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1、第一章 制动参数选择及计算第一节 汽车参数（符号以汽车设计为准）制动器设计中需要的重要参量：汽车轴距： L=1370mm车轮滚动半径： r r =295 mm汽车满载质量： ma=4100Kg汽车空载质量： mo=2600Kg满载时轴荷的分配： 前轴负荷39%，后轴负荷61%空载时轴荷的分配： 前轴负荷47%，后轴负荷53%满载时质心高度： hg =745mm空载时质心高度： hg=850mm质心距前轴的距离： L1 =835mm L1=726mm质心距后轴的距离： L2 =535mm L2=644mm对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率
2、、最大制动力矩与制动因数等。第二节 制动器的设计与计算一 制动力与制动力矩分配系数0 水平路面满载行驶时,前、后轴的负荷计算 对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8Nkg) 前轴的负荷F1=Ga(L2-hg)/(L-hg)=3830.8N 后轴的负荷F2=GaL1/(L-hg)=36349.2N - 附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6 轴荷转移系数： 前轴：m,1= FZ1/G1=0.24 后轴：m,2= FZ1/G2=1.48 1、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时,地面对前后车轮的法向反作用力（满载）FZ1= (L2+)=4100
3、9.81.370（0.535+0.60.745）=28800.55NFZ2= (L1-)=41009.81.370（0.8350.60.745）=11379.45N 式中： G- 汽车所受重力； L- 汽车轴距； -汽车质心离前轴距离；L-汽车质心离后轴距离；-汽车质心高度；g -重力加速度；(取9.80Nkg)2 （汽车理论8,22） 汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度0的车轮，其力矩平衡方程为M-FbRe=0 （4-2）式中：M-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，Nm；Fb-地面作用于车轮上的制动力，即地面与
4、轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；Re-车轮有效半径，m令 FB= M/Re并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。FB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FB仅由制动器的参数所决定，即FB取决于制动器的结构形式、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。当增大踏板力以增大M时，FB和Fb均随之增大，但地面制动力受附着条件的限制其值不可能大于附着力F，（汽车理论22）地面对轮胎切向反作用力的极限值称为附着力F Fb F= FZ (4-3) Fbmax
5、= F= FZ (4-4)式中 ： -轮胎与地面的附着系数（汽车理论22页）；FZ -地面对车轮的法向反力；(1) 前轮 ：Fb1F1=Fz1=28800.550.6=17280.33N Fb1max=F1= Fz1=28800.550.6=17280.33N (20后轮： Fb2F2= Fz2 =11379.450.6=6827.67N Fb2max=F2= Fz2=11379.450.6=6827.67N当制动器的制动力FB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M即表现为静摩擦力矩Mf，而FB= M/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
6、，当制动力车轮角速度=0以后，地面制动力Fb达到附着力 F值后就不再增大，而制动器的制动力FB由于踏板力FD的增大使摩擦力矩Mf增大而继续上升，如图4-2所示图4-2制动器制动力、地面制动力与踏板力的关系3、制动器制动力分配系数（汽车理论110页）（1）分配系数=FB1/FB (4-7)FB1/ FB2=(L2+hg)/ (L2-hg) (4-8)FB= FB1+ FB2 (4-9)可得=FB1/FB= FB1/（FB1+ FB2 ）=(L2+hg)/( L2+hg+ L1-hg)=(L2+ hg)/L (4-10)即：=L2/L+hg/L (4-11)其中 L1=835mm L2=535mm
7、 L=1370mm hg=745mm 取=0.6 得到 =L2/L+hg/L=(535+0.6745)1370=0.72（2）同步附着系数 0=（L-L2）/ hg (4-12) =(13700.72535)745=0.61将0=0.61代入式(4-5)得FZ1，= (L2+0)=41009.81.370（0.535+0.610.745）=29328.4670.989=29005.85NFZ2，= (L1-0)=41009.81.370（0.8350.610.745）=29328.4670.381=11174.15N 在同步附着系数前后轮同时抱死的路面上行驶时所得到的地面制动力前轮 ：Fb1F
8、1=Fz10 Fb1max=F1= FZ1，0=29005.850.61=17693.57N 后轮： Fb2F2= Fz2 0 Fb2max=F2= Fz2，0=11174.150.61=6816.23N第三节 鼓式制动器的主要参数及其确定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。1制动鼓内径D输入入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 图1-8 鼓式制动器的几何参数但增大D(图18)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。制动鼓直径与轮
9、辋直径之比的范围如下： 乘用车 DDr=0.640.74货车： DDr=0 .700 .83制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZB T24 D0589制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。 图1-8 鼓式制动器的主要几何参数依据车轮型号：6.5-10 于是， 得轮辋直径Dr Dr =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm）取 DDr=0 .8 3 则制动鼓内径直径 D=0.83x Dr=0.83x254=210.82mm参照中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 取 D=220mm2摩擦村片宽度b和包角摩擦村片宽度尺寸b的选取对
10、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。制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rb.制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap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。试验表明，摩擦衬片包角=90100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。取 =100 衬片宽度b较大可以减少
11、磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列结合课本教材汽车设计王望予264页表8-1扫路车总质量4100千克，对于（3.57.0）t的商用车，单个制动器总的摩擦面积Ap为（300650）cm2,这里取取 b=90mm 3.摩擦衬片起始角 一般将衬片布置在制动碲的中央，即令=90。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，以改善磨损均匀性和制动效能。此设计中 令=90=90=404.制动器中心到张开力作用线的距离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87)尽可能大，
12、以提高制动效能。暂定 e=0.8R=0.8x110=88mm5.制动蹄支承点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小(图87)。暂定 a=0.8R=0.8x110=88mm6. 摩擦片摩擦系数 摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，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0.30.5，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。所以在制动器设计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00.40已无大问题。本设计取=0.3。第四节 制动器的设计与计算（一 ）（汽车设计268页）考虑到OAlOB1=R=110mm a=88mm （汽车设计266页图8-8 268页图8-9 汽车设计264页图8-7）（cos=88110=0.8 角度为370R=110mm =100 =400 =1800-370 =3 0=+=103（1）不均匀系数 =（）(cos-cos)=1030
