某輕型貨車鼓式制動器設計含三維CATIA模型
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目 錄
摘要 4
Abstract 5
1 前言 6
1.1設計的目的和意義 6
1.2國內外發展概況及存在意義 7
1.3設計的指導思想 7
1.4設計需達到的目的 8
2 制動器的結構選擇及方案分析 9
2.1制動器的結構形式的選擇 9
2.2鼓式制動器按蹄的屬性分類 10
2.2.1領從蹄式制動器 10
2.2.2單向雙領蹄式制動器 11
2.2.3雙向雙領蹄式制動器 11
2.2.4單向增力式制動器 11
2.2.5雙向增力式制動器 12
3 制動系的主要參數及其選擇 14
3.1制動力與制動分配系數 14
3.2同步附著系數 19
3.3制動器的最大制動力矩 21
3.4鼓式制動器的結構參數與摩擦系數 22
3.4.1制動鼓內徑D 22
3.4.2制動蹄摩擦襯片的包角β及寬度b 23
3.4.3摩擦襯片起始角β0 25
3.4.4襯片摩擦系數f 25
3.4.5制動器中心到張開力P作用線的距離a 25
3.4.6制動蹄支承點位置坐標k和c 25
4 制動器的設計計算 26
4.1制動器因素計算 26
4.2制動蹄片上的制動力矩 27
4.3制動蹄摩擦片的壓力分布規律 31
4.4摩擦襯片的摩擦特性計算 33
4.5制動器的熱容量和溫升的核算 34
4.6行車制動效能計算 35
4.7駐車制動計算 37
5 制動器主要零件的結構設計 38
5.1制動鼓 38
5.2制動蹄 39
5.3制動底板 39
5.4制動蹄的支承 40
5.5制動輪缸 40
5.5.1制動輪缸直徑與工作容積 40
5.5.2制動輪缸的活塞寬度 42
5.5.3制動輪缸筒的壁厚 42
5.6制動器間隙的調整方法及相應機構 42
5.7制動摩擦襯片 43
5.8制動主缸 44
5.8.1制動主缸直徑與工作容積 44
5.8.2制動主缸活塞寬度 45
5.8.3制動主缸筒的壁厚 45
5.9制動踏板力與踏板行程 46
5.10制動蹄支承銷剪切應力計算 48
5.11主要零部件的加工工藝 49
5.11.1制動鼓 49
5.11.2摩擦襯片 49
5.12工藝尺寸鏈的計算 50
6 三維建模 51
結論 55
總結與體會 56
謝辭 57
參考文獻 58
某輕型貨車鼓式制動器設計
摘 要
制動系統在汽車安全行駛中起著舉足輕重的作用，如果失效將會造成嚴重的后果。制動系統的主要部件就是制動器，在現代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的鼓式制動器。
本設計是在參考車型SC1026DAN4輕型載貨汽車的基礎上，對制動器進行的一系列設計。制動器的選擇是經查閱資料并考慮到制動效能及穩定性等因數后，選擇了領從蹄式制動器。其中根據參考車型的整車參數和技術要求，確定制動器的結構形式及制動器主要參數，然后計算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、制動效能因數、耐磨損特性、制動踏板力與踏板行程、制動溫升以及對制動器相關部件的校核等，并在此基礎上進行制動器主要零部件的結構和布置設計。最后，繪制其裝配圖和零件圖。
關鍵詞：汽車，鼓式制動器，制動力矩，制動效能因數
The design of drum brake for a light truck
Abstract
Braking system plays an important role in vehicle safety driving, and if it failed, will cause serious consequences. The main components of the braking system is the brake, drum brakes witch has high brake efficiency is still widely used in modern cars.
This design is based on the reference models SC1026DAN4 light truck, and has a series of design for the brake. The choice of the brake is after checking the data and considering the braking efficiency and stability factor, and then chose the collar shoe brake. Which according to the vehicle parameters and technical requirements for the reference model to determine the brake structure and main parameters of the brake, and then calculate the brake braking torque, the pressure distribution on the brake shoes, brake effectiveness factor, wear-resistant features, system pedal force and the pedal stroke, brake and brake temperature checking and other related components, and then structural design and arrangement of the main components of the brake. Finally, draw its assembly drawings and part drawings.
