（全套dwg图纸）轻型汽车底盘鼓式制动器设计（含毕业论文）

其缺点是驱动凸轮的力要大而效率却相对较低，约为。

因为凸轮要求气压驱动，因此这种结构仅用于总质量大于或等于并使前后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。

它不用于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。

双向双领蹄式制动器当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。

如图.及图.图.所示。

图.双向双领蹄式制动器的结构方案液压驱动般形式偏心机构调整轮缸上调整其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上图.图.或其他张开装置的支座上图.图.。

图.曲柄机构制动器气压驱动图.双楔制动器气压驱动当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞图.或其他张开装置的两侧图.图.均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。

制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向致当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。

因此，制动鼓在正向反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。

它也属于平衡式制动器。

由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中轻型载货汽车和部分轿车的前后轮。

但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。

双从蹄式制动器双从蹄式制动器的两蹄片各有个固定支点，而且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有个活塞的两轮缸张开蹄片，其结构形式与单向双领蹄式相反。

双从蹄式制动器的制动效能稳定性最好，但因制动效能最低，所以很少采用。

单向增力式制动器如图.所示，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。

当汽车前进时，第制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。

制动鼓靠摩擦力带动第制动蹄转过小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。

显然，第制动蹄为增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力要比制动轮缸给第制动蹄的推力大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第制动蹄的制动力矩大倍之多。

由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于种非平衡式制动器。

虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。

因此，仅用于少数轻中型货车和轿车上作前轮制动器。

.双向增力式制动器如图.所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。

对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。

只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄而反向旋转时，第制动蹄与第二制动蹄正好对调。

第制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力要比制动轮缸给第蹄或第二蹄的推力大很多。

但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。

双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。

图.给出了双向增力式制动器浮动支承的几种结构方案，图.给出了双向增力式制动器固定支点另外几种结构方案。

双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过纲索拉绳及杠杆等操纵。

另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。

图.双向增力式制动器浮动支承的结构方案图.双向增力式制动器固定支点的结构方案般形式浮动形式中心调整.鼓式制动器方案的确定制动效能因素制动器的特点是用制动器效能效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。

增力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式更次之，还有种双从蹄式制动器的效能最低，故极少采用。

而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，增力式最差。

摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。

还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。

例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，输出的制动力矩就小而在衬片的两端接触时，输出的制动力矩就大。

制动器的效能常以制动器效能因数或简称为制动器因数来衡量，制动器因数可用下式表达式中，制动器摩擦副间的摩擦力，见图.，制动器摩擦副间的法向力，对平衡式鼓式制动器和盘式制动器制动器摩擦副的摩擦系数鼓式制动器的蹄端作用力见图.，盘式制动器衬块上的作用力。

基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动器以及盘式制动器的制动器因数与摩擦系数之间的关系如图.所示。

值大，即制动效能好。

在制动过程中由于热衰退，摩擦系数是会变化的，因此摩擦系数变化时，值变化小的，制动效能稳定性就好。

图.制动器因素与摩擦系数的关系曲线增力式制动器双领蹄式制动器领从蹄式制动器盘式制动器双从蹄式制动器制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对制动效能的影响也就愈大。

所以，对制动器的正确调整，对高效能的制动器尤为重要。

本设计中鼓式制动器方案的优选考虑到制动器的效能因素和制动器效能的稳定性，且领从蹄式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，所以本设计中轻型货车的后轮采用制动轮缸具有两个等直径活塞的领从蹄式车轮制动器。

前轮采用单向双领蹄式制动器液压驱动，制动轮缸具有两个等直径的活塞。

采用这种结构的前轮制动器与后轮的领从蹄式制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前后轮制动力分配，即前轴车轮的制动器制动力大于后轴车轮的制动器制动力，并使前后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。

制动过程的动力学参数的计算.制动过程车轮所受的制动力汽车受到与行驶方向相反的外力时，才能从定的速度制动到较小的车速或直至停车。

这个外力只能由地面和空气提供。

但由于空气阻力相对较小，所以实际外力主要是由地面提供的，称之为地面制动力。

地面制动力越大，制动距离也越短，所以地面制动力对汽车制动性具有决定性影响。

下面分析个车轮在制动时的受力情况。

地面制动力假设滚动阻力偶矩车轮惯性力和惯性力偶矩均可忽略图，则车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图.所示。

图.车轮制动时受力简图是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘相对滑动时的摩擦力矩，单位为是地面制动力，单位为为车轮垂直载荷为车轴对车轮的推力为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为。

显然，从力矩平衡得到.式中，为车轮的有效半径。

地面制动力是使汽车制动而减速行驶的外力，但地面制动力取决于两个摩擦副的摩擦力个是制动器内制动摩擦片与制动鼓或制动盘间的摩擦力，个是轮胎与地面间的摩擦力附着力。

制动器制动力在轮胎周缘为了克服制动器摩擦力矩所需的力称为制动器制动力，以符号表示，显然.式中是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。

制动器制动力是由制动器结构参数所决定的。

它与制动器的型式结构尺寸摩擦副的而摩擦系数和车轮半径以及踏板力有关。

图.给出了地面制动力车轮制动力及附着力三者之间的关系。

当踩下制动踏板时，首先消除制动系间隙后，制动器制动力开始增加。

开始时踏板力较小，制动器制动力也较小，地面制动力足以克服制动器制动力，而使得车轮滚动。

此时且随踏板力增加成线性增加。

图.地面制动力车轮制动力及附着力之间的关系但是地面制动力是地面摩擦阻力的约束反力，其值不能大于地面附着力或最大地面制动力，即当制动踏板力上升到定值时，地面制动力达到最大地面制动力，车轮开始抱死不转而出现拖滑现象。

随着制动踏板力以及制动管路压力的继续升高，制动器制动力继续增加，直至踏板最大行程，但是地面制动力不再增加。

上述分析表明，汽车地面制动力取决于制动器制动力，同时又受到地面附着力的闲置。

只有当制动器制动力足够大，而且地面又能够提供足够大的附着力，才能获得足够大的地面制动力。

地面对前后车轮的法向反作用力图.所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。

图.制动时的汽车受力图因为制动时车速较低，空气阻力可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地点取矩，整理得前后轮的地面法向反作用力为.式中，为制动强度，汽车所受重力汽车轴距汽车质心离前轴距离汽车质心离后轴距离为汽车质心高度满载时重力加速度若在附着系数为的路面上制动，前后轮都抱死无论是同时抱死或分别先后抱死，此时。

地面作用于前后轮的法向反作用力为.式均为直线方程，由上式可见，当制动强度或附着系数改变时，前后轴车轮的地面法向反作用力的变化是很大的，前轮增大，后轮减小。

理想的前后制动器制动力分配曲线汽车总的地面制动力为.式中制动强度前轴车轮的地面制动力后轴车轮的地面制动力。

由式.式.求得前后轴车轮附着力.前已指出，制动时前后车轮同时抱死，对附着条件的利用，制动时汽车的方向稳定性均较为有利。

此时的前后轮制动器制动力和的关系曲线，常称为理想的前后轮制动器制动力分配曲线。

在任何附着系数的路面上，前后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即将.式代入上式，得.式中前轴车轮的制动器制动力，后轴车轮的制动器制动力，前轴车轮的地面制动力后轴车轮的地面制动力，地面对前后轴车轮的法向反力汽车重力，汽车质心离前后轴距离汽车质心高度。

消去变量，得.如已知汽车轴距质心高度总质量质心的位置质心至后轴的距离，就可用式.绘制前后制动器制动力的理想分配关系曲线，简称曲线。

图.就是根据式.绘制的