课题名称：汽车制动系统的结构设计与计算 第一章：制动器结构型式即选择 一、汽车已知参数： 汽车轴距(mm):3800 车轮滚动半径（mm）:407.5 汽车空载时的总质量（kg）:3330 汽车满载时的总质量（kg）6330 空载时，前轴负荷G=mg=12348.24N 后轴负荷为38624.52N 满载时，前轴负荷G=mg=9963.53N 后轴负荷为43157.62N 空载时质心高度为750mm 满载时为930mm 质心距离前轴距离空载时为2.36m 满载时为2.62m

汽车设计课程设计 质心距离后轴距离满载时为1.44m 满载时为1.18m 二、鼓式制动器工作原理 鼓式制动器的工作原理与盘式制动器的工作原理基本相同： 制动蹄压住旋转表面。 这个表面被称作鼓。 许多车的后车轮上装有鼓式制动器，而前车轮上装有盘式制动器。 鼓式制动器具有的元件比盘式制动器的多，而且维修难度更大，但是鼓式制动器的制造成本低，并且易于与紧急制动系统结合。 我们将了解鼓式制动器的工作原理、检查紧急制动器的安装情况并找出鼓式制动器所需的维修类别。 我们将鼓式制动器进行分解，并分别说明各个元件的作用。

图1 鼓式制动器的各个元件 与盘式制动器一样，鼓式制动器也带有两个制动蹄和一个活塞。 但是鼓式制动器还带有一个调节器机构、一个紧急制动机构和大量弹簧。 图2仅显示了提供制动力的元件。 图2. 运行中的鼓式制动器 当您踩下制动踏板时，活塞会推动制动蹄靠紧鼓。 这一点很容易理解，但是为什么需要这些弹簧呢？

这就是鼓式制动器比较复杂的地方。 许多鼓式制动器都是自作用的。 图5中显示，当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。 楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。 但是，由于存在楔入动作，在松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。 这就是需要一些弹簧的原因。 其他弹簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。 为了让鼓式制动器正常工作，制动蹄必须与鼓靠近，但又不能接触鼓。如果制动蹄与鼓相隔太远（例如，由于制动蹄已磨损），那么活塞需要更多的制动液才能完成这段距离的行程，并且当您使用制动器时，制动踏板会下沉得更靠近地板。 这就是大多数鼓式制动器都带有一个自动调节器的原因。 当衬块磨损时，制动蹄和鼓之间将产生更多的空间。汽车在倒车过程中停止时，会推动制动蹄，使它与鼓靠紧。 当间隙变得足够大时，调节杆会摇动足够的幅度，使调节器齿轮前进一个齿。 调节器上带有像螺栓一样的螺纹，因此它可以在转动时松开一点，并延伸以填充间隙。 每当制动蹄磨损一点时，调节器就会再前进一点，因 此它总是使制动蹄与鼓保持靠近。 一些汽车的调节器在使用紧急制动器时会启动。 如果紧急制动器有很长一段时间没有使用了，则调节器可能无法再进行调整。 因此，如果您的汽车装有这类调节器，一周应至少使用紧急制动器一次。 汽车上的紧急制动器必须使用主制动系统之外的动力源来启动。 鼓式制动器的设计允许简单的线缆启动机构。 鼓式制动器最常见的维修是更换制动蹄。 一些鼓式制动器的背面提供了一个检查孔，可以通过这个孔查看制动蹄上还剩下多少材料。 当摩擦材料已磨损到铆钉只剩下0.8毫米 长时，应更换制动蹄。 如果摩擦材料是与后底板粘合在一起的（不是用铆钉），则当剩余的摩擦材料仅为1.6毫米厚时，应更换制动蹄。

图3. 制动蹄 与盘式制动器中的情况相同，制动鼓中有时会磨损出很深的划痕。 如果磨损完的制动蹄使用时间太长，将摩擦材料固定在后部的铆钉会把鼓磨出凹槽。出现严重划痕的鼓有时可以通过重新打磨来修复。 盘式制动器具有最小允许厚度，而鼓式制动器具有最大允许直径。由于接触面位于鼓内，因此当您从鼓式制动器中去除材料时，直径会变大。

图4. 制动鼓 第二章：制动系的主要参数及其选择 一、制动力及制动力分配系数分析 二、汽车前后车轮同时抱死时的制动力和分配系数

1、制动力（满载） 假设汽车的同步附着系数为0=0.8.

