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摘要：随着生活水平的提高和科技的迅猛发展，人们的生活节奏变得越来越快，因此人们对交通工具的快捷性要求越来越高。
为了应对高车速对人们安全构成的威胁，许多法规对汽车的安全性提出了更高的要求，制动系的设计成为其中很重的一个方面。
本设计根据制动器的工作原理，对多种制动器进行分析比较，选择了制动效能较高的鼓式制动器作为设计的对象。
依据给定的参数，进行重要数值的计算。
随后，又根据工艺学的知识，进行制动器零件的设计和工艺分析。
总之，本设计的目的是为了设计出高效、稳定的制动器，以提高汽车的安全性。
关键词：制动系; 制动效能; 制动器AbstractKeywords:Braking system ; Braking quality ; Brake1 绪论1.1 汽车制动系概述尽可能提高车速是提高运输生产率的主要技术措施之一。
但这一切必须以保证行驶安全为前提。
因此，在宽阔人少的路面上汽车可以高速行驶。
但在不平路面上，遇到障碍物或其它紧急情况时，应降低车速甚至停车。
如果汽车不具备这一性能，提高汽车行驶速度便不可能实现。
所以，需要在汽车上安装一套可以实现减速行驶或者停车的制动装置——制动系统。
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。
随着高速公路的迅速发展和汽车密度的日益增大，交通事故时有发生。
因此，为保证汽车行驶安全，应提高汽车的制动性能，优化汽车制动系的结构。
制动装置可分为行车制动、驻车制动、应急制动和辅助制动四种装置。
其中行驶中的汽车减速至停止的制动系叫行车制动系。
使已停止的汽车停驻不动的制动系称为驻车制动系。
每种车都必须具备这两种制动系。
应急制动系成为第二制动系，它是为了保证在行车制动系失效时仍能有效的制动。
辅助制动系的作用是使汽车下坡时车速稳定的制动系。
汽车制动系统是一套用来使四个车轮减速或停止的零件。
当驾驶员踩下制动踏板时，制动动作开始。
踏板装在顶端带销轴的杆件上。
踏板的运动促使推杆移动，移向主缸或离开主缸。
前言1 本课题的目的和意义近年来，国内、外对汽车制动系统的研究与改进的大部分工作集中在通过对汽车制动过程的有效控制来提高车辆的制动性能及其稳定性，如ABS 技术等，而对制动器本身的研究改进较少。
然而，对汽车制动过程的控制效果最终都须通过制动器来实现，现代汽车普遍采用的摩擦式制动器的实际工作性能是整个制动系中最复杂、最不稳定的因素，因此改进制动器机构、解决制约其性能的突出问题具有非常重要的意义。
对于蹄－鼓式制动器，其突出优点是可利用制动蹄的增势效应而达到很高的制动效能因数，并具有多种不同性能的可选结构型式，以及其制动性能的可设计性强、制动效能因数的选择范围很宽、对各种汽车的制动性能要求的适应面广，至今仍然在除部分轿车以外的各种车辆的制动器中占主导地位。
但是，传统的蹄－鼓式制动器存在本身无法克服的缺点，主要表现于：其制动效能的稳定性较差，其摩擦副的压力分布均匀性也较差，衬片磨损不均匀；另外，在摩擦副局部接触的情况下容易使制动器制动力矩发生较大的变化，因此容易使左右车轮的制动力产生较大差值，从而导致汽车制动跑偏。
对于钳－盘式制动器，其优点在于：制动效能稳定性和散热性好，对摩擦材料的热衰退较不敏感，摩擦副的压力分布较均匀，而且结构较简单、维修较简便。
但是，钳－盘式制动器的缺点在于：其制动效能因数很低（只有0.7 左右），因此要求很大的促动力，导致制动管路内液体压力高，而且其摩擦副的工作压强和温度高；制动盘易被污染和锈蚀；当用作后轮制动器时不易加装驻车制动机构等。
因此，现代车辆上迫切需要一种可克服已有技术不足之处的先进制动器，它可充分发挥蹄－鼓式制动器制动效能因数高的优点，同时具有摩擦副压力分布均匀、制动效能稳定以及制动器间隙自动调节机构较理想等优点。
2 商用车制动系概述汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。
从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演着至关重要的角色。
制动扭矩： 领蹄：111ϕ∂⨯⨯=K r F M δ从蹄：222ϕ∂⨯⨯=K r F M α求出1ϕ∂K 、2ϕ∂K 、1F 、 βθ2F 就可以根据μ计算出制 动器的制动扭矩。
一．制动器制动效能系数1ϕ∂K 、2ϕ∂K 的计算1．制动器蹄片主要参数：长度尺寸：A 、B 、C 、D 、r （制动鼓内径）、b （蹄片宽）如图1所示； 角度尺寸：β、e （蹄片包角）、α（蹄片轴中心---毂中心连线的垂线和包角平分线的夹角，即最大单位压力线包角平分线的夹角，随磨擦片磨损而增大）；μ为蹄片与制动鼓间磨擦系数。
