客车后轮制动器设计

学年设计

汽车设计及制造

论文题目 客车后轮制动器设计

学生姓名 王松 专 业 车辆工程 班 级 车辆工程10-2班 指导教师 贾冬开

哈尔滨理工大学学年设计 摘要

汽车的制动系，是汽车行驶安全的保障。许多制动法规对制动系的设计提出了详细而具体的要求，这是我们设计的出发点。

从制动系的功用及设计要求出发，依据给定的设计参数，进行了方案论证。在对各种形式的制动器优缺点进行了比较后，选择了气压凸轮驱动鼓式制动器。尽管制动效能不算太高，但有着有较高的制动效能稳定性。随后，对鼓式制动器具体结构的设计过程进行了详尽的阐述。在设计中，选择了简气压凸轮驱动机构和双管路系统，选用了间隙手动调节装置。

在设计计算部分，通过初选同步附着系数，得到制动力分配系数。然后选择制动器结构参数，计算制动效能因素。用电算程序计算在不同制动气压下的制动距离。最后验算了设计参数选择的合理性。

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哈尔滨理工大学学年设计 目录

摘要……………………………………........................................................1 第一章 设计要求……………………………………................................1 1.1制动器的功用及设计要求……………...………………….........1 1.2制动器的分类…………………………………..............................2 1.3混和动力客车总体布置…………………………………............2 1.4设计任务简介…………………………………..............................4 第二章 方案设计……………………………………................................5 2.1 制动器的结构形式及选择……………………………………...5 2.2 制动器主要零件的结构形式…………………………………...7 第三章 制动器的计算……………………………………........................9 3.1 鼓式制动器的设计计算及主要结构参数的确定……….....9 3.2 制动器主要零件的结构形式…………...……………………...10 3.3 制动器的设计计算…………………………………....................12 3.4制动器性能参数的验算…………………………………............18 第四章 参考文献……………………………………................................24

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哈尔滨理工大学学年设计 第一章 设计要求

1.1制动器的功用及设计要求

制动系是汽车的一个重要组成部分。它直接影响汽车的行驶安全性。随着高速公路迅速的发展和车流密度的日益增大，出现了频繁的交通事故。因此，保证行车安全已成为现今汽车设计中一项十分引人注目的任务，所以对汽车制动性能及制动系结构的要求有逐步提高的趋势。 对制动系的主要要求有：

（1）足够的制动能力。制动能力包括行车制动能力和驻车制动能力。 （2）行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。

（3）用任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性。 （4）防止水和污泥进入制动器工作表面。 （5）要求制动能力的热稳定性好。

（6）操纵轻便。要求制动踏板和手柄的位置和行程，以及踏板力和手柄力能为一般体形和体力的驾驶员所适应。

（7）作用滞后性包括产生制动和解除制动的时间应尽可能短。

（8）一旦牵引车和挂车（半挂车）之间的连接制动管路损坏，牵引车应有防止压缩空气进一步漏失的装置。

（9）为了提高汽车列车的制动稳定性，除了保证列车各轴有正确的制动力分配外，还应注意主、挂车之间各轴制动器作用的时间，尤其是主、挂车之间制动开始时间的调节。

（10）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使基本功能遭到破坏时，汽车制动系应装有音响或光信号等警报装置。

制动器设计的一般原则（即：为使汽车性能更好的符合使用要求，设计制动器时应全面考虑如下几个问题）：

（1）制动器效能。制动器在单位输入压力和力的作用下输出的力或力矩称为制动器效能。应尽可能提高制动器效能。

（2）制动器效能的稳定性。制动器效能的稳定性要取决于其效能因数K对摩擦系数f的敏感性（dk/df）。摩擦系数是一个不稳定的因素，影响摩擦系数的因素除摩擦副的材料外，主要是摩擦副表面温度和水湿程度，其中经常起作用的是温度，因而制动器的热稳定性更为重要。要求制动器的热稳定性好，除了应当选则器效能对ｆ的敏感性较低的制动器型式外，还要求摩擦材料有良好的抗热衰退性能和恢复性，并且应使制动鼓有足够的热容量和散热能力。

