力FB达到附着力F?值后就不再增大，而制动器制动力Ff由于踏板力FP的增大使摩擦力矩Tf增大而继续上升如图3.1。

图2.1 制动器制动力与踏板力关系曲线

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，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：

hduG Z1?(L2?g ) 式（2-4）

LgdthgduG Z2?(L1? 式（2-5） )Lgdt 式中 ：G——汽车所受重力； L——汽车轴距；

L1——汽车质心离前轴距离；

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图4.2 汽车制动时整车受力分析图

L2——汽车质心离后轴距离； hg——汽车质心高度； g ——重力加速度；

du ——汽车制动减速度。

dt 若在附着系数为?（我们选择在沥青路面上制动，则选取?=0.8）的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可），此时汽车总的地面制动力为

Gdu?Gq 式(2-6) FB?FB1?FB2?gdtdu式中 q（q?）——制动强度，亦称比减速度或比制动力；

gdtFB1，FB2——前后轴车轮的地面制动力。

此时 FB 等于汽车前、后轴车轮的总的附着力F?，亦等于作用于质心的制动惯性du力 m，即有

dtdu 式（2-7） FB=F?=G?=mdt则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的表达式：

GZ1?(L2?hg?)式（2-8）

L GZ2?(L1?hg?) 式（2-9）

L在本设计中，该货车代入数据如下：

20130?9.8(1300?1530?0.8) 故 满载时：Z1?520016

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=35296N

Z20130?9.82?5200(3900?1530?0.8)

=994898.31N

空载时： Z'8130?9.81?5200(1716?1420?0.8)

=43698.12N

Z'?8130?9.825200(3484?1420?0.8)

=35975.87N

由以上两式可求得前轴车轮附着力为:

FL2hgG?1?(GL?FBL)??L(L2??hg)? 后轴车轮附着力为 :

F(GL1hgG?2?L?FBL)??L(L1??hg)? 故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： F9.8?1?20130?5200(1300?1530?0.8)?0.8

=750709.52N

F?2?20130?9.85200(3900?1530?0.8)?0.8

=795918.65N

空载时前、后轴车轮附着力 F'?1?8130?9.85200(1716?1420?0.8)?0.8

=34951.3N

F'8130?9.8?2?5200(3484?1420?0.8)?0.8

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式(2-10)

式（2-11）

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=28780.67N

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，制动过程可能出现的情况有三种，即:(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；(2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。

由式(2-7)、式(2-10)、（2-11）不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是

Ff1?Ff2?FB1?FB2??G 式(2-12) Ff1/Ff2?FB1/FB2?(L2??hg)/(L1??hg) 式(2-13)

式中 Ff1——前轴车轮的制动器制动力，Ff1?FB1??Z1；；

Ff2——后轴车轮的制动器制动力，Ff2?FB2??Z2 ； FB1——前轴车轮的地面制动力；

FB2 ——后轴车轮的地面制动力；

Z1，Z2——地面对前、后轴车轮的法向反力；

G ——汽车重力；

L1，L2——汽车质心离前、后轴距离；

hg——汽车质心高度。

由式(2-12)、(2-13)得

?G?4hgLGL22? 式(2-14) Ff2L2?Ff1?(?2Ff1)?hGhg???g?

式中 L——汽车的轴距。

1?2将上式绘成以Ff1，Ff2为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图2.3所示。

如果汽车前、后制动器的制动力Ff1，Ff2能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数?的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动Ff1与汽车总制动力 Ff之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数?：

??