Key words：cars, drum brakes, brake torque, braking efficiency factor
1 前言
1.1 設計的目的和意義
隨著社會的進步，汽車已成為日常生活工作中重要的工具，在人們經濟生活中有重要的作用。但汽車的增多，造成的交通意外也隨之增多。除人為緣故外，在由車輛本身質量問題造成的事故中，制動系統故障造成的高達事故總數的45%。所以，提高它的設計制造水平具有很重要的意義。
近年來，國內外對汽車制動系統的研究與改進的大部分工作集中在通過對汽車制動過程的有效控制來提高車輛的制動性能及其穩定性，如ABS技術等，而對制動器本身的研究改進較少。然而，對汽車制動過程的控制效果最終都須通過制動器來實現，現代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實際工作性能是整個制動系中最復雜、最不穩定的因素，因此改進制動器機構、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。
表1.1 鼓式制動器與盤式制動器優缺點比較[1]
優點
缺點
鼓
式
制
動
器
非常高的制動效能因數
制動效能的穩定性較差
具有多種不同性能的可選結構型式
摩擦副的壓力分布均勻性也較差
制動效能因數的選擇范圍很寬
襯片磨損不均勻
可設計性強
摩擦副局部接觸，易使制動器制動力矩發生較大的變化
對各種車的制動性能要求適應面寬
盤
式
制
動
器
制動效能穩定性和散熱性好
摩擦副的工作壓強和溫度高
摩擦副的壓力分布較均勻
制動效能因數很低
對摩擦材料的熱衰退較不敏感
制動盤易被污染和銹蝕
結構較簡單
作后輪制動器時不易加裝駐車制動機構
維修較簡便
所以，如今汽車上急切地需要一種克服這些不足之處的先進制動器，它不僅可以完全發揮鼓式制動器制動效能因數高的優點，同時具有盤式制動器摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩定等優點。
1.2 國內外發展概況及存在的問題
目前很多發動機排量較小的中低檔車型，其制動系統大多采用“前盤后鼓式”，比如常見的大眾捷達、長安鈴木奧拓、東風悅達起亞千里馬以及上海通用賽歐等。另外，鼓式制動器還用在一系列貨車上。所以，鼓式制動器的設計制造水平很重要。鼓式制動又叫塊式制動，是因為制動塊在壓緊輪來實現減速制動的。鼓式制動器是早期設計的制動系統，還沒有出現盤式制動器時，已廣泛用于各類汽車上。
另外，近年來則出現了一些全新的制動器結構形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器等。對于關鍵磁性介質——磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景[2]。
長期以來，要盡量發揮鼓式制動器的重要優點，一直在進行克服其缺點的研究和技術改造，尤其是針對制動器在工作過程和性能計算分析的研究。這些工作針對的重點是制動器結構和在實際使用過程因素條件下對制動器的效能及其穩定性等的影響。最后，取得了一些重要的研究成果，得到了一些有可行性以及有用的改進措施，從而對于制動器的性能也有了一定程度的提高。
1.3 設計的指導思想
汽車的制動系統種類形式多樣，傳統的結構型式有機械式、氣壓式、液壓式、氣液混合式。它們的工作原理大體都一樣，都是通過制動裝置，在工作時發生的摩擦熱來慢慢消耗車輛的動能，以至車輛制動減速，或停車。制動器是制動系的主要組成部分，而鼓式制動器包括領從蹄、雙領蹄、雙從蹄、雙向自增力型等不同的結構型式[2]。
鼓式制動器的設計計算是汽車設計工作的主要內容之一，它也是在汽車行駛過程中比較容易損耗的一個部分。本次設計中，需要根據設計車型的特點，查找大量的圖書、文獻資料等信息，進行鼓式制動器的結構方案設計，提高制動器的工作性能等。
1.4 設計需達到的目的
根據參考車型的特點，合理計算該車型制動系統制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結構形式及選擇、鼓式制動器主要參數的計算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計算與校核，完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設計合理性的分析和評價等。
經過整理已經有的設計，然后瀏覽大量文獻，來熟悉機械設計的基本步驟和要求，以及機械制圖的步驟和標準；掌握鼓式制動器總成的相關設計方法，鞏固汽車設計相關知識；精通AUTO CAD，CATIA等制圖軟件來進行基本的建模和制圖，同時提高分析問題及解決問題的能力。然后，將各種設計方法相互融合，對于不同的設計內容分別使用不同的設計方法，來達到該設計過程的方法優化、設計結果精益求精的效果。
2制動器的結構選擇及方案分析
汽車制動器幾乎都是機械摩擦式的，即利用旋轉元件和固定元件兩個工作表面間的摩擦產生的制動力矩來使汽車減速或停車。
2.1 制動器的結構型式的選擇
不同形式鼓式制動器的主要區別有：（1）蹄片固定支點的數量和位置不同；（2）張開裝置的形式和數量不同；（3）制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄的數量有差別，并使制動效能不一樣。按制動蹄張開時其和制動鼓的轉動方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開時的轉動與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。
鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。
圖2.1 鼓式制動器簡圖
（a）領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）單向雙領蹄式；
（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式
2.2 鼓式制動器按蹄的屬性分類
2.2.1 領從蹄式制動器
如圖2.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉箭頭代表汽車前進時的制動鼓的旋轉方向（制動鼓正向旋轉），則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向改變，變為反向旋轉，隨之領蹄與從蹄也就相互對調。這種當制動鼓正，反向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器，稱為領從蹄式制動器。由圖2.1（a），（b）可見，領蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。
