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

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，使6。＝No—6／2。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，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面积为。，其中b为摩擦衬片宽度，R为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图4-1所示。

由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：

                                        (5-1)

而摩擦力产生的制动力矩为

    在由至区段上积分上式，得

                                        (5-2)

当法向压力均匀分布时，

                                 (5-3)

由式(46)和式(47)可求出不均匀系数

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计算制动力矩的方法则更为方便。

    增势蹄产生的制动力矩可表达如下：

                      （5-4）

式中  ——单元法向力的合力；

      ——摩擦力的作用半径(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(17—46)算出蹄的制动力矩。

为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：

                                  (5-5)

式中  ——轴与力的作用线之间的夹角；

——支承反力在x1轴上的投影。

解式(49)，得

                                  （5-6）

对于增势蹄可用下式表示为

                          （5-7）

 对于减势蹄可类似地表示为

                          （5-8）

为了确定，及，，必须求出法向力N及其分量。如果将dN(见图38)看作是它投影在轴和轴上分量和的合力，则根据式（5-5）有：

         （5-9）

        （5-10）

因此 

式中。

根据式(5-2)和式(5-4)，并考虑到

则有

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和同，显然两种蹄的和值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即

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：

其中Tf前单=0.5Tf1max;Tf后单=Tf2max；且前、后制动器B1，B2均相等。代入上式计算得到前、后轮p1、p2分别是：

p1前=？N，p2=N，p1=N，p2=N

5.2.2 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：

                                        （5-11）

如果式                                           （5-12）

成立，则不会自锁。

已选f=0.3，计算得到=？，即式（5-12）成立，制动蹄不会自锁。

5.3 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

                         （5-13）

式中   ——汽车回转质量换算系数；

——汽车总质量；

，——汽车制动初速度与终速度，m／s；计算时轿车取km/h(27.8m/s)；总质量3.5t以下的货车取=80km/h(22.2m/s)；总质量3．5t以上的  货车取=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；

    Al，A2——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；

——制动力分配系数。

取制动初速度=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位衬片(衬块)面积的滑磨功即比滑磨功，来衡量：

                                                （62）

式中  ——汽车总质量，kg；

      ——汽车最高车速，m/s；

——车轮制动器各制动衬片(衬块)的总摩擦面积，cm’；

  []——许用滑磨功，对轿车取[]＝1000～1500J／cm2；对客车和货车取

           []＝600～800J／cm2。

取=22.2m/s，代入数据算得比滑磨功=？<[]=600 J／cm2 。因此该车的磨损和热的性能指标均达标准。

5.4 制动器的热容量和温升的核算

应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：

                                                （5-15）

式中：——各制动鼓(盘)的总质量；

——与各制动鼓(盘)相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳

体等)的总质量；

——制动鼓(盘)材料的比热容，对铸铁c=482J／(kg·K)，对铝合金

c=880J／(kg·K)；

——与制动鼓(盘)相连的受热金属件的比热容；

    ——制动鼓(盘)的温升(一次由=30km／h到完全停车的强烈制动，

    温升不应超过15℃)；

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

               （5-16）

式中——满载汽车总质量；

——汽车制动时的初速度，可取；

——汽车制动器制动力分配系数。

估算得=？kg, =?kg, +L2=?............................

5.5 制动器主要零件的结构设计与强度计算

5.5.1 制动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7～12mm，中、重型货车为13～18mm。

由于本设计的对象是轻型货车，所以选取制动鼓壁厚为1２mm。

５.５.１.２　制动蹄

轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压—焊接制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，以满足轻型货车载运的需要。

制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3—5mm；货车的约为5～8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5～5mm；货车多在8mm以上。衬片可以铆接或粘接在制动蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。

选取制动蹄腹板和翼缘的厚度为８ｍｍ，摩擦衬片的厚度为８mm，为了方便更换和减少噪音，就选择将衬片铆接在制动蹄上。

    ５.５.１.３　制动底板

制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。采用可锻铸铁KTH 370—12的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。

    ５.５.１.４　支承

为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。所以采用偏心支承。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)。

５.５.１.５　凸轮式张开机构

凸轮式张开机构的凸轮及其轴是用４５号钢锻造成一体的毛坯制造，在精加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴可由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。凸轮采用偏心凸轮。

 9.摩擦材料

制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。

目前在制动器中广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。

另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200℃～250℃以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式制动器。

粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的60％～80％)，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。

 各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.3～0.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。

 10.制动器间隙

 制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.2～0.5mm；盘式制动器的为0.1～0.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设