（3）制动系间隙调整的简便性。制动系间隙调整使汽车保养作业中较频繁的项目之一，故选择调整装置的结构形式和安装位置必须保证操作简便，当然需采用自动调整装置。

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哈尔滨理工大学学年设计 （4）制动器的尺寸和质量。现代汽车由于车速日益提高，出于行驶稳定性的考虑，轮胎尺寸往往选择的较小。这样为保证所需求的制动力矩而确定的制动鼓（制动盘）直径就可能过大而难以在轮辋内安装。对于兼充驻车制动器的后轮制动器尤其如此，因而以选择尺寸较小而效能较高的制动器型式。车轮制动器属于非簧载质量，故应尽可能减轻质量以提高汽车行驶平顺性。

（5）噪声的减轻。在制动器的设计中采取某些结构措施，可在相当程度上消除某种噪声。特别是低频噪声。对高频的尖叫声的消除目前还比较困难。应当注意为消除噪声而采取的某些结构措施，有可能产生制动力矩下降和踏板行程损失过大等副作用。

1.2 制动器的分类

制动装置可分为行车、驻车、应急和辅助制动器四种装置。

行车制动装置给汽车以必要的减速度，将车速降低到所要求的数值，直到停车；在下坡时，它能使汽车保持适当的稳定车速。

驻车制动装置主要用来使汽车可靠地在原地（包括在斜坡上）停驻。为此，他常用机械驱动机构，而不用气压或者液压驱动机构。此外，驻车制动装置还有助于汽车在坡道上起步。

应急制动装置通过机械力源（如强力压缩弹簧）进行制动在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。同时在人力控制下它能兼作驻车制动用。当应急制动出现故障时，普通的手动驻车制动装置也可以起应急制动作用。

辅助制动装置通过装设缓速器等辅助制动装置实现汽车狭长坡是保持稳定车速的作用，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。 任何一套制动装置都由制动器和制动驱动机构两部分组成。

1）强制操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速杆换档，被大多数汽车采用。 2）自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的。驾驶员只需要操纵加速踏板即可控制车速。

3）半自动操纵式变速器有两种。一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在彩霞离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来换档。

1.3 混和动力客车总体布置

为了更家详细的明了的分析混合动力客车的制动系统的总体布置情况，下图为该车的总体布置图。

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哈尔滨理工大学学年设计

其在路面上行驶时受力如下图所示

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哈尔滨理工大学学年设计 1.4设计任务简介

1.4.1设计题目

混合动力客车后轮制动器设计

1.4.2已知参数：

满载质量（kg） 15000 空载质量（kg） 11000 轴距（mm） 5600 轮距（前/后）（mm） 1847/1847 5000/10000（满载） 轴荷分配（前/后） （kg） 3500/7500（空载） 外形尺寸（长×宽×高）（mm） 11400×2480×2950 质心到前、后轴的距离（前/3733/1867（满载） 后）(mm) 3733/1867（空载） 发动机 最大扭矩（N·m）/转速（r/min） 最大功率（kW）/转速（r/min） 最高转速（r/min） 电连续扭矩（N·m）/峰机 值扭矩（N·m） 基速（r/min）/最高转速（r/min） 峰值功率运行时间（min） 电电压（V）/（电压范围）池 （V） 额定电压（V） 额定容量（Ah） 轮胎滚动半径 /规格（mm）

577/1400-1600 125/2500 2500 106/212 3600/5000 >3 336/（270～450） 336 27 509/10.00-20

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哈尔滨理工大学学年设计 第二章 方案设计

2.1 制动器的结构形式及选择

2.1.1制动驱动机构的分类及选择

制动驱动机构主要分机械式、液压式、气压式和电力式。 （1）机械式驱动机构

这是最简单、最便宜的驱动装置。但其缺点较多：弹性变形大；由拉杆长度调整不良而使左右车轮上制动力分配不平均；车跳动时，自动制动，因而只用于驻车兼应急制动驱动装置。 （2）液压式驱动机构

