毕业设计正文

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第1章绪论

1.1毕业设计研究的目的及意义

随着生活水平的提高和科技的迅猛发展，人们的生活节奏越来越快，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，因此人们对交通工具的快捷性要求也越来越高。为了应对高车速对人们的安全构成的威胁，许多法规对汽车的安全性提出了更高的要求，而汽车制动系统的工作可靠性成为其中至关重要的一个方面。

1.2毕业设计研究的内容

制动系的功用是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。一般制动器都是通过其中的固定元件施加制动力矩，使车轮的旋转角速度降低，同时通过车轮与地面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以达到这个车辆减速的目的。

制动系至少应有两个独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动用作强制行驶中汽车减速或停车，其驱动机构选择气压式；驻车制动用作是汽车可靠而无时间显示的停住在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动应采用机械式驱动机构而不用液压或气压的，以免其产生故障。驻车制动通常是阻止后轮运动，而鼓式制动器以内圆柱面为工作表面的内张型适宜用作驻车制动。

任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。

制动器作为汽车制动系的重要部件，其工作状况的好坏直接影响到制动系统的性能和行车的安全。鼓式制动器除了成本比较低之外，在可靠程度和安全程度上也比较好，还有一个好处，就是便于驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的乘用车，利用手操纵杆或驻车踏板拉紧钢拉索，操纵股市制动器的杆件扩展制动蹄，起到停车制动作用。是的汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧是制动蹄恢复原位，制动力消失。客车上应用鼓式制动器既满足了安全性要求又满足了经济性的要求。

1.3制动系的设计要求

1、应有足够的制动能力，且工作可靠；

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2、制动时不应当丧失操纵性和方向稳定性，且具有热稳定性良好； 3、操纵轻便，并具有良好的随动性； 4、制动噪声尽可能小；

5、摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命； 6、制动其间隙调整工作容易。

1.4国内外客车用制动系统的现状及发展趋势

现有的大客车制动系统通常采用气压制动（如图1.1），制动过程由驾驶员操纵制动踏板来控制双腔气制动阀进而控制前后储气筒内高压气体与制动气室的通闭，进而实现制动。这种制动方式使用广泛，但是前后制动系统的最大问题就是后轮制动响应时间过长，影响制动效能。

图1.1 典型的客车双回路气压制动系统示意图

在欧洲,越来越多的客车采用4轮盘式制动系统,并大有取代以往的鼓式制动器之势。鼓式制动器虽然常规制动效果好,但如果多次连续制动或下长坡制动,就会引起制动器温度迅速升高,对制动的有效性和制动器了制动风险。可以说4轮盘式制动器时能够有效地缩短制动距离,确保车本身带来的安全性有较大的影响,而是客车行业制动系统的发展方向。车辆行驶状态受控,让驾驶员在紧急制盘式制动器则有效地克服了鼓式制动客车上配装的防袍死制动系统则动时仍可以平稳转向,极大地降低车器的弊端,并且具有良好的热稳定性是采用电子方式自动探测前后轮负重辆制动时的安全隐患。和水稳定性,能够防止汽车跑偏,并及转动差异或轮胎抱死情况,及时分确保汽车稳

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定的制动效果,从而规避配最理想的制动力,从而在紧急是能够有效的缩短制动距离，确保车辆行驶状态受控，让驾驶员在紧急制动时仍可以平稳转向，极大的降低车辆制动时的安全隐患。

电制动系统逐渐应用到汽车上，戴姆勒克莱斯勒汽车公司已经把一种电制动系统-测控一体化制动系统-安装在奔驰乘用车上，它是一种功能强大的机电一体化的系统，在汽车运行中，系统感知制动踏板的动作，并把相关信息传递给控制单元，控制单元发出指令给执行器进行各车轮的制动，它可以根据制动踏板的加速度来识别驾驶员是正在进行紧急制动并作出迅速反应，缩短制动距离，这种系统会增加驾驶者的安全感和舒适感，使停车过程平顺。可以预见不久的将来会有更多的电制动系统得到装车应用。

