鼓式制动器.doc

。 -可编辑修改- 学号学号成成绩绩 课课程程设计说设计说明明书书 课课程名称程名称 车辆车辆构造构造课课程程设计设计 设计设计名称名称 鼓式制鼓式制动动器器 设计时间设计时间 2016 年年 9-12 月月 系系 别别 机械与汽机械与汽车车工程系工程系 专专 业业 车辆车辆工程工程 班班 级级 姓姓 名名 指指导导教教师师 2016 年年 12 月月 20 日日 。 -可编辑修改- 目目录录 一、一、课课程程设计设计任任务书务书.1 二、制二、制动动方案的方案的拟拟定定.2 三、鼓式制三、鼓式制动动器器类类型介型介绍绍.4 四、制四、制动动器主要参数的器主要参数的选择选择和和计计算算.7 五、校核五、校核验验算算.12 六、主要零部件的六、主要零部件的结结构构设计设计.14 七、七、驱动桥驱动桥.18 八、 总总体布局体布局.20 1）、装配图.20 2） 、轮缸零件图.21 3） 、轮毂零件图.22 九、九、设计总结设计总结.22 十、参考十、参考资资料料.23 。 -可编辑修改- 一、课程设计任务书 （1）课程设计目的 通过本次课程设计，加深对汽车制动系统的了解，并能熟练运用构造课的理论知识来解决实际 问题。 （2）课程设计任务内容 已知条件： 1.假设地面的附着系数足够大。 2.蹄、盘正压力的分布状态可由学生自行假设。 3.工作环境：设定为高温状态。 4.制动摩擦系数取值范围：0.25f0.55。 5.制动器具体结构可参考汽车实验室相关制动器结构，也可由学生自行设计。 6.具体参数如下表 1-1 所示： 制动器类 型 车重 前后重量 分配 轮胎型号 当时速为 km/h 最大紧急刹车距离 m 鼓式1.4 60% 、40% 215/80R1510060 表 1-1 设计任务参数表 （3）设计工作量 1.制动器设计计算说明书 1 份（不少于 8000 汉字，不包括图表）。可根据工具字数统计能得 知。 2.制动器装配图 1 张（A0 图纸）；图纸必须涵盖制动器总成及车轮部分，装配图中，液压油路及 刹车泵可用虚线绘制示意图。 3.零件工作图 2 张（须由指导教师指导选定）。 。 -可编辑修改- （4）课程设计的步骤 1.汽车制动器结构参考，实验室实物拆装。 2.设计计算。 3.绘制典型零件的零件图、绘制装配图。 4.零件图每人 2 张，由指导教师分配任务。 5.整理说明书，附图内容包括零件图、装配图。 6.课程设计答辩。 （5）课程设计各阶段安排 课程设计各阶段安排（如表 1-2 所示） 序号序号阶阶段内容段内容 1-2 周完成计算，包括齿轮、轴、轴承等的参数及校核 3-6 周完成所有零件的三维建模 7-8 周完成装配 9-11 周绘制装配二维工程图，修改零件三维建模中错误 12-13 周 绘制两张零件图。A4 图纸，比例自定。零件图放在说明书附图中。不 用单独打印。 14-15 周编写说明书，说明书不少于 5000 字。 16-18 周打印图纸、准备答辩 1-2 课程设计任务进度表 （6）设计中应注意的问题 1.独立思考、严谨认真、精益求精，多于指导教师沟通。 2.设计过程中，需要综合考虑多种因素，采取多种办法进行分析、比较和选择，来确定方案、尺 。 -可编辑修改- 寸和结构。计算和画图需要交叉进行，边画图、边计算、反复修改以完善设计是正常的，必须耐心、 认真地对待。 3.利用好实验室现有实物，但不应盲目地、机械地抄袭。根据具体条件和要求，大胆创新。 4.设计中应学习正确运用标准和规范，要注意一些尺寸需要圆整为标准数列或优先数列。 5.要注意掌握设计进度，每一阶段的设计都要认真检查，避免出现重大错误，影响下一阶段设 计。 二、 、制动方案的拟定 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。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车 流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能 良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常 在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车应有自动制动装置。 行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。 其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。 驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车 在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式的，以免其产生故障。 制动系应满足如下要求： (1)能适应有关标准和法规的规定。各项性能指针除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规 制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。 我国的强制性标准是GB12676-1999汽车制动系结构、性能和试验方法、GB7258机动车运行 安全技术条件。 (2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。 行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标 来评定，它是制动性能最基本的评价指针。