鼓式制动器设计

5 鼓式制动器

5.1 制动距离S

V1t250211S=3.6(t1+2)V1+25.92jmax(m)= 3.6(0.1+0.2/2)50+25.926.86=14.8m

2Ffmax=

Fz=73309.80.7=5028.38N

Ffmaxjmax=ma=5028.387330=6.86(m/s2) （J>5.9）

最大制动距离 St =0.15v+v2/115=0.1550+502115=29.2m

S式中 t1：机构滞后时间0.1 s；

t2：制动力增长时间 0.2s；

v1：制动初速度50km/h；

Jmax：最大稳定制动减速度；

ma：满载质量7330kg；

Ffmax：最大地面制动力。

5.2 制动力分配系数β

Lb0=hg

代入数据得β=0.46

式中 0：满载同步附着系数 0.6；

L：汽车轴距 4000mm；

b：满载时汽车质心至后轴距离 1400mm；

hg：满载时质心高度 745mm。

5.3 前后轴制动器总制动力

Ff=Fμ=Fμ1+Fμ2 =24155.1+37389.6=61544.7(N)

mag73309.80.7（1.40.70.745）4Fμ1=βFμmag73309.80.7（2.60.70.745）4Fμ2=(1-β)Fμ式中 Fμ：前后轴制动器总制动力；

Fμ1 、Fμ2：前、后轴制动器制动力；

β：制动力分配系数0.46；

g：重力加速度 9.8m/s；

L：汽车轴距 4000mm；

a 、b：分别为汽车质心至前、后轴中心的距离 a=2600mm，b=1400mm；

:地面附着系数 0.7(干沥青路面)；

hg：汽车质心高度 hg=745mm；

ma：汽车满载质量 7330kg

5.4 驻车所需制动力

Fz=mag sin

5.4.1 汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角

aLhg

arctan

=

arctan0.72.640.70.745

=27.6

式中 ：车轮与地面摩擦系数，取0.7；

a：汽车质心至前轴间距离；

L：轴距；

hg：汽车质心高度。

最大停驻坡高度不小于16%～20%，故符合要求。

5.4.2 汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角

''arctanaLhg

=

arctan0.72.640.70.745

=21.9

最大停驻坡高度不小于16%～20%，故符合要求。

5.5 驻车所需制动力

5.5.1 应急制动系与型双回路行车制动系结合

Fμ1/2=24155.12=12077.6N

Fμ2/2=37389.62=18694.8N

5.5.2 应急制动系与2型双贿赂行车制动系结合

magb73309.80.71.4Fμ1=Lhg=40.70.745=20237.8N

maga73309.80.72.6Fμ2=Lhg=40.70.745=28914.7N

5.5.3 应急制动力与后轮驻车制动系结合

maga73309.80.72.6F=Fμ2=Lhg=40.70.745=28914.7N

5.6 驻车所需制动力

5.6.1 制动鼓内径D

输入力F0一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 但增大D受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm．否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：

货车D／Dr=0 .70～0 .83

选轮辋直径Dr=16 inch

Dr =25.416=406.4 mm

取D／Dr=0 .8 3 则制动鼓内径直径

D=0.83Dr=0.83406.4=337.31mm

取 D=340mm

5.6.2 摩擦衬片宽度b和包角β

摩擦衬片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。

制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=Rβb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积∑Ap越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。

试验表明，摩擦衬片包角β=90°～100°时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。取β=100°

衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。 取b=90mm

5.6.3 摩擦衬片起始角β0

β0一般将衬片布置在制动碲的中央，即令β0=90°－2。有时为了适应单位压力的分布情

况，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。

β0100　2=40° 令β0=90°－2=90°－

5.6.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e

在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下。应使距离e尽可能大，以提高制动效能。暂定e=0.8R=0.8170=136mm

5.6.5 制动蹄支承点位置坐标a和c

应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。暂定a=0.8R=0.8x170=136mm

5.6.6 摩擦片摩擦系数 f

摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性越差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250℃时，保持摩擦系数f0.30～0.40已无大问题。取f=0.3。

5.7 制动器主要零部件的结构设计

5.7.1 制动鼓

制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时温升不应超过极限值。制动鼓材料应与摩擦衬片相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由11 mm增至20 mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚，中、重型载货汽车为13mm～18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是HT200。

5.7.2 制动蹄

制动蹄腹板和翼缘的厚度，货车的约为5mm～8mm。摩擦衬片的厚度，货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为HT200。

5.7.3 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。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用45号钢。

5.7.4 制动蹄的支承

二自由度制动筛的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。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

具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。

5.7.5 制动轮缸

制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的是HT250。