2．求制动效能系数的几个要点1）制动时磨擦片与制动鼓全面接触，单位压力的大小呈正弦曲线分布，如图2，m axP 位于蹄片轴中心---毂中心连线的垂线方向，其它各点的单位压力σsinmax ⨯=P P ；2）通过微积分计算，将制动鼓 与磨擦片之间的单位压 力换算成一个等效压力， 求出等效压力的方向σ 和力的作用点1Z 、2Z （1OZ 、2OZ ），等效力 P 所产生的摩擦力1XOZ （等于μ⨯P ）即扭矩(需建立M 和蹄片平台受力F 之间的关系)；实际计算必须找出M 与F 之间的关系式：ϕ∂⨯⨯=K r F M3)制动扭矩计算蹄片受力如图3： a. 三力平衡领蹄：111OE H M ⨯=从蹄：222OE H M ⨯=b. 通过对蹄片受力平衡分析（对L 点取力矩）()1111G L H b a F ⨯=+⨯()1111/G L b a F H +⨯=∴()11111/G L OE b a F M ⨯+⨯=111ϕ∂⨯⨯=K r F M∴ 1111G L OE r B A K ⨯+=∂ϕ 同理： 2222G L OE r B A K ⨯+=∂ϕc. 通过图解分析求出1OE 、2OE 、11G L 、22G L 与制动器参数之间的关系，就可以计算出1ϕ∂K 、1ϕ∂K 。
3．具体计算方法： 11-⨯=∂ργϕKl K ； 1'2+⨯=∂ργϕKl KrBA l +=； rC B K 22+=1) 在包角平分线上作辅助圆，求Z.圆心通过O 点，直径＝ee e r sin 2sin4+⨯画出σ角线与辅助圆交点，即Z 点等效法向分力作用点。
摘要国内汽车市场迅速发展，而轿车是汽车发展的方向。
然而随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，而制动系统则是汽车主动安全的重要系统之一。
因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。
另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。
本说明书主要介绍了鼓式制动系统的设计。
首先介绍了汽车制动系统的发展、结构、分类。
除此之外，它还介绍了制动器、制动主缸的设计计算，主要部件的参数选择。
关键字：制动；鼓式制动器；AbstractThe rapid development of the domestic vehicle market, saloon car is an important tendency of vehicle. However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises.This paper mainly introduces the design of braking system. Fist of all, braking system’s development, structure and category are shown. Besides, this paper also introduces the designing process of rear brake, braking cylinder, parameter’s choice of main components braking and channel settings.Key words: braking; brake drum;目录第1章绪论 (1)1.1 制动系统设计的意义 (1)1.2 制动系统研究现状 (1)1.3 本次制动系统应达到的目标 (2)1.4 本次制动系统设计要求 (2)2.1鼓式制动器 (3)2.2.1简单制动系 (5)2.2.2动力制动系 (5)2.2.3伺服制动系 (6)II型回路 (7)X型回路 (7)其他类型回路 (8)第三章制动系统设计计算 (9)3.1制动系统主要参数数值 (9)3.1.1相关主要技术参数 (9)3.1.2同步附着系数的分析 (9)3.2制动器有关计算 (10)3.2.1确定前后轴制动力矩分配系数β (10)3.2.2制动器制动力矩的确定 (10)3.2.3后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取 (10)3.3制动器制动因数计算 (11)3.4制动器主要零部件的结构设计 (12)4.1 制动性能评价指标 (15)4.2 制动效能 (15)4.3 制动效能的恒定性 (15)4.4 制动时汽车的方向稳定性 (15)4.5制动器制动力分配曲线分析 (16)4.6 制动减速度j (17)4.7 制动距离S (17)4.8摩擦衬片（衬块）的磨损特性计算 (18)4.9驻车制动计算 (19)第5章总论 (21)参考文献 (22)第1章绪论1.1制动系统设计的意义汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。
大客车城际公交前轮领从蹄式鼓式制动器设计1. 引言大客车城际公交作为一种重要的城市交通工具，对于安全性能要求非常高。
制动系统作为其中至关重要的一部分，对于大客车的制动效果、稳定性和耐久性起着重要作用。
本文将针对大客车城际公交的前轮领从蹄式鼓式制动器进行设计。
2. 制动器类型选择在大客车城际公交中，前轮领从蹄式鼓式制动器被广泛应用。