优点：a，制动时可以得到必要安全性，因为液力系统内压力相等，左右轮制动同时进行。b,易保证制动力正确分配到前后轮，因为前后轮分泵可做成不同直径。c，车振或悬架变形不发生自行制动.d,不需润滑和时常调整。

缺点：a，当管路一处漏油，则整个制动系全部失效。b，低温油液变浓，高温油液汽化。c,不能长时间制动。 （3）气压式驱动机构

气压式驱动机构操纵省力，对于挂车制动十分有利，但其制动延滞时间长，不能保证长时间制动，结构复杂，成本高，多用于8吨以上载重汽车。 （4）电力式驱动机构

在汽车列车上广泛采用。最大优点是保证最简单的远距离能量传送。

2.1.2鼓式制动器与盘式制动器的选择

按摩擦副中固定元件的结构，潘式制动器可分为钳盘式和全盘式两大类。钳盘式制动过去只用于中央制动器，但目前则愈来愈多地被各种轿车和货车用作车轮制动器。全盘式制动器只有少数汽车（主要是重型汽车）采用为车轮制动器，个别情况下还可用作为缓速器。

钳盘式制动器按制动钳的结构型式区分主要有以下几种：①固定钳式：制动钳固定不动，制动盘两侧均有油缸。制动时仅两侧油缸中的活塞驱使两侧制动块向盘面移动。②浮动钳式：由分为滑动钳式和摆动钳式。滑动式制动钳可以相对制动盘作轴向滑动，其中只在制动盘内侧置有油缸，外侧制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。摆动钳式，它也是单侧油缸结构。制动钳体与固定于车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面均匀磨损。为此有必要将衬

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哈尔滨理工大学学年设计 块预先做成楔形（摩擦面对背面的倾斜较为6°左右）。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀（一般为1mm左右）后即应更换。

下图为三种钳盘式制动器结构示意图。

a) b) c)

图2-2 钳盘式制动器示意图 a) 固定钳式 b) 滑动钳式 c)浮动钳式

制动钳的安装位置可以在半轴之前或之后。制动钳位于轴后能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减小。制动钳位于轴前则可避免轮胎向钳内甩溅污泥。

与鼓式制动器相比较，盘式制动器有如下优点：

①热稳定性好。原因是一般无自行增势作用，衬块摩擦表面压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向热膨胀极小，径向热膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。

②水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多。又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需一、二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需要十余次制动方能恢复。 ③在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小。 ④制动力矩与汽车运动方向无关。 ⑤易于构成双回路制动系。

⑥制动盘的热膨胀不致如制动鼓热膨胀那样引起制动踏板形成损失，这是间隙自动调整装置的设计可以简化。

⑦衬块比鼓式中的衬块更容易更换，一般保养作业也较简单。

⑧衬块与制动盘之间的间隙小，缩短了制动协调时间和增加了力传动比。

盘式制动器的主要缺点是：

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哈尔滨理工大学学年设计 ①难以完全防止尘污和锈蚀。

②兼做驻车制动时，所需附加的手驱动机构比较复杂。

目前，在国外，特别是西欧各国，盘式制动器已广泛用于轿车的前轮，与鼓式后轮制动器动合，可获得较大的制动力分配系数，有利于提高汽车制动器的稳定性。用于后轮制动器的场合不多，主要是由于与驻车制动的组合不甚理想。欧洲有些高性能轿车前、后轮都采用盘式制动器，主要为了保持制动力分配系数的稳定。

在各种不同等级的货车及客车上，盘式制动器也已开始采用，大尚未普及。有的国外文献认为，盘式制动器用于这些车辆上，好处并不如用于轿车是那样多。例如在能量负荷相同的条件下，其尺寸与鼓式制动器差别不大。少数重型货车采用全盘式制动器，盘的冷却条件差，温升较大。