領從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式（見圖2.1（a）），鍥塊式，曲柄式和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的（見圖2.1（b））。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅動，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅動。當張開裝置中的制動凸輪和制動鍥塊都是浮動的時，也能保證兩蹄張開力相等，這時的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。
根據支承結構及調整方法的不同，領從蹄鼓式液壓驅動的車輪制動器又有不同的結構方案，如圖2.2所示
圖2.2 領從蹄式制動器的結構方案（液壓驅動）
（a）一般形式；（b）單固定支點；（c）雙固定支點；（d）浮動蹄片；
領從蹄式制動器的效能及穩定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故仍廣泛用作貨車前、后輪以及轎車后輪制動器[3]。
2.2.2 單向雙領蹄式制動器
當汽車前進時，若兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙領蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變為從蹄，因此，它又稱為單向為單向雙領蹄式制動器。如圖2.1（c）所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄，制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心為對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。
該制動器有高的正向制動效能，但倒車時變為雙從蹄式，使制動效能大減。中級轎車的前制動器常用這種形式，這是由于這類汽車前進制動時，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反。
2.2.3 雙向雙領蹄式制動器
當制動鼓正向和反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙向雙領蹄式制動器。如2.1（d）所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，它屬于平衡式制動器。當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側活塞或其他張開裝置的兩側均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內圓柱面上。由于這種這種制動器在汽車前進和倒退時的性能不變，故廣泛用于中，輕型載貨汽車和部分轎車的前，后輪。但用作后輪制動器時，需另設中央制動器。
2.2.4單向増力式制動器
如圖2.1（e）所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。當汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉過一小角度，進而經頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領蹄，而且經頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2-3倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。
雖然這種制動器在汽車前進制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器。
2.2.5 雙向増力式制動器
如圖2.1（f）所示，將單向増力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動器。對雙向増力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為増力式制動器。雙向増力式制動器也是屬于非平衡式制動器。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正，反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時不會產生高溫，因而熱衰退問題并不突出。
上述制動器的特點是用制動器效能，效能穩定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。増力式制動器效能最高，雙領蹄式次之，領蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動蹄的效能最低，故極少采用。而就工作穩定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。摩擦系數的變化是影響制動器工作效能穩定性的主要因素。
還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構形式，結構參數和摩擦系數有關，也受到其他有關因素的影響。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時輸出的制動力矩最??；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數或簡稱為制動器因數BF來衡量，制動器因數BF可以用下式表達：
(2.1)
式中，fN1、fN2—制動器摩擦副間的摩擦力，見圖2.1；
N1、N2—制動器摩擦副間的法向力，對于平衡式鼓式制動器相等；
f—制動器摩擦副的摩擦系數；
P—鼓式制動器的蹄端作用力，見圖2.1。
基本尺寸比例相同的各種內張型鼓式制動器的制動因數BF與摩擦系數f之間的關系如圖2.3所示。BF值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數是變化的，因此摩擦系數變化時。BF值變化小的，制動效能穩定性就好。制動器因數值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調整，對高效能的制動器尤為重要[4]。
圖2.3 制動器因數BF與摩擦系數f的關系曲線
1増力式制動器；2雙領蹄式制動器；3領從蹄式制動器；4盤式制動器；5雙從蹄式制動器
結合本次課題參考研究的對象，得出以下結論：雖然領從蹄式制動器的效能及穩定性在各式制動器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，易于調整蹄片與制動鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。根據設計車型的特點及制動要求，并考慮到使結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構等因數，選用領從蹄式制動器，其支承結構型式為固定式支撐,支承銷選擇偏心式。
