捷达轿车后轮制动器设计项目说明指导书.docx

太原科技大学机械工程学院 课程设计课程名称：捷达轿车后轮鼓式制动器设计 专 业：车辆工程 班 级：车辆121202 姓 名：梁快乐 学 号： 指导老师：赵富强 学 期：- 日 期：/12/28 摘 要多年来中国汽车市场快速发展，尤其是轿车汽车发展方向。然而伴随汽车数量增加，带来安全问题也越来越引发大家注意，而制动系统则是汽车主动安全关键系统之一。所以，怎样开发出高性能制动系统，为安全行驶提供保障是我们要处理关键问题。另外，伴随汽车市场竞争加剧，怎样缩短产品开发周期、提升设计效率，降低成本等，提升产品市场竞争力，已经成为企业成功关键。本说明书关键介绍了捷达轿车后轮鼓式制动系统设计。首先介绍了汽车制动系统发展、结构、分类，并对鼓式制动器和盘式制动器结构及优缺点进行分析。设计计算确定前盘、后鼓式制动器、制动主缸关键尺寸和结构形式。绘制出了后制动器装配图、制动鼓零件图和制动蹄零件图等。最终对设计出制动系统各项指标进行评价分析。另外在设计同时考虑了其结构简单、工作可靠、成本低等原因。经过此次设计计算结果表明设计出制动系统是合理、符合标准。其满足结构简单、成本低、工作可靠等要求。关键字：汽车；制动；鼓式制动器Abstract In recent years the rapid development of Chinas auto market, especially cars car development. However, with the increase in car ownership, safety problems are increasingly attracted attention, and the braking system is an important vehicle active safety systems in the world. Therefore, how to develop high-performance braking system, to provide protection for the safe driving is the main problem we have to solve. In addition, with increased competition in the automotive market, how to shorten the product development cycle, improve design efficiency, reduce costs, increase market competitiveness has become the key to business success. This manual describes the Jetta sedan rear drum brake system design. The first describes the development of automotive braking systems, structure, classification, and by drum brakes and disc brakes on the structure and analyze the advantages and disadvantages. Design calculations to determine the front disk, rear drum brakes, brake master cylinder of the main dimensions and structure. Drawn out of the rear brake assembly diagram, brake drum and brake shoe parts diagram parts chart. End of the braking system designed to evaluate the analysis of the indicators. Also taking into account in the design of its structure is simple, reliable, low cost factor. Through this design results show that the design of the braking system is reasonable, standards-compliant. Meet its simple structure, low cost, reliable requirements.Key words: car；braking；brake drum目录第1章 绪 论1.1制动器设计的意义51.2制动器研究现状51.3 鼓式制动器的简介51.4 鼓式制动器的组成固件61.5 鼓式制动器的工作原理61.6 鼓式制动器的产品特性71.7设计基本要求和整车性能参数7 第2章 鼓式制动器的选择2.1鼓式制动器形式方案分析82.2鼓式制动器82.3制动驱动机构的结构形式选择92.4简单制动系92.5动力制动系102.5.1气压制动系102.5.2气顶液式制动系102.5.3全液压动力制动系102.6鼓式制动器主要零部件的结构设计112.6.1制动蹄112.6.2制动底板112.6.3制动蹄的支承112.6.4制动轮缸112.7鼓式制动器整体方案分析112.8鼓式制动器装配注意事项13第3章 鼓式制动器的设计计算3.1捷达轿车的主要参数数值143.2车辆前后轮制动力的分析143.3前、后轮制动力分配系数的确定173.4制动器受力分析及最大制动力的确定183.4.1制动器受力分析183.4.2制动器最大制动力矩183.5制动鼓内径R及制动鼓壁厚度的选取193.5.1制动鼓壁厚的确定193.5.2.制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b203.5.3.摩擦衬片起始角213.5.4.张开力P的作用线至制动器中心的距离213.5.5.