据此选用鼓式制动器。 将要设计的制动器要求：

1、要设计的制动器具有一定的先进性，并能克制其前一代车制动器的缺点和不足。

2、根据上述要求，决定选择铸造式制动支架形式，蹄端带滚轮的凸轮式制动器。其原因如下：

（1）铸造式制动支架形式，蹄端带滚轮的凸轮式制动器是目前国内外应用最为广泛的气压驱动器。

（2）制动器承载件采用铸造支架式代替钢板冲压焊接支架可大大提高制动蹄片的支撑刚度，使制动力矩能正常稳定的输出，同时也有利于加宽摩擦片宽度而提高摩擦片寿命。在国外气动凸轮式制动器几乎都采用铸造制动支架的趋势。

（3）蹄片采用滚轮后，不但可以提高制动器的机械传动效率，而且可以延长蹄片和凸轮的使用寿命

（4）制动凸轮采用渐开线式凸轮，渐开线式凸轮可以在不同的转角下仍能保持作用力臂不变，故不会因左右车轮蹄片间隙不同喝摩擦片厚度不同而使左右凸轮力臂不同，这就大大减少了汽车制动跑偏的可能性。

铸造制动支架的加工方式虽与钢板冲压支架的加工方式不同，但与制动器的其他零件加工基本相同。总的来说具有较好的产品基础继承性。

2.2 制动器主要零件的结构形式

2.2.1 制动鼓

制动鼓应具有高的刚性喝大的热容量，在制动时保证制动温度不会过高，制动鼓的材料与摩擦衬片的材料应能匹配，能保证具有较高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中重型货车多采用灰铸铁HT200或HT250。

制动鼓壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑的。壁厚取大些有助于怎

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哈尔滨理工大学学年设计 增大热容量。但受到轮辋的限制比后不能太打，一般不超过18mm，制动鼓在闭口一侧可开小口，可用于检查制动器制动间隙

2.2.2 制动蹄

中重型货车的制动蹄多采用铸铁或厚板冲压焊接。制动蹄断面形状应能保证其刚独好，断面有工字型。山字形和H字型几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，约为5-8mm摩擦衬片的厚度多在8mm以上，衬片可以铆接在制动蹄上。

2.2.3 制动底板

制动底板式除制动鼓外制动器给零件的安装基体，应保证个安装零件相互间的正确位置。制动底板承受制动器工作时的制动反力矩。故应具有足够的刚度。为此，由钢板冲压而成的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370-12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小，踏板行程加大，衬片磨损不均匀。

2.2.4支撑

制动蹄的支撑，结构简单，支撑销一般由45号钢制造并高频淬火。

2.2.5凸轮式张开机构

凸轮式张开机构的凸轮是由45号钢模锻成一体的毛胚铸造而成，在精加工后经高频淬火处理。凸轮轴由模锻铁或者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。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造，高频淬火。

2.2.6制动间隙的调整方法及间隙调整机构

制动鼓与摩擦衬片间在未制动时应有间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的间隙为0.2-0.5mm；此间隙的存在会导致制动踏板的行程损失，因而间隙量要尽量的小，因为随着制动器的磨损。制动器的制动间隙将会越来越大，因此制动器必须有间隙调整机构。

采用凸轮张开装置的鼓式制动器的间隙调整，可以通过调整与制动凸轮相配合的制动调整臂内的涡轮，蜗杆机构来实现，调整臂是由制动气室来推动的。

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哈尔滨理工大学学年设计 第三章 制动器的计算

3.1 鼓式制动器的设计计算及主要结构参数的确定

3.1.1，制动鼓内径D

制动鼓内径的选择主要受轮辋直径的限制，即制动鼓的外径与轮毂内经应有一定的空间以便散热。其间隙一般不小于20mm。另外，制动鼓应有足够的厚度，以保持较好的刚度和较大的热容量。以减小制动时的温升，降低热衰退喝减小摩擦片的磨损。如鼓径小，刚度就较好，有利于保护制动鼓的加工精度和制动力矩的稳定。如鼓径大，制动时的散热条件较差，而且轮辋受热可能粘住内胎。一般推荐值：轿车；0.64~0.74；货车：0.70~0.83根据轮辋直径为508mm取D=400mm时，D/Dr=0.78，符合推荐值。