3 制動系的主要參數及其選擇
在制動器設計中需預先給定的參數如下表：
表3.1 參考車型的基本參數
3.1 制動力與制動力分配系數
汽車制動時，如果忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角度（ω>0）的車輪，其力矩平衡方程為：
-=0 （3.1）
式中：Tf—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反（N·m）；
FB—地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反（N）。
re— 車輪有效半徑（m）。
（3.2）
并稱之為制動器制動力，是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。Ff與地面制動力FB的方向相反，當車輪角速度ω>0時，大小亦相等，且Ff只由制動器結構參數所決定，即Ff取決于制動器結構形式、尺寸、車輪半徑及摩擦副的摩擦系數等，并與制動踏板力即制動系的氣壓或液壓成正比。當加大踏板力以加大Tf ，Ff和FB均隨之增大。但地面制動力FB受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即：
=Z （3.3）
或 == Z （3.4）
式中，— 輪胎與地面間的附著系數；
Z —地面對車輪的法向反力。
當制動器制動力Ff和地面制動力FB達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。之后制動力矩Tf ，即表現為靜摩擦力矩，而Ff =Tf / re，即成為與FB相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當車輪角速度ω=0后，地面制動力FB達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力Ff則由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tf 增大而繼續上升，見圖3.1
圖3.1 制動器制動力Ff，地面制動力FB與踏板力Fp的關系
根據圖3.2，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為：
=
= （3.5）
式中，G —汽車所受重力（N）；
L —汽車軸距（mm）；
L1—汽車質心離前軸距離（mm）；
L2—汽車質心離后軸距離（mm）；
hg—汽車質心高度（mm）；
—附著系數。
圖 3.2 制動時的汽車受力圖
取一定值附著系數=0.8；所以在空、滿載時，由式3.5可得前后制動反力為：
滿載時：=12855.81N
=5247.18N
空載時：=7170.39N
=2139.61N
由以上兩式可求得前、后軸法向反力即為：
表3.2 前、后軸法向反力
車輛工況
前軸法向反力Z1（N）
后軸法向反力Z2（N）
汽車空載
7170.39
2139.61
汽車滿載
12855.81
5247.18
汽車總的地面制動力為：
=+==Gq （3.6）
式中，q（q=）—制動強度，亦稱比減速度或比制動力；
FB1，FB2—前后軸車輪的地面制動力（N）。
由以上兩式可求得前、后車輪附著力為：
==
== （3.7）
由已知條件及式（3.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：
滿載時：=10284.65N
=4219.34N
空載時：=5736.31N
=1711.69N
故前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：
表3.3 前、后軸車輪附著力
車輛工況
前軸車輪附著力（N）
后軸車輪附著力（N）
汽車空載
5736.31
1711.69
汽車滿載
10284.65
4219.34
上式表明：汽車附著系數在任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是關于制動強度或總制動力的函數。當制動器的制動力保證足夠時，根據汽車前、后車輪制動器制動力的分配，前、后的軸荷分配，附著系數和坡度情況等，制動過程可能會出現以下三種情況：（1）前輪先抱死，然后后輪再抱死；（2）后輪先抱死，然后前輪再抱死；（3）前、后輪同時抱死。在以上三種情況中，顯然是第三種情況的附著條件利用得最好[4]。
由式（3.6），（3.7）求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是：
+=+=G
== （3.8）
式中，Ff1—前軸車輪的制動器制動力，Ff1= FB1=；
Ff2—后軸車輪的制動器制動力，Ff2= FB2=；
FB1—前軸車輪的地面制動力；
FB2—后軸車輪的地面制動力；
G —汽車重力；
hg—汽車質心高度；
Z1，Z2—地面對前、后軸車輪的法向反力；
L1，L2—汽車質心離前、后軸距離。
由式（3.8）可知，前、后車輪同時抱死時，前、后制動器的制動力Ff1、Ff2是關于的函數。在式（3.8）中消去，得：
（3.9）
式中，L—汽車的軸距。
將上式繪成以Ff1，Ff2為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3.3所示。如汽車前、后制動器的制動力Ff1、Ff2能按I曲線的規律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車，尤其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動Ff1與總制動力Ff之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數β，
== （3.10）
聯立式（3.8）和式（3.10）可得
=
帶入得，滿載時： ==0.71
空載時：==0.77
由于在附著條件限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故β又可通稱為制動力分配系數。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，整個制動系應加裝ABS防抱死制動系統。
圖3.3 該載貨汽車的I曲線與β線
3.2 同步附著系數
由式（3.10）可得表達式
= （3.11）
上式在圖3.3中是一條通過坐標原點斜率為的直線，它是實際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。圖中β線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數=，則稱β線與I線交線處的附著系數為同步附著系數。是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。