Ff1Ff?Ff1Ff1?Ff2 式（2-15）

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图2.3 空载与满载时理想制动力分配曲线

则： ?=

L2??hg 式（2-16） L代入数据得空载时： ? =0.38 满载时： ? =0.38

2.3 同步附着系数

式(2-15)可表达为：

Ff2Ff1?1??? 式(2-17)

上式在图2.3中是一条通过坐标原点且斜率为(1-?)/?的直线，它是具有制动器制动力分配系数为? 的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 ?线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数?=?0 ,则称线与I曲线交点处的附?着系数?0为同步附着系数。同步附着系数的计算公式：

L??L2?0? 式(2-18)

hg5200?0.485?1300满载时： ?0? =0.428

1530'?空载时： ?05200?0.548?1716 =0.413

1420利用附着系数就是在某一制动强度q下，不发何生任车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。

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2.4制动器最大制动力矩

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力Z1,Z2成正比。由式（2-8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为 Ff1Ff2=Z1L2??hg= 式（2-19） Z2L1??hg式中 L1,L2 — 汽车质心离前，后轴距离； ?0 — 同步附着系数； hg — 汽车质心高度。 通常，上式的比值：轿车约为1.3~1.6；货车约为0.5~0.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 Tf1=Ff1re 式（2-20）

Tf2Ff2re= 式（2-21）

式中：Ff1 — 前轴制动器的制动力，Ff1?Z1?； Ff2 — 后轴制动器的制动力，Ff2?Z2?； Z1 — 作用于前轴车轮上的地面法向反力； Z2 — 作用于前轴车轮上的地面法向反力； re — 车轮有效半径。 故 Tf1max=Z1?re=Tf2max=GL2??hg??re 式（2-22） ?L1???Tf1max 式（2-23）

由式（2-19），式（2-20）可得 G197274Tf1max=?L2??hg??re=?1300?0.8?1530??0.8?570=6466.2N?m

L5200Tf2max=1???Tf1max =1?0.82?2451.94=1.550.1N?m 0.8220

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第3章 制动器的设计计算

3.1 鼓式制动器的结构参数

3.1.1 制动鼓内径D

输入力F0一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但D 的增大（图3-1）受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20—30mm，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，以减少制动时的温度。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。

图3-1 鼓式制动器主要几何参数

制动鼓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考专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表3-1）。

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表3-1 制动鼓最大内径

轮辋直径/in 制动鼓最大内径/mm 轿车 货车、客车 12 180 220 13 200 240 14 240 260 15 260 300 16 -- 320 20 -- 420 初选轮辋直径20英寸，则轮辋直径Dr=20×25.4mm=508mm。

而对应的制动鼓最大内径D=420，D/Dr=420/508=0.826，满足货车对制动鼓直径与轮辋直径比值的要求。 3.1.2 摩擦衬片宽度b和包角?

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，并且增加了成本。

这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积 ,即

A???Db(?1??2)/360 mm2 式（3-1）

式中： D—制动鼓内径（mm）； b—制动蹄摩擦衬片宽度(mm)；

?1,?2 —分别为两蹄的摩擦衬片包角，（°）。

摩擦衬片的包角?通常在 ??90?~120?范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角

??90?~100? 时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小?虽有

利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120°，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。

摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触，通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MP 的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，（如表3-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角 ，即：

A?Rb? 式（3-2）

式中, ?是以弧度为单位，当A，R， ?确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。

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表3-2 制动器衬片摩擦面积

汽车类型 轿车 汽车总质量ma/t 0.9-1.5 1.5-2.5 单个制动器总的衬片摩擦面积?A/mm100-200 200-300 120-200 2 客车与货车 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 150-250(多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1200) 制动鼓各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。

本设计中，摩擦衬片包角?，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》可取b=140mm。 由式（3-2）得

A?Rb??210?140?100???512.86cm2 180单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=1025.73 cm 如表6-2所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。 由式（6-1）可得

A???Db(?1??2)/360???420?140?(100?100)/360?102573 cm2 3.1.3 摩擦衬片起始角?0

摩擦衬片起始角?o如图3-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。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。

?0?90??(?/2)?40?

