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1、第四章制动器结构设计5.1 制动器主要结构参数的选取5.1.1 制动鼓直径 D 或半径 R 的选取设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径，见表 5-1轮辋直径/in121214151620,22.5制动鼓 最大内 径/mm轿车180200240260货车、客 车220240260300320420据任务书给定数据，轮辋直径为20in,可初步选取制动鼓最大内径为420mm.5.1.2 制动蹄摩擦衬片的包角？及宽度？的选取试验表明，摩擦衬片包角6在90-100之间时，磨损最小，制动鼓温度最低， 制动效能最高。减小6 角，有利于散热，但单位压力增大，磨损加剧。6 角过大 将使制动作用不平顺，容易使制动
2、器发生自锁。因此初步选取摩擦片包角为 100.5.1.3摩擦衬片起始角6。一般村片均布于制动蹄中央，使6。=No6 / 2。 根据？值为 100，可得 6。为 40。有时，应单位压力的分布，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。5.1.4制动器中心到张开力Fo作用线的距离。在保证制动鼓内轮缸和制动 凸轮能够布置的条件下,a应尽可能大，以提高制动效能。初步设计时定为a=o.8R 左右。5.1.5制动蹄支承点位置座标k和c。如图5-1,在保证两蹄支承毛面互不干涉的条件下，k应尽可能小，以使尺寸c尽可能大。初步设计可取c=o. 8R左右。代入得？5.1.6 摩擦片的摩擦系数根
3、据参考文献【1】，领从蹄式制动器的摩擦片系数f 一般在0.3-0.35之间， 当f增大到一定值时，由于自行增势作用易导致自锁。通常取f = o. 3可使计算 接近实际值。5.2 凸轮张开力的确定及蹄自锁性校核5.2.1张开力P1与P2的确定 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩卩幵，在摩擦衬片表面上取一横向单元Tf1面积，并使其位于与yi轴的交角为a处，单元面积为bRds。其中b为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，da为单元面积的包角，如图4-1所示。图制动力矩的计算用简图由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：d
4、N 二 qbRda = q bR sin oda(5_1)max而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为dT = dNfR = q bR2 f sin adaTfmax在由a至a区段上积分上式，得T = q bR 2 f (cosa- cosa)(5_2)Tf max当法向压力均匀分布时，dN = q bRdapT = q bR2f (a-a)(5-3)Tf p由式(46)和式(47)可求出不均匀系数A = (aa)/(cos a- cos a)式(46)和式(47)给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力p计算制动力矩T的方法则更为方便。Tf1增势蹄产生的制动力矩T可表达如下：T
5、f1T = fN p(5-4)Tf 11 1式中 N 单元法向力的合力；1P 摩擦力抓、的作用半径(见图5-3)。如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(1746)算出蹄的制动力矩。张开力计算用简图为了求得力N与张开力P的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式: 11P cosa + S N (cos6 + f sin6 )二 01 01 x1 1 1(5-5)Pa S C+ fp N 二011 x1 1式中 x轴与力N的作用线之间的夹角；1 1 1S支承反力在x1轴上的投影。1x解式(49)，得N = hP /c(cos6 + f sin6 ) fp (5-6)1 1 1 1 1对于
6、增势蹄可用下式表示为T = Pfhp /C(cos6 + f sin6 ) fp = PB(5-7)Tf 1111111 1对于减势蹄可类似地表示为T = P fhp /c(cos6 f sin6 ) + fp = PB(5-8)Tf 2222222 2为了确定片，P 2及6 ，6 2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见图38)看作是它投影在x轴和y轴上分量dN和dN的合力，则根据式(5-5)有：11x xN =Ja dNsina = q bRa siwada = q bR(2p sin2a + sin2a)/4(5-9)x amax &maxN =Ja dN cosa = q bR 卜
7、sin2a cosada = q bR(2a cos2a)/4(5-10)y a，maxamax因此N6 = arctan(r) = arctan(cos 2a - cos 2a )/(2卩 - sin 2a + sin 2a)Nx式中 =a a。根据式(5-2)和式(5-4)，并考虑到N = ：N 2 + N 21xy则有p = 4 R (cos a cos a )/、”： (cos 2a cos 2a )2 + (2 卩一 sin 2a + sin 2a )2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a 和a 同,显然两种蹄的6 和 p 值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓
8、上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即T 二T +T 二PB +PBfTf 1Tf 21 1 2 2对于凸轮张开机构，其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P 二 0.5T / B1 f 1P 二 0.5T / B2 f 2其中Tf前单=0.5Tflmax;Tf后单=Tf2max；且前、后制动器Bl, B2均相等。代入上式 计算得到前、后轮pl、p2分别是：pl 前=? N, p2=N, p1=N, p2=N5.2.2 检查制动自锁 计算蹄式制动器时,必须检查蹄有无自锁的可能,由式（5-2）得出自锁条件。当该 式的分母等于零时,蹄自锁：c(cos6 + f sin6 ) - f
9、p = 0(5-11)ll l,“ c cos6如果式f 1（5-12）p - c sin 611成立,则不会自锁。c cos6已选f=0.3，计算得到k=?，即式（5-12）成立，制动蹄不会自锁。p - c sin 6115.3 摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算 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
10、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/mm2。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1 6m （v2 - v2）e =a_1 2 P1 22tA11 6m (v2 - v2)a 1222tA(1-P)5-13)式中 5汽车回转质量换算系数；m 汽车总质量； aV, v2 汽车制动初速度与终速度，m/s；计算时轿
11、车取铃=100km/h（27.8m/s）； 总质量3.5t以下的货车取V=80km/h（22.2m/s）；总质量3.5t以上的 货车取V=65km / h（18m / s）；j制动减速度，m/ s2,计算时取j=0. 6g；t制动时间，s；舛，A2前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积；0 制动力分配系数。取制动初速度V =22.2m/s，代入数据算得e1= ?W / mm2 ,e2= ?W / mm2。依参考文献【4】鼓式制动器的比能量耗损率以不大于1.8W/mm2为宜。根据计 算所得，前、后制动器的比能量耗散率均符合规定。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
12、位衬片（衬块）面积的滑磨功即比滑磨功L，来衡量：62)式中 m 汽车总质量， kg；av 汽车最高车速， m/s； a m a x车轮制动器各制动衬片（衬块）的总摩擦面积， cm；L 许用滑磨功，对轿车取L = 10001500J / cm2；对客车和货车取L = 600800J/cm2。f取V 1=22.2m/s，代入数据算得比滑磨功L =? L（5-15）d d h h式中： m 各制动鼓（盘）的总质量；dm 与各制动鼓（盘）相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳h体等）的总质量；c 制动鼓（盘）材料的比热容，对铸铁c=482J/（kg K）,对铝合金dc=880J / （kg K）
13、；c 与制动鼓（盘）相连的受热金属件的比热容；hAt 制动鼓（盘）的温升（一次由v =30km/h到完全停车的强烈制动,a温升不应超过15C）；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v2L = m a B1 a 2L = m （1 0 ）（5-16）2 a 2式中 m 满载汽车总质量；av 汽车制动时的初速度，可取V二V ；aaa max0 汽车制动器制动力分配系数。估算得m =? kg,m =?kg,L1+L2=?d h 15.5 制动器主要零件的结构设计与强度计算5.5.1 制动
14、器主要零件的结构设计5.5.1.1 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。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。本设计选 取价格便宜、经济适用的灰铸铁制造。如图5-4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712mm,中、重型货车为1