在车辆模块化、集成化、电子化、车供能源的高压化的趋势驱动下，车辆制动系统也朝着电子化方向发展，很多汽车和零部件厂商都进行了电制动系统的研究推广，博世、西门子、特维斯等公司已经研制出一些实验成果，电制动系统必将取代传统制动系统，汽车底盘进一步一体化、集成化，制动系统性能也会发生质的飞跃。

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第2章鼓式制动器的结构形式及选择

鼓式制动器的结构形式有很多种，其主要结构形式如图所示：

图2.1 鼓式制动器简图

不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同；张开装置的形式与数量不同；制动时两块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

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差别，并使制动效能不一样。

2.1领从蹄式制动器

如图2.1（a）、（b）所示，若图上方的悬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），则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向会变为反向旋转，则相应的使领蹄与从蹄也就相互对调了。制动当制动鼓正、反方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2.1（a）、（b）可见：领蹄所受的摩擦力是蹄压的更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄;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，故又称为减势蹄。“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2.1（b）所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。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相等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂轴承承受制动时这种两蹄法向反力不能相互平衡的制动器又称为非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承产生附加的径向载荷，而且领蹄的摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，故磨损较从蹄的严重。

对于如图2.1（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄的位移相等。因此，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等；而作用于两蹄的张开力P1与P2则不相等，且必然有P1<牌P2。由于两蹄的法向反力N1=N2在制动鼓正、反两个方向旋转并制动时均成立，因此这种结构的特性，实际上也是平衡式的。其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为0.6-0.8.由于凸轮需要用气压驱动，因此，这种结构仅用在总质量等于或大于10t的货车和客车上。

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与倒退时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前后轮制动器及轿车的后轮制动器。

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2.2双领蹄式制动器

若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则成为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄，故又可称为单向双领蹄式制动器。如图2.1（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、制动轮缸等机件在制动底板上市制动底板中心做对称布置的，因此，两蹄对制动鼓作用的合力刚好相互平衡，故属于平衡式制动器。

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，使制动效能大大下降。这种姐都常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为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。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。

2.3双向双领蹄式制动器

双向双领蹄式制动器的机构特点是两蹄片浮动，用各有两个活塞的两轮缸蹄片。无论是前进或者是倒退制动，这种制动器的两块蹄片始终为领蹄，所以制动效能相当高，而且不变。由于制动器内设有两个轮缸，所以适用于双回路驱动机构。当一套管路失效后，制动器转变为领从蹄式制动器。除此之外，双向双领蹄式制动器的两蹄片上单位压力相等，因而磨损程度相近，寿命相等。双向双领蹄式制动器因有两个轮缸，故结构上复杂，且蹄片与制动鼓之间的间隙调整困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛的适用。如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。

2.4单向增力式制动器

单向增力式制动器的两蹄片各有一个固定支点，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。

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。这种制动器只有一个轮缸，故不适用于双回路驱动机构，另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄

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片间隙变得困难，汽车用其作为前轮制动器。

2.5双向增力式制动器

双向增力式制动器的两蹄片端部有一个制动时不同时使用的公用支点，支点下方有一轮缸，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。双向增历史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曾力式一样比较困难。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。

2.6鼓式制动器方案的确定

2.6.1制动效能因数

基本尺寸比例相同的各式鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系曲线，如图2.2所示。

图2.2 鼓式制动器效能因数与摩擦因数的关系

1—增力式制动器 2—双领蹄式制动器 3—领从蹄式制动器 4—盘式制动器 5—双从蹄式制动器

由图可见，增力式制动器的效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式次之，还有一种

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双从蹄式制动器的效能最低，估计少采用。而就工作稳定性来看，其名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最佳，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。制动器的效能并非单纯取决于根据制动器的机构参数和摩擦因数计算出来的制动器效能因数值，而且还受蹄与鼓接触部位的影响。制动器的效能因数越高，制动效能受接触情况的影响也越大，故正确的调整对高性能制动器尤为重要。 2.6.2本设计中鼓式制动器的优选