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3.1.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e

在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取e?0.8R左右。

取e?172mm

3.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c

应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图3-1）。初步设计可取 =0.8R左右,c=42mm。

a=0.8R=0.8×210=168mm

3.1.6 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，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。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，后者对蹄式制动器非常重要。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。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f=0.35～0.40已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.4可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时,应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。

在本设计中选取f=0.4。

3.2 固定凸轮式（S型凸轮）气制动器的制动器因数计算

3.2.1 凸轮张开机构的主要参数的确定及凸轮特性的计算

制动凸轮工作表面设计为具有渐开线特性的曲面。其凸轮的作用力臂等于基圆半

径，与凸轮转角无关。所以它在使用过程中始终具有固定不变的传动比。这种制动器工作稳定，对整车制动方向稳定也较有利。 ①主要结构参数的确定及凸轮特性计算 如图3.2所示

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e=Rb=常量 式（3-3） S??Rb???e? 式（3-4）

??S0?e? 式（3-5） S?S0?S1 ?r?r?r0 式（3-6）

式中：

e-----------------凸轮作用力臂

Rb------------------凸轮基圆半径，现定Rb=13mm

S?--------------滚轮中心位移

S----------------凸轮中心距与滚轮中心距，根据制动器结构，选初始值

S0=40.4mm

r-----------------凸轮工作极径，选初始值r0=19.65mm ?r---------------凸轮工作升程 ?---------------制动时凸轮转角

图3.2凸轮主要结构

当?取不同值时，其计算及作图结果如表二所示，由表中数值可以作出凸轮特性曲线，如附图所示。 ②制动凸轮的效率

表3-3 凸轮的效率

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? ? ?? S S? ? e 13 0? 10? 20? 19.65 0 40.4 0 0.87 20 22.8 25.4 28 0.35 3.15 5.75 8.35 42.67 44.94 47.21 49.5 2.27 4.54 6.81 9.10 0.86 0.84 0.83 0.82 13 13 13 13 30? 40? 50? 30.4 33 35.4 38 10.75 13.35 15.75 18.35 51.74 54.01 56.28 58.55 11.34 13.61 15.88 18.15 0.80 0.79 0.78 0.77 13 13 13 13 60? 70? 80? 90? 100? 110? 120? 130? 40.4 42.8 45 47.4 20.75 23.15 25.35 27.75 60.82 63.09 65.36 67.63 20.42 22.69 24.96 27.23 0.76 0.75 0.74 0.73 13 13 13 13 49.8 作图值 30.15 69.9 计算值 29.50 计算值 0.72 13 备注

计算公式为：

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??ee??rb4?11??r(?e 式（3-7）

??)?r?????r 式（3-8） R式中：

?r-----------------------换算摩擦系数

?-----------------------滚轮孔和轴之间的摩擦系数，钢与钢，?=0.18 r------------------------滚轮轴的半径 R------------------------滚轮的半径 根据已确定的结构参数可得出

w=17.50mm R=20.75mm r=10mm e=13mm ?=0.18

将该组数据带入（3-7）（3-8）式得：

??1 式（3-9）

17.51?0.11?(??)13然后取不同的?值便会得到不同的效率。计算结果见表3-3。从计算值中或从凸轮特性曲线图

（见附图）上可以看出?随?的增大而降低。

3.2.2 固定式凸轮式气制动器的制动因数计算

固定凸轮式气制动器在结构上属于绕支撑销式领－从蹄制动器，因其凸轮只能绕固定轴转动，作用于领蹄和从蹄上的张开力P不等，使领蹄的效能有所下降，而从蹄的效能有所增长。这样，固定凸轮式气制动器的总的平均制动器因数可按下式计算：