同步附著系數的計算公式是：
（3.12）
由已知條件以及式（3.12）可得，
滿載時：=0.774
空載時：=0.739
根據設計經驗，各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢，國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數：轎車??；貨車取為宜。
所以，所得同步附著系數滿足要求。
制動力分配的合理性通常用利用附著系數與制動強度的關系曲線來評定。利用附著系數就是在某一制動強度q下，不發生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數。
前軸車輪的利用附著系數可由下求得：
設汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產生的減速度為，則
(3.13)
而由式可求前軸車輪的利用附著系數為：
(3.14)
同樣可求出后軸車輪的利用附著系數為：
(3.15)
根據GB12676—1999[10]，在各種載荷情況下，應符合下列要求：
(1)值在0.2～0.8之間時，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)；
(2)q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態時，前軸利用附著系數應在后軸利用附著系數線之上；但q值在0.3～0.45時，后軸利用附著系數線不超過=q線以上0.05，則允許后軸利用附著系數線位于前軸利用附著系數線之上。
圖3.4 除M1、N1外的其他類別車輛的制動強度與附著系數要求
由以上圖所示，設計的制動器制動力分配符合要求。
3.3制動器最大制動力矩
最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力Z1、Z2成正比。所以，由式（3.8）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用即前、后同時抱死時的制動力之比為：
== （3.16）
式中，L1，L2—汽車質心離前、后軸距離；
—同步附著系數；
hg—汽車質心高度。
制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即
= （3.17）
= （3.18）
式中：Ff1 —前軸制動器的制動力，；
Ff2 —后軸制動器的制動力，；
參考車型的輪胎型165/70R13，根據國家標準GB9744-2007可得有效半徑re=280mm[8]。
對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動到后軸和前軸先抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為
== （3.19）
= （3.20）
由式（3.19），（3.20）代入可得：
===2879.70N·m
= ==1176.26N·m
3.4 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數
3.4.1 制動鼓內徑D或半徑R
當輸入力P一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但直徑D的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增加，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不小于20mm—30mm，以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而粘住內胎或烤壞氣門嘴。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為：
轎車D/Dr=0.64—0.74mm
貨車D/Dr=0.70—0.83mm
由參考車輛的輪胎型號165/70R13，取D/Dr=0.73得：
Dr=13×25.4=330.2mm
故 D=0.73×330.2=241.05mm
表3.4 QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規定》[9]
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
20、22.5
制動鼓最大內徑（mm）
轎車
180
200
240
260
—
—
貨車
220
240
260
300
320
420
從表3.4，取得制動鼓內徑=240mm
圖3.5 鼓式制動器的主要幾何參數
3.4.2制動蹄摩擦村片的包角β及寬度b
摩擦襯片的包角β通常在β=90o—120o范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角β=90o—100o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，而制動效能最高。雖然β減小有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，包角過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發生自鎖。因此，包角β也不宜大于120o。
綜合上述，在本設計中根據車型我選擇β為95o。
由表3.4的規定，選取制動蹄摩擦片寬度b=50mm。
表3.5 QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》[9]
制動鼓工作直徑D
制動蹄片寬度b
160
30
35
40
45
50
60
180
30
35
40
45
50
60
75
200
30
35
40
45
50
60
75
220
30
35
40
45
50
60
75
90
240
40
50
60
75
90
110
260
40
50
60
75
90
110
280
40
50
60
75
90
110
300
45
60
75
85
100
120
（310）
50
65
75
85
95
100
120
140
320
50
65
75
85
(95)
100
120
140
340
65
80
100
120
140
160
180
（350）
65
80
100
120
140
160
180
制動鼓半徑R、襯片寬度b和包角β決定了單個摩擦襯片的摩擦面積A，即：
(3.21)
式中，β是以弧度(rad)為單位。
表3.6 制動器襯片摩擦面積
汽車類別
汽車總質量t
單個制動器摩擦面積cm2
轎車
客車與貨車
（多為）
（多為）
所以，根據式（3.21）襯片的摩擦面積A=120×50×95°/180°×3.14mm2=99.43cm2