随着大型客车市场的竞争加剧，提高设计效率、提高制动性能，使制动系工作可靠发挥汽车高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性，降低成本等，已成为主要的竞争手段。因此，对客车制动系的设计要综合考虑。

考虑到制动器的效能因数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，大型客车的驱动方式为气压驱动。

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第3章制动器的主要参数及选择

3.1制动力与制动力分配系数

汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩f和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角速度w>0的车轮，其力矩平衡的方程式为

Tf-Fb re=0

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；

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，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反； Re——车轮有效半径令Ff*re=Tf

并称Ff为制动器制动力，它是在轮胎周缘客服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff与Fb的方向相反，当车轮角速度w>0时，大小亦相等，且Ff仅有制动器的结构参数所决定。即Ff取决于制动器的结构型式、结构尺寸。摩擦副的摩擦系数及车轮的有效半径等，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时，Ff和Fb均随之增大，但地面制动力Fb受附着条件的限制，其值不可能大于附着力Fφ，即

Fbmax=Fφ=Zφ

式中：φ——轮胎与地面间的附着系数

Z——地面对轮胎的法向反力

当制动器制动力Ff和地面制动力Fb达到附着力Fφ的值时，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相平衡以阻止车轮在旋转的周缘力的极限值。当制动车轮角速度w=0以后，地面制动力Fb达到附着力Fφ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Tr增大而继续上升。

根据汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为

Z1L=GL1+m*du/dt*hg

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对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为

Z2L=GL2-m*du/dt*hg

式中：Z1——汽车制动时水平地面对前轴车轮的方向反力

Z2——汽车制动时水平地面对后轴车轮的方向反力 L——汽车轴距

L1——汽车质心离前轴距离 hg——汽车质心的高度 G——汽车所受重力 m——汽车质量

du/dt——汽车制动减速度

图3.1 制动力与踏板Ftp的关系

若在附着系数为φ的路面上制动，前后轮均抱死，此时汽车总的地面制动力Fb等于汽车前后轴车轮的总的附着力Fφ，亦等于作用于质心的制动惯性力m*du/dt，即有

Fb=Fφ=Gφ=m*du/dt

取轮胎与地面间的摩擦系数φ=0.7，所以

du/dt=gφ=10*0.7=7

汽车总的地面制动力为

Fb=Fb1+Fb2=m*du/dt=Gq=115500N

式中：q——制动强度

Fb1，Fb2——前后轴车轮的地面制动力

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因此可求出前后轴车轮的附着力为

Fφ1=（G*L1/L+Fb*hg/L）φ=G/L（L1+qhgφ） Fφ2=（G*L2/L-Fb*hg/L）φ=G/L（L2-qhgφ）

上式表明：汽车在附着系数φ为任一确定值的路面上制动时，各轴车轮附着力即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，以及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3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

在上述3种情况中，第（3）种情况的附着条件利用得最好。

可得在附着系数φ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为

Ff1+Ff2=Fb1+Fb2=Gφ

Ff1/Ff2=Fb1/Fb2=（L2+φhg）/（L1-φhg）

式中：Ff1——前轴车轮的制动器制动力

Ff2——后轴车轮的制动器制动力 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——汽车质心离前后轴的距离 hg——汽车质心高度

由上式可知，前后车轮同时抱死时，前后轮制动器的制动力Ff1、Ff2是φ的函数。

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，如图所示

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图3.2 汽车的I曲线与?曲线

如果汽车前后轮制动器的制动力Ff1、Ff2能按I曲线的规律分配，则可保证汽车在任一附着系数φ的路面上制动时，均可使前后轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车的前后制动器制动力之比为一定值，并且前制动器制动力Ff1与汽车总的制动器制动力Ff之比来表明分配的比例，成为汽车制动器制动力分配系数?，即

?=Ff1/Ff=Ff1/（Ff1+Ff2）=（L2+φhg）/L=0.39

得前后轮制动器制动力分别为

Ff1=70427N Ff2=45073N

3.2同步附着系数

由上式可得

Ff2/Ff1=（1-?）/?