表 1 给出了欧、美、日等国的有关标准或法规对这两项 。 -可编辑修改- 指标的规定。 一般在水平干燥的沥青、混泥土路面上以初速度30km/h制动时，制动距离应保证：对轻型货车 和轿车不大于7m，中型货车不大于8m，重型货车不大于12m。 驻坡效能是以汽车在良好路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度(%)来衡量。 (3)工作可靠。 (4)制动效能的热稳定性好。 (5)制动效能的水稳定性好。 (6)制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。 (7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能 减少疲劳。 (8)作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的 时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。一般要求这个时间 尽可能短，对于气制动车辆不得超过 0.6s，对于汽车列车不得超过 0.8s。 (9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。 (10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。 (11)制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效。 综合以上因素，结合个人了解的情况和分配任务，按照课程设计任务书的要求，须采用鼓式制 动器总成作为制动方案的主体部分在给出的已知条件中，轮辋直径为 Dr=15in，须在100km/h的速 度下在45米内刹停，尺寸条件、技术条件均较为苛刻，综合以上各种形式制动器的比较以及制动系 统应满足的要求，减少整体总成尺寸，简化设计。故本设计选择设计左后轮（驱动轮）的领从蹄式制 动器。 三、鼓式制动器类型介绍 汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已 停驶的汽车在原地（包括斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停 。 -可编辑修改- 车的可靠性。汽车制动系应至少有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置。任何一 套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有盘式和鼓式之分。行车制动时用脚踩 下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮；而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且利用专设的中 央制动器或车轮制动器进行制动。行车制动和驻车制动两套制动装置必须具有独立的制动驱动机 构。这里我们只介绍鼓式制动器。 （1）鼓式制动器 鼓式制动器分领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式几种。 1、领从蹄式制动器 领领从蹄式从蹄式(图图 3-2a)的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果 不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；调整蹄片与制动鼓之间的间隙工作容易。但 领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力不等(在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下)，故两蹄衬片 磨损不均匀，寿命不同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。领从 蹄式制动器得到广泛应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器用得较多。 2、双领蹄式制动器 双双领领蹄式制蹄式制动动器器(图图 3-2b)的制动效能稳定性，仅强于增力式制动器。当倒车制动时，由于两蹄 片皆为双从蹄，使制动效能明显下降。与领从蹄式制动器比较，由于多了一个轮缸，使结构略显复 杂。这种制动器适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴，而倒车制动时则相反的汽车前轮 上。它之所以不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，难以附加驻车制动驱动机构。 3、双向双领蹄式制动器 双向双双向双领领蹄式制蹄式制动动器器(图图 3-2c)因有两个轮缸，故结构上复杂，且调整蹄片与制动鼓之间的间隙 工作困难是它的缺点。这种制动器得到比较广泛应用，如用于后轮，则需另设中央驻车制动器。 4、双从蹄式制动器 。 -可编辑修改- 双从蹄式制双从蹄式制动动器器(图图 3-2d)的制动器效能稳定性最好，但因制动器效能最低，所以很少采用。 5、单向增力式制动器 单单向增力式制向增力式制动动器器(图图 3-2e)效能很高，居各式制动器之首。与双向增力式制动器比较，这种制 动器的结构比较简单。因两块蹄片都是领蹄，所以制动器效能稳定性相当差。倒车制动时，两蹄又 皆为从蹄，结果制动器效能很低。