4BFT1?BFT2BF? 式（3-10）

BFT2?BFT2单个领蹄的制动蹄因数 ：

BFT1?fha?(A?fB) 式（3-11） rr27

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单个从蹄的制动蹄因数 ：

BFT2?fha?(A?fB) 式（3-12） rr上两式中

A?4sinsin223?0?a?B?1?coscos 式（3-14）

r22a0?sin?0cos?3 式（3-13）

?0a3式中： a0?角?0对应的圆弧，单位为弧度。 以上各式中的有关结构尺寸参数。

h?336，r?210，f?0.4 ，a'?168，?0?100?，?3?200?。

图3.3 支承销式制动蹄

将数值代入式(3-13)和式(3-14)计算得： A＝0.883

B＝0.911

带入式（3-11）和式（3-12）计算得： BFT1＝1.871

BFT2＝0.598

将得到的结果代入式(3-10)得

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BF＝1.788

3.3 制动力的计算

3.3.1 所需的制动力计算

根据汽车制动时的整车受力分析，由之前的分析得：

地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：

Z1?hG(L2?gLghGZ2?(L1?gLgdu)dt du) dt汽车总的地面制动力为： FB?FB1?FB2? 前、后轴车轮附着力为：

F?1?(GF?2?(GGdu?Gq gdthL2G?FBg)??(L2?qhg)? LLLhL1G?FBg)??(L1?qhg)? LLLhL1G?FBg)??(L1?qhg)? 式(3-15) LLL故所需的制动力F需=F?2?(G =

20130?9.8(3900?0.8?1530)?0.8

5200 =46083 N 3.3.2 制动器所能产生的制动力计算

BF?由制动器因数BF的表达式（即，

fN1?fN2 ）， 式(3-16) P它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即

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BF?TfPR 式(3-17)

式中 Tf——制动器的摩擦力矩； R——制动鼓的作用半径；

P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平

均值为输入力。

由调压器调节的储气罐压力，一般为0.67Mpa－0.73Mpa，而安全阀限定的最高压力则为0.9Mpa左右。这里我们选择储气罐压力最小为0.67Mpa。

由张开力计算公式 P? Q ——制动气室的推杆推力； h —— Q力对凸轮轴轴线的力臂；

a ——两蹄的张开力P对凸轮中心的力臂。 2选择h＝104，a＝42 。

制动气室的推力计算公式 Q?0.67A0 式(3-19) 活塞式制动气室的工作面积A0＝0.021 m2＝0.021?106mm2 得到 Q＝14070 N ；

代入式(5.11)中，得到P＝34840N ；

由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力

F能=BF×P×R/re

=1.788×34840×210/229 =57125.4 N

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Qh 式(3-18) a东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

所以能产生的制动力F=4*F能=22850N F=2 F能=114250.8N?F需 =46083N 故所设计制动器结构参数合理。

3.4 制动蹄片上的制动力矩

在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法更为方便。

图3.4 张开力计算用简图 图3.5 制动力矩计算用简图增势蹄产生的制动力矩可表达如下：

TTf1?fN1?1 式中 N1 ——单元法向力的合力；

?1——摩擦力fN1的作用半径(见图3.5)。

由力N1与张开力P1的关系，得出制动蹄上力的平衡方程式：

P1cos?0?S1x?N1(cos?1?fsin?1)?0 P1a?S1xC??f?1N1?0 式中 ?1——x1轴与力N1的作用线之间的夹角 S1x——支承反力在x轴上的投影。

得

N1?hP1/[c?(cos?1?fsin?1)?f?1] 对于增势蹄：

TTf1?P1fh?1/[c?(cos?1?fsin?1)?f?1]?P1B1

对于减势蹄：

31

式(3-20) 式(3-21) 式(3-22)

式(3-23)

式(3-24)

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?TTf2?P?2?fsin?2)?f?2]?P2B2 式(3-25) 2fh?2/[c(cos为了确定?1，?2及?1，?2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN看作是它投影在x1轴和y1轴上分量dNx和dNy的合力，则有：

??????Nx??dNsin??qmaxbR?sin2?d??qmaxbR(2??sin2????sin2??)/4 式(3-26)

Ny??dNcos??qmaxbR?sin2?cos?d??qmaxbR(2????cos2???)/4??????????????