相比于盘式制动器，蹄式鼓式制动器具有结构简单、散热性能好等优势，适合长时间高强度使用的场景。
3. 制动器设计原理蹄式鼓式制动器主要由刹车片、刹车鼓、刹车活塞、刹车杆等组成。
当驾驶员踩下制动踏板时，刹车片与刹车鼓产生摩擦力，使汽车减速甚至停止。
4. 制动力计算在设计过程中，需要考虑到大客车城际公交的整备质量、最大设计速度、制动系数等因素。
通过计算可以得到所需的制动力，以确保制动系统能够满足实际使用需求。
5. 制动器材料选择在选择制动器材料时，需要考虑到其热传导性能、耐磨性、耐腐蚀性等因素。
常用的制动器材料包括碳素复合材料和金属材料。
根据实际情况，可以选择合适的材料以提高制动系统的性能和寿命。
6. 制动器散热设计由于城际公交长时间运行，制动器在高速行驶时会产生大量热量，如果散热不良可能会导致制动力下降或甚至失效。
因此，在设计过程中需要考虑散热问题，并采取相应的措施来提高散热效果。
7. 制动器装配与调试在制造过程中，需要进行严格的装配和调试工作。
确保各个部件之间的配合精度和工作状态良好，以保证整个制动系统能够正常运行。
8. 制动器维护与保养为了延长大客车城际公交制动器的使用寿命，需要进行定期的维护与保养工作。
包括清洁刹车鼓、更换磨损严重的刹车片等，以确保制动系统的正常工作。
9. 制动器性能测试在制造完成后，需要进行制动器性能测试。
通过对制动系统的制动力、制动距离等指标进行测试，以确保其符合相关标准和要求。
10. 结论本文针对大客车城际公交前轮领从蹄式鼓式制动器进行了设计，并介绍了设计原理、计算方法、材料选择、散热设计、装配与调试、维护与保养以及性能测试等方面的内容。
领从蹄式鼓式制动器结构及其制动性能序言车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。
目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行。
制动系统是汽车上用以使外界（主要是路面）在汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，从而对其进行一定程度的强制制动的一系列专门装置。
制动系统使行驶中的汽车按照驾驶员的要求进行强制减速甚至停车，使已停驶的汽车在各种道路条件下（包括在坡道上）稳定驻车，使下坡行驶的汽车速度保持稳定。
对汽车起制动作用的只能是作用在汽车上且方向与汽车行驶方向相反的外力，而这些外力的大小都是随机的、不可控制的，因此汽车上必须装设一系列专门装置以实现上述功能。
制动系统一般由制动操纵机构和制动器两个主要部分组成。
制动器是指产生阻碍车辆的运动或运动趋势的力(制动力)的部件。
汽车上常用的制动器都是利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦而产生制动力矩，称为摩擦制动器。
它有鼓式制动器和盘式制动器两种结构型式。
本说明书通过对领从蹄式鼓式制动器结构及其制动性能的研究，并与其他种类制动器作比较，且结合当今车辆实际应用，为整车制动性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。
第1章制动器概述制动器的旋转元件固装在车轮上，制动力矩直接作用于两侧车轮上的制动器称为车轮制动器。
目前，一般汽车所使用的制动器的制动力矩都来源于固定元件和旋转元件工作表面之间的摩擦，即摩擦式制动器。
汽车用的车轮制动器可分为鼓式和盘式两大类。
他们的区别在于鼓式制动器摩擦副中的旋转元件为制动鼓，工作表面为圆柱面；盘式制动器的旋转元件为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。
由于盘式制动器散热能力强，热稳定性好，目前轿车的前轮多采用盘式制动器。
鼓式制动器有内张型和外束型两种。
前者的制动鼓以内圆柱面为工作表面，在汽车上应用广泛，后者制动鼓的工作表面则是外圆柱面，目前只有极少数汽车用作驻车制动器。
制动器制动力矩的计算制动扭矩：领蹄：111=K r F M δ从蹄：222=K r F M α求出1??K 、2??K 、1F 、βθ2F 就可以根据μ计算出制动器的制动扭矩。
一．制动器制动效能系数1??K 、2??K 的计算1．制动器蹄片主要参数：长度尺寸：A 、B 、C 、D 、r （制动鼓内径）、b （蹄片宽）如图1所示；角度尺寸：β、e （蹄片包角）、α（蹄片轴中心---毂中心连线的垂线和包角平分线的夹角，即最大单位压力线包角平分线的夹角，随磨擦片磨损而增大）；μ为蹄片与制动鼓间磨擦系数。