在图中为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?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φ=φ0=0.7，则称?线与I曲线交点处的辅助系数φ0为同步附着系数。对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数φ等于同步附着系数φ0的路面上，前后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同φ值得路面上制动时，可能有以下3种情况。

当φ<φ0时：?线位于I曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；

当Φ>φ0时：?线位于I曲线的上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后

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轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；

当φ=φ0时：制动时汽车前后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力

只有在φ=φ0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系利用率ε来表示，ε可定义为

ε=Fb/Gφ=q/φ

当φ=φ0时，q=φ0，ε=1，利用率最高。

3.3制动强度和附着系数利用率

前面的式子已分别给出了制动强度q和附着系数利用率ε的定义式，下面在讨论一下当φ=φ0.φ<φ0和φ>φ0时的q和ε。由

??L2??0hg LL1??0hg L1???求得

FB1?FB??Gq??G(L2??0hgq)

LG(L1??0hgq)

LFB1?FB(1??)?Gq(1??)?当???0时，FB1?F?1，FB2?F?2，故FB?G?，q??，??1。

当???0时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即

FB1?F?1，由上面的式子得：

FB?q?GL2?

L2?(?0??hg)L2?

L2?(?0??hg)??

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当???0时，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即

FB2?F?2，由上面的式子得：

FB?q?GL1?

L1?(???0hg)L1?

L1?(???0hg)??L1

L1?(???0hg)对于?值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内?不致过低，其?0值总是选的小于可能遇到的最大附着系数。因此在???0的路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。

3.4制动器最大制动力矩

由于选用的轮胎型号为11R22.5，子午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽279.4mm，滚动直径d=1143mm即轮胎在额定载荷时滚动直径，滚动半径为rr=572mm 制动器所产生的前后轮制动力矩，受车轮的计算力矩制约，即

Tf1?Tf1re?40284 Tf2?Ff2re?25782

3.5鼓式制动器的结构参数与摩擦系数

3.5.1鼓式制动器的结构参数 1、制动鼓内径D

输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，而且散热能力也越强。但D的增大受轮辋内径的限制。制动鼓和轮辋之间应保持足够的间隙，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，以减少制动时的温升。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。另外，制动鼓

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直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为

D/Dr=0.7-0.83

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，取D=440mm 2、摩擦衬片宽度b和包角?

实验表明，摩擦衬片包角?=90-100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。?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，而且将使制动作用不平顺，容易是制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120.本次设计取?=100.

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。衬片宽度尺寸去窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸去宽些，则质量打，不易加工，并且增加了成本。

制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=R?b。制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑Ap越大，制动时所受单位面子的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据国外统计资料来分析，单个车轮鼓式制动器的衬片的摩擦面积Ap随着汽车总质量的增加而增大，如下表：汽车类汽车总质量Ga（Kg）单个制动器总的衬片摩擦面积A（cm2）轿车 900——1500 1500——2500 货车及客车 1000——1500 1500——2500 2500——3500 3500——7000 7000——12000 100——200 200——300 120——200 150——250 250——400 300——650 550——1000

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第6章制动驱动机构设计

6.1制动驱动机构概述

制动驱动机构将来自驾驶员或其它力源的里传给制动器，使之产生制动力矩。汽车制动系的动力制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。机械式因其结构简单，成本低，工作可靠（故障少），还广泛的应用于中小型汽车的驻车制动装置中。

动力制动有：液压式、气压式和气—液综合式。整车质量小于5t的汽车，多选用液压式；在5t至8t之间的汽车多用带加刀器的液压式；总质量在8t以上的汽车则多用气压式。大吨位的载货车和高级轿车常用液压—气压综合式。