制动蹄支销中心的坐标位置是k与c213.5.6摩擦片摩擦系数21第4章 制动器主要零部件的结构设计4.1 制动鼓234.2 制动蹄234.3 制动底板234.4 制动蹄的支承234.5 制动轮缸244.6 制动器间隙24 第5章 校 核5.1制动器的热容量和温升的核算255.2 制动器的校核265.2.1摩擦衬片所受力的校核265.3驻车制动的计算265.3.1汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角275.3.2汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角27结 论28致 谢29 参考文献30 第1章 绪 论1.1制动器设计意义现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便交通运输工具就是汽车。汽车制动系是汽车底盘上一个关键系统,它是制约汽车运动装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动一个关键装置，是汽车上最关键安全件。汽车制动性能直接影响汽车行驶安全性。伴随公路业快速发展和车流密度日益增大,大家对安全性、可靠性要求越来越高，为确保人身和车辆安全,必需为汽车配置十分可靠制动器。此次毕业设计题目为捷达轿车后轮鼓式制动器设计。经过查阅相关资料，利用专业基础理论和专业知识，确定捷达轿车后轮鼓式制动器设计方案，进行部件设计计算和结构设计。使其达成以下要求：含有足够制动效能以确保汽车安全性；采取合理设计方案使制造简单经济；同时在材料选择上尽可能采取对人体无害材料。1.2制动器研究现实状况汽车在行驶过程中需要频繁进行制动操作，因为制动性能好坏直接关系到交通和人身安全,所以制动性能是车辆很关键性能之一，改善汽车制动性能一直是汽车设计制造和使用部门关键任务。当车辆制动时，因为车辆受到和行驶方向相反外力,从而使汽车速度逐步减小至零,对这一过程中车辆受力情况分析有利于制动器分析和设计,所以制动过程受力情况分析是车辆试验和设计基础,因为这一过程较为复杂,所以通常在实际中只能建立简化模型分析,通常大家关键从三个方面来对制动过程进行分析和评价:1、制动效能:即制动距离和制动减速度；2、制动效能恒定性:即抗热衰退性；3、制动时汽车方向稳定性；现在,对于整车制动器研究关键经过路试或台架进行,因为在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量,所以,多数相关传动系、制动系试验均经过间接测量得到。当汽车在道路上行驶,其车轮和地面作用力是汽车运动改变依据,在汽车道路试验中,假如能够方便地测量出车轮上扭矩改变,则可为汽车整车制动器性能研究提供更全方面试验数据和性能评价。1.3鼓式制动器介绍鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车。鼓式制动是早期设计制动系统，其刹车鼓设计19就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。现在鼓式制动器主流是内张式，它制动块(刹车蹄)在制动轮内侧，在刹车时候制动块向外张开，摩擦制动轮内侧，达成刹车目标。近三十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但因为成本比较低，仍然在部分经济类轿车中使用，关键用于制动负荷比较小后轮和驻车制动。1.4 鼓式制动器组成固件鼓式制动器旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄。制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转，外表面摩擦片压靠到制动鼓内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。 凡对蹄端加力使蹄转动装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置制动器称为楔式制动器。鼓式制动器比较复杂地方在于，很多鼓式制动器全部是自作用。 当制动蹄和鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大制动力将制动蹄压入鼓中。楔入动作提供额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用更小活塞。不过，因为存在楔入动作，在松开制动器时，必需使制动蹄脱离鼓。这就是需要部分弹簧原因。弹簧有利于将制动蹄固定到位，并在调整臂驱动以后使它返回。1.5鼓式制动器工作原理在轿车制动鼓上，通常只有一个轮缸，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蹄端，作用力相等。但因为车轮是旋转，制动鼓作用于制动蹄压力左右不对称，造成自行增力或自行减力作用。所以，业内将自行增力一侧制动蹄称为领蹄，自行减力一侧制动蹄称为从蹄，领蹄摩擦力矩是从蹄22.5倍，两制动蹄摩擦衬片磨损程度也就不一样。为了保持良好制动效率，制动蹄和制动鼓之间要有一个最好间隙值。伴随摩擦衬片磨损，制动蹄和制动鼓之间间隙增大，需要有一个调整间隙机构。过去鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器全部是采取自动调整方法，摩擦衬片磨损后会自动调整和制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超出一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到和调整齿下一个齿接合位置，从而增加连杆长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。轿车鼓式制动器通常见于后轮（前轮用盘式制动器）。鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于和驻车（停车）制动组合在一起，通常后轮为鼓式制动器轿车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上。这是一个机械系统，它完全和车上制动液压系统是分离：利用手操纵杆或驻车踏板（美式车）拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。1.6鼓式制动器产品特征优点：鼓式制动器造价廉价，而且符合传统设计。 四轮轿车在制动过程中，因为惯性作用，前轮负荷通常占汽车全部负荷70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，所以轿车生产厂家为了节省成本，就采取前盘后鼓制动方法。