东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计
2.4制动器最大制动力矩
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Z1,Z2成正比。由式（2-8）可知，双轴汽车前，后车轮附着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为 Ff1Ff2=Z1L2??hg= 式（2-19） Z2L1??hg式中 L1,L2 — 汽车质心离前，后轴距离； ?0 — 同步附着系数； hg — 汽车质心高度。 通常，上式的比值：轿车约为1.3~1.6；货车约为0.5~0.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 Tf1=Ff1re 式（2-20）
Tf2Ff2re= 式（2-21）
式中：Ff1 — 前轴制动器的制动力，Ff1?Z1?； Ff2 — 后轴制动器的制动力，Ff2?Z2?； Z1 — 作用于前轴车轮上的地面法向反力； Z2 — 作用于前轴车轮上的地面法向反力； re — 车轮有效半径。 故 Tf1max=Z1?re=Tf2max=GL2??hg??re 式（2-22） ?L1???Tf1max 式（2-23）
由式（2-19），式（2-20）可得 G197274Tf1max=?L2??hg??re=?1300?0.8?1530??0.8?570=6466.2N?m
L5200Tf2max=1???Tf1max =1?0.82?2451.94=1.550.1N?m 0.8220
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第3章 制动器的设计计算
3.1 鼓式制动器的结构参数
3.1.1 制动鼓内径D
输入力F0一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但D 的增大（图3-1）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20—30mm，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。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。
图3-1 鼓式制动器主要几何参数
制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下： 乘用车 D/Dr=0.64-0.74 商用车 D/Dr=0.70-0.83
制动鼓内径尺寸应参考专业标准QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表3-1）。
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表3-1 制动鼓最大内径
轮辋直径/in 制动鼓最大内径/mm 轿车 货车、客车 12 180 220 13 200 240 14 240 260 15 260 300 16 -- 320 20 -- 420 初选轮辋直径20英寸，则轮辋直径Dr=20×25.4mm=508mm。
而对应的制动鼓最大内径D=420，D/Dr=420/508=0.826，满足货车对制动鼓直径与轮辋直径比值的要求。 3.1.2 摩擦衬片宽度b和包角?
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。
这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积 ,即
A???Db(?1??2)/360 mm2 式（3-1）
式中： D—制动鼓内径（mm）； b—制动蹄摩擦衬片宽度(mm)；
?1,?2 —分别为两蹄的摩擦衬片包角，（°）。
摩擦衬片的包角?通常在 ??90?~120?范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角
??90?~100? 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?虽有
利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120°，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。
摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b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2.5MP 的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择b值。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3-2所示）。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角 ，即：
A?Rb? 式（3-2）
式中, ?是以弧度为单位，当A，R， ?确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。
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表3-2 制动器衬片摩擦面积
汽车类型 轿车 汽车总质量ma/t 0.9-1.5 1.5-2.5 单个制动器总的衬片摩擦面积?A/mm100-200 200-300 120-200 2 客车与货车 1.0-1.5 1.5-2.5 2.5-3.5 3.5-7.0 7.0-12.0 12.0-17.0 150-250(多为150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多600-1200) 制动鼓各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。
本设计中，摩擦衬片包角?，制动蹄摩擦衬片宽度b根据QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》可取b=140mm。 由式（3-2）得
A?Rb??210?140?100???512.86cm2 180单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=1025.73 cm 如表6-2所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。 由式（6-1）可得
A???Db(?1??2)/360???420?140?(100?100)/360?102573 cm2 3.1.3 摩擦衬片起始角?0
摩擦衬片起始角?o如图3-1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。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，以改善制动效能和磨损的均匀性。
?0?90??(?/2)?40?
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3.1.4 制动器中心到张开力F0作用线的距离e
在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取e?0.8R左右。
取e?172mm
3.1.5 制动蹄支承点位置坐标a和c
应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图3-1）。初步设计可取 =0.8R左右,c=42mm。
a=0.8R=0.8×210=168mm
3.1.6 摩擦片摩擦系数f
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。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器非常重要。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，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，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=0.35～0.40已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.4可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时,应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。
在本设计中选取f=0.4。
3.2 固定凸轮式（S型凸轮）气制动器的制动器因数计算
3.2.1 凸轮张开机构的主要参数的确定及凸轮特性的计算
制动凸轮工作表面设计为具有渐开线特性的曲面。其凸轮的作用力臂等于基圆半
径，与凸轮转角无关。所以它在使用过程中始终具有固定不变的传动比。这种制动器工作稳定，对整车制动方向稳定也较有利。 ①主要结构参数的确定及凸轮特性计算 如图3.2所示
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