6.2制动驱动方式的选择

气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要的缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长，因而增加了空驶距离和停车距离，为此在制动阀到制动气室和贮气筒的距离过远的情况下，有必要加设气动的第二级元件——继动阀以及快放阀；管路工作压力低，一般为0.5~0.7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，且只能至于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。

本设计的大型客车总质量不超过16000kg，决定采用气压式制动驱动机构。

6.3制动气室及其计算

制动气室分为膜片式和活塞式两种。膜片式的结构简单，对室壁的加工精度要求

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不高，无摩擦副，密封性较好，但所容许的行程较小，膜片寿命也不及活塞式的。活塞式的制动气室，行程较长，推力一定，但有摩擦损失。

本设计选用活塞式制动气室。制动气室的工作面积为

A??4D2

式中：D——活塞或气缸直径

D?2a(P1?P2) ?hp式中：a/2——P1、P2对凸轮中心的力臂；

h——制动气室输出的推力对凸轮轴轴线的力臂；

p——制动气室的工作压力（制动踏板踩到底时，制动气室内最高气压为0.5-0.8MPa，本设计中取p=0.6MPa）。制动气室推杆的行程为

l??2h a式中：λ——行程储备系数，对于带有摩擦副的中间传动机构，取λ=2.2-2.4。

由于a=38mm，l>57mm，取l=60mm，λ取2.4，则得h=475mm。将以上数据代入上式得

D?将数据代入最开始的公式得

2?38?(27100?60600)?86mm

??475?0.6A??4?86?68mm2

制动气室的工作容积Vs可按下式计算：

Vs?Al?68?60?4080mm3

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结论

通过一系列的计算，设计出大客车的制动系前后轮均为鼓式制动器，并且是领从蹄式制动器，其动力机构为凸轮促动的双回路的气压制动。一下为所设计制动器的主要参数：制动鼓内径为440mm，

摩擦衬片的宽度为前轮，后轮为100mm，包角为120mm，摩擦衬片起始角为40，

制动器中心道张开力作用线的距离为176mm，制动蹄支撑点到制动器中心的距离为176mm。经校核，该制动系制动满足使用要求。

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参考文献

1．王望予汽车设计机械工业出版社 2．刘惟信汽车设计清华大学出版社 3．余志生汽车理论机械工业出版社 4．汽车设计手册机械工业出版社 5．汽车工程手册设计篇机械工业出版社 6．周允汽车百科全书机械工业出版社

7．《汽车工程》、《汽车技术》、《北京汽车》、《天津汽车》、《上海汽车》等期刊有关文章 8．GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》

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致谢

本设计及论文是在张平老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到最终的完成，张老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。同时还要感谢大学四年培养过我的大学和所有的老师，在此向你们致以诚挚的谢意和崇高的敬意！

在此，还要感谢同学们对我的支持和帮助，谢谢你们！

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根据D1?fhR1fhR2和D2?

c'(cos?1?fsin?1)?fR1c'(cos?2?fsin?2)?fR2其中取f?0.3,c'?178.54mm,h?a?c?176mm?176mm?352mm,?1?6.955?，那么

D1?fhR1?237.53mm

c'(cos?1?fsin?1)?fR1由于紧蹄与从蹄对称布置，所以R2?R1,?2??1 那么

D2?fhR2?106.45mm

c'(cos?2?fsin?2)?fR2制动器由两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即

Mu?Mut1?Mut2?F01D1?F02D2

用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出，即

F01?0.5MuD10.5MuF02?D2

现在知道了制动力矩与张开力的关系，下面计算鼓上的制动力矩。再设计汽车时，应满足最大制动力Fmax?F?（其中F?为附着力）。根据公式

F??G?