2．求制动效能系数的几个要点1）制动时磨擦片与制动鼓全面接触，单位压力的大小呈正弦曲线分布，如图2，maxP 位于蹄片轴中心---毂中心连线的垂线方向，其它各点的单位压力σsinmax ?=P P ；2）通过微积分计算，将制动鼓与磨擦片之间的单位压力换算成一个等效压力，求出等效压力的方向σ 和力的作用点1Z 、2Z （1OZ 、2OZ ），等效力 P 所产生的摩擦力1XOZ （等于μ?P ）即扭矩(需建立M 和蹄片平台受力F 之间的关系)；实际计算必须找出M 与F 之间的关系式：=K r F M3)制动扭矩计算蹄片受力如图3： a. 三力平衡领蹄：111OE H M ?=从蹄：222OE H M ?=b. 通过对蹄片受力平衡分析（对L 点取力矩）()1111G L H b a F ?=+?()1111/G L b a F H +?=∴()11111/G L OE b a F M ?+?=111=K r F M∴ 1111G L OE r B A K ?+=同理： 2222G L OE r B A K ?+=c. 通过图解分析求出1OE 、2OE 、11G L 、22G L 与制动器参数之间的关系，就可以计算出1??K 、1??K 。
3．具体计算方法： 11-?=ργ?Kl K ； 1'2+?=ργ?Kl KrBA l +=； rC B K 22+=1) 在包角平分线上作辅助圆，求Z.圆心通过O 点，直径＝ee e r sin 2sin4+?画出σ角线与辅助圆交点，即Z 点等效法向分力作用点。
第1章绪论1.1课题研究背景和意义制动系统是保证行车安全非常重要的一个系统，不仅可以使行驶中的汽车减速，还能够保证停车后的汽车能停在原地不动。
由此可见，汽车制动系对汽车行驶安全性，停车可靠性以及运输经济效益起着重要的作用。
随着社会的发展，直接促使高速公路的发展，因此车速的提高以及车辆密度的日益增大，汽车制动系也越来越重要。
本次毕业设计将通过对轿车鼓式制动器的深入学习和设计实践，主要是对轿车鼓式制动器的零部件结构选型及设计计算，可以更好地学习并掌握现代汽车零部件结构与设计计算的相关知识和方法。
进一步熟悉轿车鼓式制动器的构造和工作原理，学会在工作中积累经验，巩固、补充、扩大知识面，提高自身解决和分析实际问题的能力，并且对于我即将进入社会工作都具有非常重要的意义。
1.2制动器研究现状汽车在行驶过程中经常需要频繁的进行制动操作，由于制动性能的好坏直接决定着交通和人身安全,所以也使得制动性能作为车辆非常重要的性能之一，汽车设计制造和使用部门的重要任务是改善汽车的制动性能。
当车辆制动时，由于车辆受到与行驶方向相反的外力,从而使汽车的速度逐渐减小直到车辆停止,对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动器的分析和设计,因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设计的基础,由于这一过程较为复杂,因此一般在实际中只能建立简化模型分析,通常人们主要从以下三个方面来对制动过程进行分析和评价。
1、制动效能:即制动距离与制动减速度；2、制动效能的恒定性:即抗热衰退性；3、制动时汽车的方向稳定性；目前，对于整车制动系的研究不易直接测量，因此关于制动系的实验均通过间接测量得到。
当汽车在道路上行驶时,其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据,在汽车道路试验中,如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化,则可为汽车整车制动器性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。
1.3课题研究内容1、具有良好的制动效能2、具有良好的制动效能的稳定性3、制动时汽车操纵稳定性好4、制动效能的热稳定性好汽车制动器的设计是一项综合性、系统性的设计，它包括制动系统的整体设计和零件设计，设计要求中不仅体现了对整体的要求，还有对各零件各自性能的要求。
第2章鼓式制动器2.1鼓式制动器概述鼓式制动也叫块式制动，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。
早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计在1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。
现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。
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。
而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。
制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。
另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。
当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。
四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用。