在前后车轮均被抱死时，q=0=0.8,这时前后轴车轮的制动器制动力1fF、2fF即是理想最大制动力，此时BF、fF和F相等，所以有：（BF为汽车总的地面制动力，fF为汽车总的制动器制动力，F车轮与路面总的附着力） L=3.8M L1=2.62M L2=1.18M Hg=0.93M

11200()BfgGFFFLhL=

24891.2N

22100()BfgGFFFLhL=24786.628N

2、制动力分配系数与同步附着系数 假设汽车的同步附着系数为0=0.8.

则制动力分配系数0ghbL=0.5 3、制动强度和附着系数利用率 取该车所能遇到的最大附着系数为max=1，从保证汽车制动时的稳定性出发来确定各轴的最大制动力矩。=1时，后轴先抱死，当后轴刚要抱死时，可推出得： 110()Bg

GLFLh

=66.8039KN

110()g

LqLh

=0.9342

110()g

L

Lh=1.871.87(10.8)*0.886=0.9342

4、最大制动力矩 对于选取较大0值的汽车，这类车辆经常行驶在良好道路上，车速较高，后轮制动抱死失去稳定而出现甩尾的危险性较前一类汽车大得多。因此应从保证汽车制动时的稳定性出 发，来确定各轴的最大制动力矩。 2max12800*9.81()*(1.870.9134*0.886)*1*0.352.8fgeGTLqhrL

=10100.5NM 1max2max0.585*5403.08110.585ffTT=10143.2NM

5、制动器因数 领蹄的制动蹄因数

11NfhfBFcPbfb

2.6

从蹄的制动蹄因数为

11NfhfBFcPbfb

2.6

6、鼓式制动器主要结构参数 ○1、车轮的滚动半径为r=407.5mm,通过中华人民共和国国标，载重汽车标准,轮辋直径为d=16in=406.4mm 制动鼓直径D,通过查表得D/Dr=0.787 D=d*78.7%=406.4*0.787=320mm 取D=300mm 制动间隙取0.3mm.

○2、制动蹄摩擦片包角β宽度b和单个制动器摩擦衬片总面积，取β=90°A=400 2cm（前轴制动器） A=4002cm(后轴制动器)

b=AR=16.98cm（前轮制动器摩擦片宽度）

b=AR==16.98cm（后轮制动器摩擦片宽度） ○3、摩擦衬块起始角β。 β。=β/2=45° ○4、制动器中心张开到张开力F。作用线的距离e e=0.8R=0.8*15=12cm ○5、制动器距支撑点位置坐标a与c a=0.8R=0.8*15=12cm 两支承销之间距离k=1.5cm

第三章：鼓式制动器设计计算 一、制动蹄片上的制动力矩

前轴单个制动器应能产生的最大制动力矩: fT1max/2fT

5071NM

单个蹄片上的制动力矩 11111111cossinTfTPfhcffPB

……………○1

12222222cossinTfTPfhcffPB

.....……….○2

arctanarctancos2cos2/2sin2sin2XYNN





…………………………………………………………….…○3

2214coscos/cos2cos22sin2sin2R



…………………………………………………………….….○4 121122fTfTfTTTPBPB…………….……….○5

:对于液压驱动的制动器，由于12PP,故所需要的张开力为 12/fPTBB

…………………………………………….○6

由上图可得参数数据：R=159.65mm，c′=131.4686

0=13.19°，β=90°，= 31.81°，=121.81°，f=0.35

fT7955.64NM

将参数带入○1○2○3○4○5○6计算得： 10.115°，2

0.5°10.22025，20.22025

10.0009268B,20.002693B

带入.○6式得P=2197.8KN