式中地面附着系数??0.7

F??G??115500N

由上文知：Fu1?45073N,Fu2?70427N，则单个后轮制动器制动力为

Fu1'?Fu1?22537N 2单个后轮制动力矩

Mu?Fu1'rr?12891N?mm

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式中，rr为车轮滚动半径。

现在计算凸轮张开力，

F01?F02?0.5Mu?27.1KND10.5Mu?60.6KND2

计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。自锁条件为

c'?(cos?1?fsin?1)?fR?0

如果f?c'cos?1，就不会自锁。9

R1?c'sin?1c'cos?1?0.787，0.3<0.787，

R1?c'sin?1因为f?0.3，

所以满足条件不会自锁。

可计算出领蹄表面的最大压力为

P1max?F01hR1?538.7KPa 2bR(cos?'?cos?\)?c'(cos?1?sin?1)?fR1?

4.3 S型凸轮气制动器因数的分析计算

领蹄制动器因数为

?????Nfhfa?c?f???BFT1???pb?1?fc?c?1?fc???b?R?k??从蹄的制动蹄因数为

????0.83 ????????Nfhfa?c?f???BFT2???pb?1?fc?c?1?fc???b?R?k??S型凸轮气制动器因数为

????0.31 ???BF?

4BFT1?BFT2?0.90

BFT1?BFT2 第 22 页

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4.4 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。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是汽车的机械能的一部分转变为能量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的过程。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及散逸到大气中就被制动器所吸收，致使制动器的温度升高。这就是所谓的制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片的磨损就越严重。

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

Wmm2。

双轴汽车的单个后轮制动器的比能量耗散率为

1?m(v?v2)e2??a1(1??)

22tA2式中：?——汽车回转质量换算系数；

Ma——汽车总质量；

m；v?18m； v1,v2——汽车制动初速度与终速度，s总质量2.5t以上的汽车取1s22t——制动时间，s；按下式计算

t?j——制动减速度，mv1?v2 js2

，计算时取j?0.6g；

A2——后制动器衬片的摩擦面积；

?——制动力分配系数。

在紧急制动动v2?0时，并可近似的认为??1。则有

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221?m(v?v2)We2??a1(1??)?1.8W2?1.82 mmmm22tA2因此满足要求。

磨损特性指标也可以用衬片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

Fu2?rrMu2Ff0???0.32N2 mmRARA式中：Mu——单个制动器的制动力矩；

R——制动鼓半径；

A——单个制动器的衬片摩擦面积。由于Ff0?0.32Nmm2?0.48Nmm2，因此满足要求。

4.5 制动器热容量和温升的核算

制动器的热容量和温升要满足系列条件：

(mdcd?mhch)?t?L

式中：md——制动鼓的总质量；

mh——与制动鼓相连的受热金属杆件的总质量； cd——制动鼓材料的比热容，对铸铁c?482JKg?K；

ch——与制动鼓相连的受热金属件的比热容；

?t——制动鼓的温升（一次由va?30km到完全停车的强烈制动，温升不应

h超过15?）；

L——满载汽车制动时由动能转化的热能，由于制动过程迅速，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

vL1?maa?

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2vL2?maa(1??)

2式中：ma——满载汽车总质量；

va——汽车制动时的初速度，取va?18ms；

?——汽车制动器动力分配系数

得满载汽车制动时后制动器的动能转化的热能L2为

L2?1630530J

得制动器的热容量和温升

(mdcd?mhch)?t?3243600?L2

故满足要求。

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第5章制动器主要零部件的结构设计与强度计算

5.1鼓式制动器主要零部件的结构设计

5.1.1制动鼓

制动鼓的材料多用灰铸铁，因灰铸铁耐磨，易于加工，并且单位体积的热容量大。制动鼓在工作载荷下将变形，使蹄鼓间单位压力不均且带来少许踏板行程损失。故变形后的圆柱度误差过大容易引起制动时的自锁或引起踏板振动，所以制动鼓应加肋条以提高刚度，加肋条的另一个目的是提高散热性能。制动鼓壁厚主要是从刚度、强度方面来考虑，一般铸造的制动鼓壁厚，轿车为7~12mm，中型以上货车客车为13~18mm。制动鼓在闭口一边可开小孔，用以检查制动器间隙。本车为大型客车，故制动鼓材料选取灰铸铁，制动鼓壁厚选取17mm。 5.1.2制动蹄

轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用T型钢碾压或用钢板焊接制成，中型客车的则多用铸铁或铸钢铸成，其断面有“工”字形，“山”字形和“门”字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为3~5mm，客车的为5~8mm，摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5~5mm，客车的则在8mm以上，制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易换衬片。铆接的噪声较小。对于液压制动的，制动蹄与制动分泵接触部分是做成带圆弧的平面，以便与活塞或分泵盖接触。另一端仍是在肋上打孔和蹄销相连或是二蹄用可调的螺钉连接。对于气压制动的，同凸轮接触的一端可以是经热处理过的平面，接触部分可以同蹄制成一体或另嵌一垫片，磨损后易于更换；也可以在蹄上装一滚轮，滚轮能提高制动效率。另一端则是与蹄销连接的孔，可以在孔内压入铜套或塑料套。

本设计制动蹄采用T型钢碾压或钢板冲压——焊接制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度取为8mm，摩擦衬片厚度为14.5mm，制动蹄和制动衬片之间铆接。制动蹄与凸轮接触处嵌一垫片，垫片与制动蹄用螺钉连接。 5.1.3制动底板

制动底板承受全部制动反力矩，故应由足够的刚度。为此，制动底板都冲压成凹

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凸起伏状。重型车则往往用铸造的制动底板座以代替压制的制动底板。

制动底板是除了制动鼓外制动器各零件的安装基体，因此还应保证各安装零件相互间的正确位置。 5.1.4制动凸轮

制动凸轮有三种形式：圆弧形凸轮、渐开线形凸轮和阿基米德线形凸轮。圆弧形凸轮形状简单，易于机械加工。但此种凸轮由于转动比是变化的，故当左右制动间隙不同，凸轮转角不同时，则作用于蹄片的力亦不同，从而增加了制动跑偏的可能性。渐开线形凸轮的转动是不变的，因此可以减少制动跑偏的现象。这种凸轮对气驱动的制动器是比较适宜的。但是大量生产中凸轮外形皆为拉力拉削制成，而渐开线形拉力制造工艺较复杂，且不易检查。阿基米德螺线形凸轮的转动比是随着转角的增加而减少的。这种凸轮对气驱动的制动器是比较适宜的，因其不需要借助传动比的增加来加大对蹄的作用力。同时，由于其传动比的变小，则使左右制动器因间隙不同，凸轮转角不同而出现的制动转矩不同之现象亦较小。这种凸轮的加工较圆弧形凸轮要稍复杂，而比渐开线形凸轮容易。

凸轮式张开机构的凸轮极其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴可由锻铸铁或球磨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动地板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号制造并高频淬火。 5.1.5摩擦材料对汽车摩擦材料要求：

1、具有高而稳定的摩擦系数，热衰退应当较为缓和。不能再温度升到某一数值后摩擦系数卓然下降。 2、耐磨性好 3、吸水性和吸油率低

4、有较高的耐挤压强度和冲击强度 5、制动时不产生噪声和臭气本设计采用无石棉摩擦材料。

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5.1.6制动器间隙的调整方法及相应机构

制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。鼓式制动器的设定间隙为0.4mm。

采用凸轮张开装置时，制动器的工作间隙调整通过转动凸轮相对于臂的位置来实现，而臂的位置则保持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的蜗轮蜗杆副来实现的。

5.2 鼓式制动器主要零部件的强度计算

5.2.1制动凸轮轴的计算

当汽车制动时，凸轮轴承受转矩作用。其危险断面在花键轴处，现对花键轴的内径进行抗扭强度验算：