因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。
不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。
2.2鼓式制动器分类一般内张鼓式行车制动器都采用带摩擦片的制动蹄作为固定元件。
位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠到制动鼓（旋转元件）内圆面上，产生摩擦力矩（制动力矩）进行制动。
凡对制动蹄加力使蹄转动的装置称为制动蹄促动装置，常用的促动装置有制动轮缸、凸轮促动装置及楔形促动装置，相应的鼓式制动器称为轮缸式制动器、凸轮式制动器和楔式制动器。
第2章鼓式制动器2.1鼓式制动器概述鼓式制动也叫块式制动，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。
早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计在1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。
现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。
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。
而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。
制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。
另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。
当然，鼓式制动器也并非一无是处，它造价便宜，而且符合传统设计。
四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用。
因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。
不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。
2.2鼓式制动器分类一般内张鼓式行车制动器都采用带摩擦片的制动蹄作为固定元件。
位于制动鼓内部的制动蹄在一端承受促动力时，可绕其另一端的支点向外旋转，压靠到制动鼓（旋转元件）内圆面上，产生摩擦力矩（制动力矩）进行制动。
凡对制动蹄加力使蹄转动的装置称为制动蹄促动装置，常用的促动装置有制动轮缸、凸轮促动装置及楔形促动装置，相应的鼓式制动器称为轮缸式制动器、凸轮式制动器和楔式制动器。
领从蹄式制动器、双领蹄式制动器、双从蹄式制动器都是轮缸式制动器的一种。
2.3鼓式制动器工作原理及应用鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄，制动时制动蹄在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。
领从蹄式制动器效能因数及制动力矩计算方法
程军
【期刊名称】《当代汽车》
【年(卷),期】1991(000)002
【总页数】6页(P27-31,44)
【作者】程军
【作者单位】无
【正文语种】中文
【中图分类】U463.511
【相关文献】
1.领从蹄式鼓式制动器制动力矩计算方法研究 [J], 张健;雷雨成;卫修敬
2.领从蹄式制动器制动力矩计算公式的同一性分析 [J], 张健;卫修敬
3.一种新的蹄式制动器制动力矩计算方法 [J], 诸克贵;张勤超;陈明华
4.楔式领从蹄制动器冲焊蹄优化设计与分析 [J], 王占礼;沐阳;左锋;徐洪亮
5.领从蹄式制动器制动力矩计算公式的同一性分析 [J], 张健[1];卫修敬[2]
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一种行车和驻车变结构形式的鼓式制动器设计及计算崔祥波;李彬【摘要】领从蹄鼓式制动器的特点是:效能因数稳定性高,但效能因数低;双向自增力鼓式制动器的特点是:效能因数稳定性低,但效能因数高.如果能设计一种制动器,它在行车制动时是领从蹄式,利用其效能因数稳定性高的优点,在驻车制动时变为双向自增力式,利用其效能因数高的优点,它将是一种很有应用价值的制动器.本文通过一个实例给出这种制动器的制动力矩计算过程,并指明其设计要点.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2017(000)012【总页数】5页(P9-12,27)【关键词】领从蹄制动器;自增力制动器;变结构制动器;行车制动;驻车制动【作者】崔祥波;李彬【作者单位】奇瑞汽车股份有限公司底盘技术研究院,安徽芜湖 241006;奇瑞汽车股份有限公司底盘技术研究院,安徽芜湖 241006【正文语种】中文【中图分类】U463.51+1领从蹄鼓式制动器，效能因数稳定性高，易于布置驻车杠杆机构，因此常用于紧凑型乘用车的后轮制动器，同时兼做行车和驻车制动器。