不过对于重型车来说，因为车速通常不是很高，刹车蹄耐用程度也比盘式制动器高，所以很多重型车至今仍使用四轮鼓式设计。缺点：鼓式制动器制动效能和散热性全部要差很多，鼓式制动器制动力稳定性差，在不一样路面上制动力改变很大，不易于掌控。而因为散热性能差，在制动过程中会聚集大量热量。制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂变形，轻易产生制动衰退和振抖现象，引发制动效率下降。另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定时调校刹车蹄空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内刹车粉。1.7设计基础要求和整车性能参数整车质量： 空载：1091kg 满载：1525kg质心位置： 质心距前轴距离：L1=1.236m 质心距后轴距离：L2=1.235m质心高度： 空载时：hg0=0.56m 满载时：hg=0.55m轴 距： L=2.471m满载后轴重: m=750kg车轮工作半径：300mm轮胎规格： 185/60R14 85H第2章 鼓式制动器选择 2.1鼓式制动器形式方案分析汽车制动器几乎全部是机械摩擦式，即利用旋转元件和固定元件两工作表面间摩擦产生制动力矩使汽车减速或停车。为愈加好实现制动，现代轿车大多采取了前盘后鼓设计方案。2.2鼓式制动器鼓式制动器是最早形式汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已经广泛用于各类汽车上。现代鼓式制动器分为以下几类：2.2.1领从蹄式制动器图2-1领从蹄式图所表示，若图上方旋向箭头代表汽车前进时制动鼓旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓旋转方向变为反向旋转，则对应地使领蹄和从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反方向旋转时总含有一个领蹄和一个从蹄内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。领蹄所受摩擦力使制动蹄压得更紧，即摩擦力矩含有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受摩擦力使制动蹄离开制动鼓趋势，即摩擦力矩含有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受法向反力减小。领从蹄式制动器效能及稳定性均处于中等水平，但因为其在汽车前进和倒车时制动性能不变，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、重型载货汽车前、后轮制动器及轿车后轮制动器。2.2.2双领蹄式制动器图2-2双领蹄式若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄制动器，则称为双领蹄式制动器。显然，当汽车倒车时这种制动器两制动蹄又全部变为从蹄故它又可称为单向双领蹄式制动器。图25(c)所表示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推进，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称部署，所以，两蹄对制动鼓作用协力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。双领蹄式制动器有高正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。这种结构常见于中级轿车前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴动轴负荷和附着力大于后轴，而倒车时则相反。2.2.3双向双领蹄式制动器图2-3双向双领从蹄式当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄制动器则称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。因为双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时制动性能不变，所以广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车前、后车轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动器用于驻车制动。2.2.4单向增力式制动器图2-4单向增力式单向增力式制动器图所表示：两制动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支承销上。因为制动时两制动蹄法向反力不能相互平衡，所以它居于一个非平衡式制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时制动效能很高，且高于前述多种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低。所以，它仅用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。2.3制动驱动机构结构形式选择依据制动力源不一样，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类型。而力传输方法又有机械式、液压式、气压式和气压-液压式区分。2.4简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上力作为制动力原。传输力方法有、又有机械式和液压式两种。机械式靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低，所以仅用于中、小型汽车驻车制动装置中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短(0.1s0.3s)，工作压力大(可达10MPa12MPa)，缸径尺寸小，可部署在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑，质量小、造价低。但其有限力传动比限制了它在汽车上使用范围。