單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=198.87cm2，如表3.6所示，摩擦襯片寬度b的選取合理，由上表數據可知設計符合要求。
3.4.3 摩擦襯片起始角β0
摩擦襯片起始角β0如圖3.7所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令β0=90o-β/2=42.5。
3.4.4 制動器中心到張開力P作用線的距離a
為保證輪缸能夠布置于制動鼓內，應使距離a如圖3.7盡可能大，來提高制動效能。初取a=0.8R左右，則取a=96mm。
3.4.5 制動蹄支承點位置坐標k和c
為保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉，應使k如圖3.7盡可能小而c盡可能大。初取k=0.2R=24mm，c=96mm。
3.4.6 襯片摩擦系數f
選擇摩擦片時，不僅希望它的摩擦系數要高，而且還要求其熱穩定性好，受溫度和壓力的影響應該要小。但是不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，對領從蹄式制動器而言，應提高對摩擦系數的穩定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩定值約為，少數可達0.7。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數f=0.35~0.4已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料[10]。
4 制動器的設計計算
4.1制動器因數計算
制動器因數又稱為制動器效能因數。其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即
（4.1）
式中：R——制動鼓或制動盤的作用半徑；
P——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。
圖4.1 支承銷式制動蹄
由式(4.1)導出制動器因數，下面對支承銷式領—從蹄制動器的制動因數進行分析計算：
單個領蹄的制動蹄因數BFT1：
(4.2)
單個從蹄的制動蹄因數BFT2：
(4.3)
以上兩式中：
以上各式中有關結構尺寸參數見圖4.1。
所以，整個制動器因數BF為：
表4.1 現行制動器結構的制動因數[13]
制動器類型
制動器因數BF
盤式制動器
0.7
領從蹄式制動器
2.0—2.8
雙領蹄式制動器
2.5—3.5
雙向增力式制動器
3.0—7.0
4.2 制動蹄片上的制動力矩
在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩TTf1，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與y1軸的交角為處，單元面積為。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖4.2示。
圖4.2 張開力計算用圖
由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：
(4.4)
而摩擦力fdN產生的制動力矩為：
在由至區段上積分上式，得
(4.5)
當法向壓力均勻分布時，則有
(4.6)
增勢蹄產生的制動力矩可表達如下：
(4.7)
式中：N1—單元法向力的合力；
ρ1—摩擦力fN1的作用半徑(見圖4.2)。
如果已知制動蹄的幾何參數和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。
為了求得力N1與張開力P1的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式：
(4.8)
式中：δ1——x1軸與力N1的作用線之間的夾角；
S1x——支承反力在工：軸上的投影。
解式(4.8)，得：
(4.9)
對于增勢蹄可用下式表示為：
(4.10)
對于減勢蹄可類似地表示為：
(4.11)
圖4.3力矩計算用圖
為了確定ρ1，ρ2及δ1，δ2必須求出法向力N及其分量。如果將dN(見4.3)它投影在x1軸和y1軸上分量dNx和dNx的合力，則根據式（3.11）有：
(4.12)
因此，
(4.13)
式中，
并考慮到：
(4.14)
(4.15)
如果順著制動鼓旋轉的制動蹄和逆著制動鼓旋轉的制動蹄的和同，顯然兩種蹄的δ和ρ值也不同。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
(4.16)
由之前的計算可得上式各參數如下[3]：
==98.95mm
h=a + c=96+96=192mm
則：
=
=
= =225.10mm
由式對于增勢蹄：
=
=904.04 N·m
對于減勢蹄：
=
=204.76 N·m
故對于后軸單個鼓式制動器有：
=904.04+204.76
=1108.80 N·m
計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能：
(4.17)
如果式 (4.18)
成立，則不會自鎖，代入之前數據得：
=0.48>f=0.3
式成立，不會自鎖
求出領蹄表面的最大壓力為：
(4.19)
式中，P1，h，ρ1，R，，δ1—見圖4.2；
，—見圖4.3；，
b—摩擦襯片寬度。
所以， =2.984mpa
4.3 制動蹄摩擦片的壓力分布規律
從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數BF有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規律，有助于正確分析制動器因數。在通常的近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件的變形的影響較小，可忽略不計，通常作如下一些假定：
（1）制動鼓、制動蹄為絕對剛體；
（2）在外力作用下，變形僅發生在摩擦襯片上；
（3）壓力和變形符合虎克定律。
如圖4.4所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移為：
=· （4.20）
由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為，
從圖4.4中的幾何關系可看到：
=
因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成：
(4.21)
即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，最大壓力作用在與連線呈90°的徑線上。
圖4.4該制動摩擦片徑向變形分析簡圖