3.1.2 摩擦片的宽度B和摩擦衬片包角θ

制动鼓直径D确定后，摩擦衬片的宽度b和包角便决定了衬片的摩擦面积Ap，因为：Ap=Rbθ，所以，制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap愈大，则制动时所受单位面积的正压力（一般简称单位压力）和能量负荷愈小，从而磨损特性愈好。但个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量而增加。

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哈尔滨理工大学学年设计 试验表明，摩擦衬片包角θ=90°~100°时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。θ再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并不大，而且将使制动作用不平衡，容易使制动器发生自锁，故包角θ一般不宜大于120°。本次设计θ取为100° 将θ=100°，D=400mm。Ap=1000mm2 代入b=2Ap/Dθ得，b=131.53mm，取整后选b=135mm。满足QC/T309-1999中的宽度系列标准。

3.1.3 摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数

在常温下技术条件要求摩擦片的摩擦系数一般为0.42~0.45，而在计算时一般取=0.3.这是因为在温度升高时会降低，另外考虑计算时，未考虑摩擦副的效率。

表3—1 衬片摩擦面积

汽车类别 汽车总质量 ma／t 轿车 0．9-1．5 1．5～2．5 1．0--1．5 1．5--2．5 2．5～3．5 3．5--7．0 100--200 200--300 120--200 150--250 (多为150--200) 250--400 300--650 550--1000 600--1500 多为600~1200 单个制动器总的衬片摩擦面积 Ap／cm2 货车及客车 7．0--12．0 12．0--17．0 3.2 制动器主要零件的结构形式

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哈尔滨理工大学学年设计 1．制动鼓

制动鼓应具有高的刚性喝大的热容量，在制动时保证制动温度不会过高，制动鼓的材料与摩擦衬片的材料应能匹配，能保证具有较高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中重型货车多采用灰铸铁HT200或HT250。

制动鼓壁厚的选取主要从刚度和强度方面考虑的。壁厚取大些有助于怎增大热容量。但受到轮辋的限制比后不能太打，一般不超过18mm，制动鼓在闭口一侧可开小口，可用于检查制动器制动间隙 2．制动蹄

中重型货车的制动蹄多采用铸铁或厚板冲压焊接。制动蹄断面形状应能保证其刚独好，断面有工字型。山字形和H字型几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，约为5-8mm摩擦衬片的厚度多在8mm以上，衬片可以铆接在制动蹄上。

3．制动底板

制动底板式除制动鼓外制动器给零件的安装基体，应保证个安装零件相互间的正确位置。制动底板承受制动器工作时的制动反力矩。故应具有足够的刚度。为此，由钢板冲压而成的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370-12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小，踏板行程加大，衬片磨损不均匀。 4．支撑

制动蹄的支撑，结构简单，支撑销一般由45号钢制造并高频淬火。 5．凸轮式张开机构

凸轮式张开机构的凸轮是由45号钢模锻成一体的毛胚铸造而成，在精加工后经高频淬火处理。凸轮轴由模锻铁或者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。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造，高频淬火。 6．制动间隙的调整方法及间隙调整机构

制动鼓与摩擦衬片间在未制动时应有间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般鼓式制动器的间隙为0.2-0.5mm；此间隙的存在会导致制动踏板的行程损失，因而间隙量要尽量的小，因为随着制动器的磨损。制动器的制动间隙将会越来越大，因此制动器必须有间隙调整机构。

采用凸轮张开装置的鼓式制动器的间隙调整，可以通过调整与制动凸轮相配合的制动调整臂内的涡轮，蜗杆机构来实现，调整臂是由制动气室来推动的。

7. 摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数

在常温下技术条件要求摩擦片的摩擦系数

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哈尔滨理工大学学年设计 一般为0.42~0.45，而在计算时一般取=0.3.这是因为在温度升高时会降低，另外考虑计算时，未考虑摩擦副的效率

3.3 制动器的设计计算

3.3.1同步附着系数的选择

0同步附着系数是共设计是确定前，后轴制动力分配比例的一种路面附着系数。在这种路面上，汽车前后轮产生的制动力矩恰好等于路面的附着力矩，此时的汽车制动效果最好。如何选择0，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个比较重要的问题。在汽车总重和重心位置已经确定的前提下，0的选择就决定了前后制动力的分配比。