另外，液压管路在过分受热时会形成气泡而影响传输，即产生所谓“汽阻”，使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时(-25和更低时)，因为制动液粘度增大，使工作可靠性降低，和当有局部损坏时，使整个系统全部不能继续工作。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下货车和部分中型货车上。但因为其操作较沉重，不能适应该代汽车提升操纵轻便性要求，故目前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车上已极少采取。2.5动力制动系动力制动系是以发动机动力形成气压或液压势能作为汽车制动全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上力仅用于对制动回路中控制元件操纵。在简单制动系中踏板力和其行程间反百分比关系在动力制动系中便不复存在，所以，此处踏板力较小且可有合适踏板行程。动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系3种。2.5.1气压制动系气压制动系是动力制动系最常见型式，因为可取得较大制动驱动力，且主车和被拖挂车和汽车列车之间制动驱动系统连接装置结构简单、连接和断开均很方便，所以被广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必需采取空气压缩机、储气筒、制动阀等装置，使其结构复杂、粗笨、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压产生和撤消均较慢，作用滞后时间较长(0.3s0.9s)，所以，当制动阀到制动气室和储气筒距离较远时，有必需加设气动第二级控制元件继动阀(即加速阀)和快放阀。 2.5.2气顶液式制动系气顶液式制动系是动力制动系另一个型式，即利用气压系统作为一般液压制动系统主缸驱动力源一个制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动关键优点。因为其气压系统管路短，故作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故关键用于重型汽车上，一部分总质量为9t11t中型汽车上也有所采取。2.5.3全液压动力制动系全液压动力制动系除了含有通常液压制动系统优点外，还含有操纵轻便、制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采取制动力调整装置和防滑移装置，及可和动力转向、液压悬架、举升机构及其它辅助设备共用液压泵和储油罐等优点。但其结构复杂、精密件多，对系统密封性要求也较高，故并未得到广泛应用，现在仅用于一些高级轿车、大型客车和极少数重型矿用自卸汽车上。2.6鼓式制动器关键零部件结构设计2.6.1制动蹄制动蹄腹板和翼缘厚度，轿车约为3mm5mm。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴许可其磨损厚度较大，使用寿命增加，但不易更换衬片；铆接噪声较小。此次设计制动蹄采取材料为HT200。2.6.2制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件安装基体，应确保各安装零件相互间正确位置。制功底板承受着制动器工作时制动反力矩，所以它应有足够刚度。为此，由钢板冲压成形制动底板均只有凹凸起伏形状。重型汽车则采取可联铸铁KTH37012制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。此次设计采取45号钢。2.6.3制动蹄支承二自由度制动筛支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使含有支承销一个自由度制动蹄工作表面和制动鼓工作表面同轴心，应使支承位置可调。比如采取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(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上支承孔完好性并预防这些零件腐蚀磨损。含有长支承销支承能可靠地保持制动蹄正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一个压紧装置，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，以保持制动蹄正确位置。2.6.4制动轮缸制功轮缸为液压制动系采取活塞式制动蹄张开机构。轮缸缸体由灰铸铁HT250制成。其钢筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制开槽顶块，以支承插人槽中制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸工作腔由装在活塞上橡胶密封圈或靠在活塞内端面处橡胶皮碗密封。此次设计采取是HT250。2.7鼓式制动器整体方案分析图2-5捷达轿车鼓式制动器旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄，制动时制图2-5 捷达轿车后轮鼓式制动器图所表示捷达轿车后轮鼓式制动器基础结构及组成。制动器组成有以下多个部分：1、旋转部分：制动鼓 2、固定部分：制动底板 制动蹄3、张开机构：轮缸 4、定位调整：调整凸轮 偏心支承销制动蹄在促动装置作用下向外旋转，外表面摩擦片压靠到制动鼓内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。凡对制动蹄端加力并使制动蹄转动装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔等。以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置制动器称为楔式制动器。2.8鼓式制动器装配注意事项1、装配后总成应在8820Kpa,液压下工作连续3分钟强度和密封试验，在次时间内任何部位均不得渗漏，压力降不得大雨294Kpa。2、放气螺钉总成490-588Kpa气压下总成各部位应确保密封，当松开放气螺钉时，气体通畅无阻地从气孔冲出。3、总成在制动过程中不得发生渗油现象。4、制动鼓和摩擦片间隙应在0.2mm-0.5mm范围内。