4.4摩擦襯片的磨損特性計算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副材質、溫度、表面加工情況、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的摩擦系數、溫度、表面狀態和壓力等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動過程是將其機械能的一部分轉變為熱量而耗散的過程。此時，由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高，即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。比能量耗散率常被用作制動器能量負荷的評價指標。比能量耗散率又稱為單位能量負荷或功負荷，表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W/mm2。
雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為：
(4.22)
(4.23)
(4.24)
式中：δ—汽車回轉質量換算系數；
v1、v2—汽車制動初速度與終速度（m/s），計算時貨車取v1=16.7m/s；
j—制動減速度（m/s2），計算時取j =0.6g；
Al、A2 —前、后制動器襯片的摩擦面積。
在緊急制動到v2=0時，并可近似地認為δ=1，則有：
=2.84s (4.25)
鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓的龜裂。
因此，符合磨損和熱的性能指標要求。
磨損特性指標也可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量，單個車輪制動器的比摩擦力為：
(4.26)
式中：Tf——單個制動器的制動力矩；
A——單個制動器的襯片摩擦面積。
當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N/mm2為宜。
所以，以上設計符合要求。
磨損和熱的性能指標也可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功Lf來衡量：
(4.27)
式中：ma—汽車總質量（kg）；
vamax—汽車最高車速，25m/s；
—車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積（cm2）；
[Lf]—許用滑磨功，對轎車取[Lf]＝1000～1500J/cm2；對客車和貨車取[Lf]＝600～800J/cm2。
因此，符合磨損和熱的性能指標要求。
4.5 制動器的熱容量和溫升的核算
應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：
(4.28)式中，md——各制動鼓的總質量；
mh——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪副、輪轂、輪輞等)的總質量；
cd——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg·K)，對鋁合金c=880
J／(kg·K)；
ch——與制動鼓相連受熱金屬件的比熱容；
?t ——制動鼓的溫升(一次由va=30km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15℃)；
L——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即
(4.29)
式中，ma——滿載汽車總質量；
va——汽車制動時的初速度，可取va=vamax；
β——汽車制動器制動力分配系數。
代入數據計算得：
=1.9
=0.6
由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。
4.6行車制動效能計算
行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離來評價的。
汽車的最大減速度jmax由下式確定：
(4.30)
由此得出：
(4.31)
式中：g—重力加速度，9.8；
v—制動初速度，16.7m/s。
所以，最大減速度=0.8g
制動距離S= (4.32)
式中：t1——機構制動滯后時間，取0.2s；
t2——制動器制動力增長過程所需時間，取0.6s；
t1+ t2——制動作用時間，一般在0.2s～0.9s之間；
V——制動初速度，由表4.2取為60km/h。
故制動距離S==31.04m
我國一般要求制動減速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N；根據GB 12676-1999中對汽車行車制動性的要求，在規定的車速下，各類車輛試驗結果必須達到下表4.2規定的最低性能要求。
表4.2 制動性能對最大制動距離的規定[10]
車輛類型
試驗車制動初速度（km/h）
80
60
60
80
60
60
制動距離（m）
由以上計算及表 可得制動距離S=31.04m< =36.60m，故該制動系的行車制動效能滿足要求。
4.7 駐車制動計算
圖4.5 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖
汽車在上坡路上停住時的受力簡圖如圖4.5所示，取路面遇到的最大附著系數=0.8，可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為：
由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為：
(4.33)
同樣，可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為：
(4.34)
根據后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由
(4.35)
求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為：
(4.36)
汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 ：
(4.37)
一般對輕型貨車要求不應小于25%，中型貨車不小于20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。由以上計算可知滿足法規規定值。
為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值(因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規規定值。
單個后輪駐車制動器的制動上限為
= (4.38)
=×1850×9.8×0.28×sin32.0
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