自增力鼓式制动器的效能因数稳定性是所有鼓式制动器中最低的，已经很少用作乘用车的行车制动器，但因为它的效能因数是所有鼓式制动器中最高的，所以还常用作单一功能的驻车制动器，比如盘中鼓式后制动器总成中的驻车制动器和中央制动器一般都是自增力式。
领从蹄式制动器兼做驻车制动器时（尤其是7座以上的车），常常有驻车制动效能不足问题（因行车制动时后轮只承担 35%左右的制动力，所以行车制动效能一般都足够），解决这个问题有4种办法：（1）提高驻车杠杆机构的机械效率，（2）增大制动器外径，（3）提高摩擦片的摩擦系数，（4）驻车时变为另一种高效能因数的制动器（比如自增力式）。
第一种办法因结构及材料性能的限制，一般无法优化；第二个办法往往因布置空间和成本的限制而不可行；第三种办法会影响行车制动器的效果（因为驻车和行车用的是同一副摩擦片），因此往往也不可行；如果第四种办法能够实现，就能达成如下理想效果：（1）成本增加很少，（2）布置空间不变，（3）摩擦系数不变所以不会影响行车制动，（4）行车制动时是领从蹄式，效能因数稳定，驻车制动时是自增力式，效能因数高，同时满足行车和驻车制动性能要求。
鼓式制动器制动力矩的计算1、制动器效能因数计算根据制动器结构参数可知：A 、B 、C 、r 、φ、（结构参数意义见附图二）其中θ为最大压力线和水平线的夹角。
由以下公式计算μ＝0.35时（μ为摩擦片与制动鼓间摩擦系数），制动器领蹄和从蹄的制动效能因数。
θ=)tan(B C ar μγt a nar = )t a n s i n s i n t a n (θφφφφθ+-=ar e θθγλ-+=e θθγλ+-=e 'φφφρsin 2sin 4+= r B A +=ξ rC B k 22+= 领蹄制动效能因数:1sin cos cos 1-=∂γθρλξϕe k K 从蹄制动效能因数:1sin cos 'cos 2+=∂γθρλξϕe k K制动器的总效能因数，可由领、从蹄的效能因数按如下公式计算：21124ϕϕφϕ∂∂∂∂+⋅=K K K K K2、制动器制动力矩计算单个制动器的制动力矩M 为：R P K M ⋅⋅=其中：K 为制动器效能因数P 为制动器输入力，加于两制动蹄的张开力的平均值；R 制动鼓的作用半径,即制动器的工作半径r制动器输入力η⋅⋅=i F P /2其中：F 为气室推杆推力，由配置的气室确定i 为凸轮传动比，e L i /=（L 为调整臂臂长，e 为凸轮力臂，即凸轮基圆半径）η为传动效率，一般区0.63例：某Φ400X180制动器，A=150 B=150 C=30 r=0.2 Φ=115° μ＝0.35 η＝0.63通过上公式计算得1ϕ∂K ＝1.530 2ϕ∂K =0.54321124ϕϕφϕ∂∂∂∂+⋅K K K K K ＝＝1.603取F=9900N(0.6MPa 气压下气室输出力) L=125 e=12R P K M ⋅⋅=＝R L F K ⋅⋅⋅⋅η/2e=1.603*9900*125*0.63*0.2/(2*12) =10414N.m。
蹄式制动器制动力矩的计算（正弦分布）一、固定支点蹄式制动器制动力矩的计算 1、紧蹄蹄式制动器设计计算简图O ―――鼓心 ；H ―――固定支点；C ―――合力作用点设：δ――摩擦角γ――合力作用点线和包角平分线的夹角 ω――最大面压线和包角平分线的夹角 对固定支点H 取力矩平衡得： Pl FJH = Pl F JH=制动力矩为：Pl ON OL OLM F ON Pl PlJH HL OH OL⋅=⋅===- 从图中可见：cos ON OL θ=sin sin cos ON OC OZ δδγ==θ为合力作用线与最大面压线的夹角 ()θδωγ=-- （式1） cos sin cos cos[()]ON OZ OL γδθδωγ==-- 2、松蹄蹄式制动器设计计算简图最大面压线图中的符号同紧蹄对固定支点H 取力矩平衡得：Pl FJH = Pl F JH =制动力矩为：Pl ON OL OLM F ON Pl PlJH HL OH OL⋅=⋅===+ 从图中可见：cos ONOL θ=sin sin cos ON OC OZ δδγ==θ为合力作用线与最大面压线的夹角 θδωγ=+- cos sin cos cos[()]ON OZ OL γδθδωγ==+- 相比上两种情况的计算公式，我们可以写成通式： OL M PlOH OL =＝OLPl OH nOL-cos sin cos[()]OZ OL γδδωγ=--对紧蹄取δ为正 n ＝＋1 对松蹄取δ为负 n ＝－1上面所讨论的两种情况都是：包角平分线比最大面压线靠近固定支点；下面来看看包角平分线比最大面压线远离固定支点。
蹄式制动器设计计算简图从上图可见：cos ON OL θ'=θ为最大面压线与合力线的夹角θ＝δ＋ω－γ （式2）cos sin cos[()]OZ OL γδδωγ=+-相比式1和式2可知，对包角平分线比最大面压线远离固定支点的情况，只要取ω和γ为负带入式1即可。