5、总成在正常装配和使用条件下应确保制动灵活轻便不得发生阻碍或卡死现象。第3章 鼓式制动器设计计算 3.1捷达轿车关键参数数值整车质量： 空载：1091kg 满载：1525kg质心位置： 质心距前轴距离：L1=1.236m 质心距后轴距离：L2=1.235m质心高度： 空载时：hg0=0.56m 满载时：hg=0.55m轴 距： L=2.471m满载后轴重: m=750kg车轮工作半径：300mm轮胎规格： 185/60R14 85H3.2车辆前后轮制动力分析汽车制动时，假如忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量惯性力矩，则任一角速度0车轮，其力矩平衡方程为: ,式中:制动器对车轮作用制动力矩，即制动器摩擦力矩，其方向和车轮旋转方向相反，Nm；地面作用于车轮上制动力，即地面和轮胎之间摩擦力，又称为地面制动力，其方向和汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。 令 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力，所以又称为制动周缘力。和地面制动力方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器结构型式、尺寸、摩擦副摩擦系数及车轮有效半径等，并和制动踏板力即制动系液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件限制，其值不可能大于附着力，即或 式中 轮胎和地面间附着系数； Z地面对车轮法向反力。当制动器制动力和地面制动力达成附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。以后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为和相平衡以阻止车轮再旋转周缘力极限值。当制动到=0以后，地面制动力达成附着力值后就不再增大，而制动器制动力因为踏板力增大使摩擦力矩增大而继续上升(见图3-1)。依据汽车制动时整车受力分析，考虑到制动时轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮法向反力Z1，Z2为：（1235+）7808.91N（1236）7136.09N 式中 G汽车所受重力； L汽车轴距；汽车质心离前轴距离；汽车质心离后轴距离； 汽车质心高度； g重力加速度； 汽车制动减速度。汽车总地面制动力为 式中 q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力；，前后轴车轮地面制动力。见图3-2由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 上式表明：汽车在附着系数为任意确定值路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力函数。当汽车各车轮制动器制动力足够时，依据汽车前、后轴轴荷分配，前、后车轮制动器制动力分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现情况有三种，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，显然是最终一个情况附着条件利用得最好。= （1） （2）式中 前轴车轮制动器制动力，；后轴车轮制动器制动力，；前轴车轮地面制动力；后轴车轮地面制动力；，地面对前、后轴车轮法向反力；G 汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；汽车质心高度。因所设计捷达轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车行使情况很好，尤其是高级公路高速要求，同时附着系数可选择(=0.7，则：=10461.5N 由式(1)、式(2)不难求得在任何附着系数路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充足利用条件。由式（2）得：/=由式（1）（2）得/= 2.904 （3）则=6859N,=3602.5N3.3前、后轮制动力分配系数确实定依据公式：=（L+hg）/L得：=（1235+0.7550）/2471=0.656式中 ：同时附着系数L：汽车重心至后轴中心线距离L：轴距hg:汽车质心高度3.4制动器受力分析及最大制动力确实定3.4.1制动器受力分析压力沿衬片长度方向分布规律除摩擦衬片因有弹性轻易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形影响，其它零件变形影响较小而忽略不计。捷达轿车后轮鼓式制动器是有两个自由度紧蹄摩擦衬片径向变形规律。将坐标原点取在制动鼓中心O点。坐标轴线经过蹄片瞬时转动中心A点。制动时，因为摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，一面顺着摩擦力作用方向沿支承面移动。结果使蹄片中心在O点，所以未变形摩擦衬片表面轮廓（EE线），就沿OO方向移动进入制动鼓内。显然，表面上全部点在这个方向上变形是一样在半径OB上任意点B变形就是BB线段，其径向变形分量是这个线段在半径OB延长线上投影，即BC线段。所以一样部分点径向变形为=BCBBcos考虑到=（+）90和BB= OO=，所以对于紧蹄径向变形和压力P为sin（+）=0.000819P Psin（+）式中，为任意半径O B和轴之间夹角；为半径O B和最大压力线OO之间夹角；为x轴和最大压力线OO之间夹角。也就是说，浮式蹄支承在任意斜支座面上时，其理论压力分布规律仍为正弦分布，但其最大压力点在何处，难以判定。3.4.2制动器最大制动力矩对于选择较大各类汽车，应从确保汽车制动时稳定性出发，来确定各轴最大制动力矩。当时，对应极限制动强度q，故所需后轴和前轴最大制动力矩为T=Z=（L1-qhg）rT=其中 q= = =0.67则 =15259.8（1236-0.670.55）300/2471=2242NM单个前轮制动器产生制动力矩为Fb1=/2=1121NM=1175.7N单个后轮制动器产生制动力矩为Fb2=/2=587.9Nmm3.5制动鼓内径R及制动鼓壁厚度选择3.5.1制动鼓壁厚确实定当输入力P一定时，制动鼓直径愈大，则制动力矩亦愈大，散热性能亦愈好。