影响同步附着系数的因素很多。首先，所选的应使得在常用路面上，附着重量的利用程度较高。具体而言：（1）在较好的路面上行驶，则选的0值可以较高些；反之取得较低些。（2）从紧急制动的观点出发，0值宜取高些。（3）若常在山区行驶的汽车，值宜取低些。今些年来为了防止出现后轮抱死，汽车出现危险的侧滑情况，值的选择有越来越大的趋势。按一般经验推荐：

轿车：0.65-0.80

轻型客车，轻型货车：0.55-0.70 大型客车及中重型货车0.45-0.65 初步选取值=0.45-0.65

3.3.2 制动器制动力分配系数范围的确定

想根据制动器制动力分配系数的定义：F

1FF1——前制动器制动力； F——总的汽车制动器制动力；F2-——后制动器制动力

F=F1+F2, F2=(1-)F

如果汽车在同步附着系数为的路面上制动，这时候前后轮将同时抱

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哈尔滨理工大学学年设计 死，既：F=X=F=Ga,

0F为车总的同步附着力，这样可得到：

ZZ1=

2M=, M112Z地面对前轮的法向反力Z地面对后轮的法向反力M1 前轮制动力矩

12M2后轮制动力矩

求解方程组Z1Z2GaLGaL(bHg)

0(aHg)

0 得到；

Z1 Z21.HgbL

1b是车重心到后轴的距离 b=GL=1892.4mm

Ga将其结果代入公式（3），就得到了在045-0.65范围内的制动力分配

0系数的范围：0.424-0.467将其代入公式（2）得到前轴制动力距与后轴制动力矩比值范围： M10.736-0.876 M23.3.3 确定前，后轴最大附着力矩

根据公式，前后轴的附着力矩按下列式子计算： 前轴附着力矩：M(fG1GHgL)Rr

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哈尔滨理工大学学年设计 后轴附着力矩Mr(G2GHgL)Rrv

式中M.Mr 前后轴制动附着力矩

fHg质心高度，此处Hg=1 m

=0.1-0.8；Rr 车轮滚动半径，此处Rr=0.509m按照最好的路面所能提供

的路面附着系数是0.7来计算，得到前后轴所能得到的最大附着力矩：Mf= 26986.45N.m Mr=29474.98N.m

3.3.4 确定前后轴制动器最大制动力矩

取=0.7时的前轴附着力矩为前轴最大止制动力矩： Mf=M1= 26986.446N.m 后轴最大制动力矩：

Mr=M2=Mf/(0.736~0.876)=30806.4-36666.4N.m。

3.3.5 效能因素K的计算KK

ecec1ec2领蹄：Kec1LKV111=1.1646

11式中：

L1=

l1l2

=1.465 R

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哈尔滨理工大学学年设计 K12l2m20=0.7571

R4sin=1.1701 tg(20111sin1tg)

=7.6780

1sin11111sin1tg10.316.70

11=16.3780 Vcos1sin1cos0.28660

1从蹄：KL2ec2K=0.4845

2V122式中：L2L1=1.465

K2K1=0.7571

4sin2222sin=1.1701

21tg(2sin22tg2)7.6780

2sin222227.0220

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哈尔滨理工大学学年设计 V1cos2sincos0.31970

