（优秀毕业全套设计）气压凸轮鼓式制动器设计

但是盘式制动器结构相对于鼓式制动器来说比较复杂，对制动钳管路系统要求也较高，而且造价高于鼓式制动器。

相对于盘式制动器来说，鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。

而且由于散热性不好，鼓式制动器存在热衰退现象。

当然，鼓式制动器也并非无是处，它便宜，而且符合传统设计。

我们知道，高速行驶的轿车，由于频繁使用制动，制动器的摩擦将会产生大量的热，使制动器温度急剧上升，这些热如果不能很好地散出，就会大大影响制动性能，出现所谓的制动效能热衰退现象，这可不是闹着玩的，制动器直接关乎生命。

仅从这点上，您就应该理解为什么盘式制动器会逐步取代鼓式制动器了吧。

目前，在中高级轿车上前后轮都已经采用盘式制动器。

不过，时下我们开的大部分轿车如夏利富康捷达等，采用的还不完全是盘式制动器，而是前盘后鼓式混合制动器即前轮采用盘式制动器后轮采用鼓式制动器，这主要是出于成本上的考虑，同时也是因为汽车在紧急制动时，轴荷前移，对前轮制动的要求比较大，般来说前轮用了盘式制动器就可以了。

当然，前后轮都使用盘式制动器是趋势如轿车。

.制动系的主要参数及其选择原始数据与技术参数尺寸参数长宽高轴距前后悬质量参数满载总质量乘载人数人性能参数最高车速最大爬坡度.制动力与制动力分配系数汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任角速度的车轮，其力矩平衡方程为式中制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮转方向相反，•地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，车轮有效半径，。

令并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。

与地面制动力的方向相反，当车轮角速度时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。

即取决于制动器的结构型式尺寸摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的气压成正比。

当加大踏板力以加大，和均随之增大。

但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即或式中轮胎与地面间的附着系数.地面对车轮的法向反力。

当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。

此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。

当制动到以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升见图。

根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前后轴车轮的法向反力，为式中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汽车质心高度重力加速度汽车制动减速度.。

汽车总的地面制动力为式中制动强度，亦称比减速度或比制动力，前后轴车轮的地面制动力。

由以上两式可求得前后轴车轮附着力为当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前后轴的轴荷分配，前后车轮制动器制动力的分配道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑前后轮同时抱死拖滑。

在以上三种情况中，显然是最后种情况的附着条件利用得最好。

由式式不难求得在任何附着系数的路面上，前后车轮同时抱死即前后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是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。

由式可知，前后车轮同时抱死时，前后轮制动器的制动力，是的函数。

由式中消去，得式中汽车的轴距。

将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前后轮制动器制动力分配曲线，简称曲线，如图所示。

如果汽车前后制动器的制动力，能按曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前后车轮同时抱死。

然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前后制动器制动力之比值为定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。

.同步附着系数式可表达为上式在图中是条通过坐标原点且斜率为的直线，它是具有制动器制动力分配系数为的汽车的实际前后制动器制动力分配线，简称线。

图中线与曲线交于点，可求出点处的附着系数，则称线与曲线交点处的附着系数为同步附着系数。

它是汽车制动性能的个重要参数，由汽车结构参数所决定。

同步附着系数取对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数等于同步附着系数的路面上，前后车轮制动器才会同时抱死。

此汽车在给定值的路面上制动时线位于曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。

为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。

分析表明，汽车在同步附着系数的路面上制动前后车轮同时抱死时，其制动减速度为，即，为制动强度。

而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度，这表明只有在的路面上，地面的附着条件才得到充分利用。

附着条件的利用情况可用附着系数利用率或附着力利用率来表达，可定义为式中汽车总的地面制动力汽车所受重力制动强度。

.制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动强度和附着系数利用率的定义式，如式和式所示。

下面再讨论下当此时条件时的和。

根据所定的同步附着系数，可以由式及式求得进而求得由式式式和式得对于值恒定的汽车，为使其在常遇附着系数范围内不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。

所以在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。

.制动器最大制动力矩应合理地确定前后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力，成正比。

由式可知，双轴汽车前后车轮附着力同时被充分利用或前后轮同时抱死时的制动力之比为式中，汽车质心离前后轴距离同步附着系数汽车质心高度。

通常，上式的比值客车约为符合条件。

制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即式中前轴制动器的制动力，后轴制动器的制动力，作用于前轴车轮上的地面法向反力作用于后轴车轮上的地面法向反力车轮有效半径。

对于常遇到的道路条件较差车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上例如.能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移此时制动强度，前后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力力矩为对于选取较大值的各类汽车，则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。

当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为式中该车所能遇到的最大附着系数制动强度，由式确定车轮有效半径。

.制动器因数制动器因数的表达式即它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。

其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。

制动器因数可定义为在制动鼓作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即式中制动器的摩擦力矩制动鼓的作用半径输入力，般取加于两制动蹄的张开力或加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。

对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为整个鼓式制动器的制动因数则为当时，则蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小方向及作用点，需要较精确地分析计算才能确定。

今假设在张力的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力如图所示作用于衬片的点上。

这法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为，为摩擦系数。

及为结构尺寸，如图所示。

对领蹄取绕支点的力矩平衡方程，即由上式得领蹄的制动蹄因数为当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力的方向与图所示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点的力矩平衡方程，即由上式得从蹄的制动蹄因数为由式可知当趋近于占时，对于有限张开力，制动鼓摩擦力趋于无穷大。

这时制动器将自锁。

自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺寸的在制动过程中，衬片衬块的温度相对滑动速度压力以及湿度等因素的变化会导致摩擦系数的改变。

而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动器因数的改变。

制动器因数对摩擦系数的敏感性可由来衡量，因而称为制动器的敏感度。

.制动器的结构参数与摩擦系数在有关的整车总布置参数和制动器的结构型式确定以后，就可以参考已有的同类型同等级汽车的同类制动器，对制动器的结构参数进行初选。

.制动鼓直径或半径当输入力定时，制动鼓的内径越大，制动力矩越大，切散热性能越好。

但是直径的尺寸收轮辋内径的限制，而且的增大也使制动鼓的质量增加，是汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶平顺性。

制动鼓与轮辋之间应有定的艰辛，此间隙般不应小于，以利于通风散热由此间隙要求及轮辋尺寸可求得的尺寸。

另外，制动鼓直径与轮辋直径之比的般范围为货车根据上面给定的轮辋.，载货汽车的制动鼓内径般比轮辋外径小，设计时，根据轮辋直径初步确定制动鼓内径，同时根据制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，选取，最终确定制动蹄摩擦衬片的包角和宽度摩擦衬片的包角通常在内选取，实验表明，时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。

再减小虽然有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。

包角也不宜大于，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。

因此选摩擦片宽度较大可以降低单位压力减小磨损，但的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。

通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过.的条件来选择衬片宽度的。

设计时应根据制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，选取摩擦衬片宽度，初取。

另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大。

如表所示。

而单个摩擦衬片的摩擦面积又取决于制动鼓半径衬片宽度及包角，即式中，以弧度为单位，当确定后，由上式也可初选衬片宽度的尺寸。

图根据单个摩擦衬片的摩擦面积，求出，