但直径D尺寸受到轮辋内径限制，而且D增大也使制动鼓质量增大，使汽车非悬挂质量增大，而不利于汽车行驶平顺性。制动鼓和轮辋之间应有相当间隙，此间隙通常不应小于2030mm，以利于散热通风，也可避免因为轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋尺寸即可求得制动鼓直径D尺寸。另外，制动鼓直径D和轮辋直径之比通常范围为：轿车 D=0.640.74货车 D=0.700.83捷达轿车轮辋为14in，得到=1425.4=355.6mm 表3-1轮辋直径/in1213141516制动鼓内径/mm轿车180200240260-货车220240260300320参考上表并结合实际情况，取D=0.65。得到制动鼓内径为230mm,所以制动鼓半径为115mm。制动鼓壁厚选择关键是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度改变并不大。通常铸造制动鼓壁厚：轿车为712mm，中、重型货车为1318mm。因为本设计对象是轿车，所以选择制动为10mm。3.5.2.制动蹄摩擦衬片包角和宽度b摩擦衬片包角可在=90120范围内选择，试验表明，摩擦衬片包角=90100时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小虽有利于散热，但因为单位压力过高将加速磨损。通常也不宜大于120，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。此次设计摩擦衬片包角取110。摩擦衬片宽度b较大能够降低单位压力、降低磨损，但过大则不易确保和制动鼓全方面接触。通常是依据在紧急制动时使其单位压力不超出2.5MPa条件来选择衬片宽度b。设计时应尽可能按摩擦片产品规格选择b值。另外，依据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总衬片摩擦面积随汽车总质量增大而增大，而单个摩擦衬片摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即 式中是以弧度(rad)为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。摩擦衬片摩擦面积A取200cm,衬片宽b为45mm。见表3-2；表3-2汽车类别汽车总质量m/t单个制动器衬片摩擦面积轿车0.91.51.52.51002002003003.5.3.摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角图3-4所表示。通常是将衬片部署在制动蹄外缘中央，并令。有时为了适应单位压力分布情况，将衬片相对于最大压力点对称部署，以改善制动效能和磨损均匀性。则=353.5.4.张开力P作用线至制动器中心距离在确保制动轮缸或凸轮能够部署于制动鼓内条件下，应使距离尽可能地大，以提升其制动效能。初步设计时可暂定左右。则=92mm3.5.5.制动蹄支销中心坐标位置是k和c图3-4所表示，制动蹄支销中心坐标尺寸k是应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可暂定c=0.8R左右。则c=92mm3.5.6摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅期望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力影响要小。不能单纯地追求摩擦材料高摩擦系数，应提升对摩擦系数稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值敏感性要求，后者对蹄式制动器是很关键。多种制动器用摩擦材料摩擦系数稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。通常说来，摩擦系数愈高材料，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材料。目前国产制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数=0.350.40已无大问题。所以，在假设理想条件下计算制动器制动力矩，取=0.3可使计算结果靠近实际。所以取=0.3。第4章 制动器关键零部件结构设计4.1制动鼓制动鼓应含有很好刚性和大热容量，制动时其温升不应超出极限值。制动鼓材料应和摩擦衬片材料向匹配，以确保含有高摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。中型，重型载货汽车和中型、大型客车多采取灰铸铁HT200或合金铸铁制造制动鼓；轻型货车和部分轿车则采取钢板冲压成形辐板和铸铁鼓筒部分铸成一体组合制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛应用；铸铁内鼓筒和铝合金也是铸到一起，这中内镶一层珠光体组织灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性全部很好，而且降低了质量。本设计采取制动鼓材料：铸铁内鼓筒和铝合金铸到一起.4.2制动蹄轿车和微型，轻型载货汽车制动蹄管饭采取T形型钢碾压或钢板冲压-焊接制成；大吨位载货汽车制动蹄则多采取铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄结构尺寸和断面形状应确保其刚度好，单小型车用钢板制制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄弯曲刚度小些，方便使制动蹄摩擦衬片和制动鼓之间接触压力均匀，所以使衬片磨损较为均匀，并可降低制动时尖叫声。制动蹄腹板和翼缘厚度，轿车约为3mm5mm；货车约为5mm8mm。摩擦片厚度，轿车多为4.5mm5mm。本设计制动蹄选择：T形45号钢制动蹄腹板厚度：5mm制动蹄翼缘厚度：5mm摩擦衬片厚度：5mm4.3制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件安装基体，应确保各安装零件相互间正确位置。制动底板承受着制动器工作时制动反力矩，所以它应该有足够刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行