2整体制动器的效能因素：

Kec=K|+K=1.1646+1.6491

ec1ec2效能因素与摩擦片摩擦系数关系曲线如下

3.3.6 制动凸轮施加于蹄齿的作用力P的计算

前制动器：

前轴最大制动力矩（=0.7）

Mf=(G1+0.7GxHg/L)x0.7Rr=26986.446N.m 一个车轮的制动力矩M=Mf/2=13493.223N.m

16

哈尔滨理工大学学年设计 领蹄：P1=

M2K=28965.36N

ec1R从蹄：P2=

M2K=69638.85N

Rec2后制动器Mr= Mf/（0.736-0.876）=30806.4-36666.4N.m

领蹄：P1=

M2K=33065.3-39355.1N

Rec1从蹄：P2=

M2K=79479.94-94598.6N

Rec23.3.7 所需制动凸轮扭矩M的计算

d凸轮扭矩公式：Mde/2 hPP=

12cose2=1222.056N.m

式中sin3.3.8 制动调整臂长度的确定

前制动：

l1M=0.121m 取11.7cm l1PAd0后制动器：l=0.120-0.151m

217

哈尔滨理工大学学年设计 取l=12.5cm

23.4制动器性能参数的验算

3.4.1 制动器的制动力矩 （1）前制动器

凸轮扭矩

Md1PAL11=637KPa0.0146

m20.117m=1088.12N.m

PP122Md1cose

PKPK1ec121ec2

PPP1K/K21ec1=25792.72N

ec2PPP1K/K212=62004.88N

ec1ec2MR(PK1ec1PK2ec2)=14015.74N.m

前轴两轮制动器的制动力矩

MM21=28031.48N.m

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哈尔滨理工大学学年设计 （2）后制动器

凸轮扭矩Md2PAL22=637KPa×0.0180m×0.125m=1433.25N.m

2PP122Md2cose=115644.86N

∵PK1ec1PK21ec2

∴P1PP1K/K2ec112=33973.55N

ec2PPP1K/K2=81671.31N

ec1ec2MR(PK1ec1PK2ec2)=15826.84N.m

后轮两轮制动器的制动力矩

M2M2=31635.69N.m

3.4.2 同步附着系数

前后附着力矩的比值M1/M=0.7592

20LM/ML=0.485 H(1M/M)1122g120值在0.45~0.65内，符合设计要求

19

哈尔滨理工大学学年设计 3.4.3 制动减速度和制动距离

最大减速度 ——汽车总重JmaxPGWt

式中： W-汽车总重

P-有效的总制动力

t G-重力加速度

MM M1M22rMMPM1rtfrM1≥M

fM2≥Mr时 PtMfRM

rr制动距离：

S(t0.51t)2Va(V/3.6)a23.62J 式中：V-车速

amaxt1-制动踏板开始移动到产生减速度的时间（克服蹄片与制动鼓之间的间隙）

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哈尔滨理工大学学年设计 此处取t1=0.1s

t2-减速度产生至到达最大时的时间，此处取t2=0.4s

下图为=0.7时汽车在不同的制动气压下得到的制动距离和制动减

0速：

21

哈尔滨理工大学学年设计

从上面的计算可以看出来：在=0.7时，在最大制动气压637~813Kpa

0（6.5~8.3kgf/cm2）的下限，即最大制动气压为637Kpa下的制动减速度Jmax（6.5）=6.77（m/s2）,在车速为30km/h时的制动距离S（6.5）=8.06（m），达到了制动距离不大于10m的设计要求。

3.4.4 磨损性计算

（1）单位摩擦片所承担的车重

前制动器摩擦面积：F14RB11=0.2262m

2前制动器摩擦面积的车重g1GF1=23.330 N/cm2

1后制动器摩擦面积：F24RB22=0.3351m

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2哈尔滨理工大学学年设计 后制动器摩擦面积的车重g2GF2=31.830N/cm2

2总制动器摩擦面积：FFF12=0.5613m

2后制动器摩擦面积的车重g格

2GF2=31.830N/cm2在16~35N/cm2范围内，合

2（2）摩擦片单位压力

KP=1700KPa

BRec111前轮平均单位压力：PcpKP前轮摩擦片最大单位压力P2BRcos1sin(ec11max=2141KPa

/2)1后轮平均单位压力：PcpKP=1574KPa BRec111后轮摩擦片最大单位压力PmaxKP2BRcos1sin(ec11=1904KPa

/2)1相关法规规定，如领从蹄摩擦片的包角相同，则领从蹄的Pmax值一般在1.8~2.5N/cm2的范围内，即为合格，所以本设计的摩擦片合格。

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哈尔滨理工大学学年设计 参考文献

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