式(3-27)

因此

Ny??arctan()?arctan[(cos2???cos2???)/(2??sin2????sin2??)]

Nx式(3-28)

式中 ????????。 式(3-29)

并考虑到

22 式(3-30) N1?Nx?Ny则有

??[4R(cos???cos???)]/(cos2???cos2???)2?(2??sin2????sin2??)2 式(3-31)

如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的??和???同，显然两种蹄的

?和?值也不同。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

Tf?TTf1?TTf2?P1B1?P2B2 式(3-32)

由之前的计算可得上式各参数如下： c'?c2?k2=168mm

h=a+c=168+168=340mm

?'?25?

cos2?'?cos2?''则： ?1??2???arctan2??sin2?''?sin2?'

cos(2?25?)?cos(2?125?) =arctan ?1102??3.14?sin(2?125?)?sin(2?25?)?180 = 11.03?

?''?125?

?1??2???[4R(cos?'?cos?'')]/(cos2?'?cos2?'')2?(2??sin2?''?sin2?')2

=

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?100??? ?[4?210(cos25?cos125)]/?cos(2?25)?cos(2?125)?2??3.14?sin(2?125)?sin(2?25)????180??????22 =234.9mm

由式对于增势蹄：

?TTf1?P?1?fsin?1)?f?1]?P1fh?1/[c(cos1B1

=34840 ?0.4?340?234.9/[173.17(cos11.03??0.4?sin11.03?)?0.4?234.9] =12207N?m 对于减势蹄：

TTf2?P2fh?2/[c?(cos?2?fsin?2)?f?2]?P2B2

=34840 ?0.4?340?234.9/[173.17(cos11.03??0.4?sin11.03?)?0.4?234.9] =4090.4N?m

故对于单个鼓式制动器有：Tf?TTf1?TTf2?P1B1?P2B2 =12207+4090.4 =16297 N?m 对于前轴有：T=4 Tf=65189 N?m

由式(3-31)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：

c?(cos?1?fsin?1)?f?1?0 式(3-33)

c?cos?1如果式 f? 式(3-34)

??1?csin?1成立，则不会自锁，代入之前数据得：

c?cos?1173.17?cos11.03? ????1?csin?1234.9?173.17?sin11.03 =0.81 > f=0.4

c?cos?1 式f? 成立，不会自锁

??1?csin?1可求出领蹄表面的最大压力为

qmax1?P1h?1 式(3-35) 2bR(cos???cos???)[c?(cos?1?fsin?2)?f?1]b——摩擦衬片宽度；

f——摩擦系数。

qmax1?34840?340?234.9140?2102(cos25??cos125?)[173.17(cos11.03??0.4?sin11.03?)?0.4?234.9]33

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＝1.1692Mpa

3.5 行车制动效能计算

行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距

离来评价的。

汽车的最大减速度jmax由下式确定：

Gdv 式(3-36) Ga??agdt由此得出

jmax?dv?g? 式(3-37) dt式中： Ga——汽车所受重力，N; ?——附着系数;

g——重力加速度，g=9.8 m/s2; v——制动初速度，m/s。

故最大减速度jmax=0.8 g

1v2制动距离S= m 式(3-38) (t1?t2)v?3.625.92jmax 式中：t1 ——机构制动滞后时间；

t2——制动器制动力增长过程所需时间；

t1+t2——制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间，取t1+t2＝0.5； V——制动初速度，由表 取为50km/h。 1502?0.5?50?故制动距离S= 3.625.92?0.8?9.8 =19.25 m

我国试验路面??0.7 ，任意载荷，制动初速度50km/h时，紧急制动，要求制动距离要不大于20m，制动减速度不小于5.9 m/s2 。经过验证该制动器符合要求。

3.6 驻车制动计算

汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图3.6所示，

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