因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀，寿命不一样。这 种制动器只有一个轮缸，故不适合用于双回路驱动机构；另外由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间 隙工作变得困难。少数轻、中型货车用来作前制动器。 6、双向增力式制动器 双向增力式制双向增力式制动动器器(图图 3-2f)因两蹄片均为领蹄，所以制动器效能稳定性比较差。除此之外，两 蹄片上单位压力不等，故磨损不均匀，寿命不同。调整间隙工作与单向增力式一样比较困难。因只 有一个轮缸，故制动器不适合用于有的双回路驱动机构。 各种鼓式制各种鼓式制动动器的示意器的示意图图如下：如下： a、领从蹄式 b、双领蹄式 c、双向领从蹄式 d、双从蹄式 e、单向增力式 f、双向增力式 图 3-1 。 -可编辑修改- （2）鼓式制动器与盘式制动器的比较 与盘式式制动器相比，鼓式式制动器的优缺点如下： 鼓式制动器造价便宜，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。 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。 四、制动器主要参数的选择和计算 （1）制动鼓的结构主要构成零件 如图 4-1 所示： 。 -可编辑修改- 1楔形调节块；2驻车制动推杆；3后制动蹄；4驻车制动推杆内弹簧； 5驻车制动推杆外弹簧；6限位弹簧座；7驻车制动杠杆；8制动蹄复位弹簧；9制动轮缸； 10制 动底板；11定位销；12前制动蹄；13制动间隙调节弹簧 图 4-1 （2）动力参数设计及计算 。 -可编辑修改- 图 4-2 1、方案方案设计选择设计选择： 左后轮（领从蹄式） 2、制、制动动鼓内径鼓内径 D 设计设计 ： ： 由北京大学出版社出版由北京大学出版社出版 刘涛主刘涛主编编的的 汽汽车设计车设计 （在本（在本说说明明书书中中简简称称为为 汽汽 ）一）一书书 P333 知：知： 输入力 F0一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力越强。D 越大制动力矩越大， 同时 D 受轮辋直径限制，制动鼓与轮辋间隙不小于 20mm。而且，制动鼓与轮辋之间应该保持足 够的间隙，否则制动鼓散热不良，温度过高，使摩擦因数降低。 制制动动鼓直径鼓直径(D)与与轮辋轮辋直径直径(Dr)之比之比 D/Dr 范范围围如下：如下： 乘用车 D/Dr=0.640.74； 商用车 D/Dr=0.700.83。 由已知条件知轮辋直径 Dr=15in=1525.4=381mm，（一英寸=0.0254m） 由于制动鼓内径尺寸应参照专业标准 QC/T 308-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系 列选取。 轮辋直径/in121314151620 。 -可编辑修改- 轿车 180200240260- 制动鼓最大内径/mm 货车、客车220240260300320420 表 4-1 本题选取 D =260mm D/Dr=，满足乘用车制动鼓直径与轮辋直径之比的要求68 . 0 381 260 所以制动鼓半径 R=D/2=130mm 3、摩擦摩擦衬衬片片宽宽度度 b 和包角和包角 摩擦衬片的包角一般在 =90o120o范围内选取。实验证明，摩擦衬片的包角在 90o100o是 摩擦最小，制动鼓的温度也最低，制动效能也最高。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 120o，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动不平稳。 本设计摩擦衬片包角设计为 =100o 摩擦片宽度尺寸 b 的选取对摩擦片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快， 陈片寿命短；若衬片宽度尺寸宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。摩擦衬片宽度 b 较大可 以降低单位压力，减小磨损，但 b 的尺寸不宜过大，过大不能保证与制动鼓的全面接触，通常是根 据紧急制动时单位压力不超过 2.5MPa 来选择摩擦衬片的宽度 b 的。由于制动鼓内径尺寸应参照专 业标准 QC/T 308-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。 制动鼓工作直径 D（mm）制动蹄片宽度 b（mm） 2604050607590110 表 4-2 本设计选取 b=50mm 由由 汽汽车车工程手册工程手册 1250 公式（公式（5-3-2）知：）知：单个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积为 （）360/)D( 21 bAP 2 mm 其中 D 为制动鼓内径 260mm 22 21 78.22622678mm 360 502002603.14 360 )D( cm b AP 。 -可编辑修改- 则单个车轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积： 2 78.226cmAA P 根据根据王望予主王望予主编编.汽汽车设计车设计.第四版，北京：机械工第四版，北京：机械工业业出版社，出版社，2004.8 一一书书 P264（表（表 8-1）知）知，单个车 轮鼓式制动器总的衬片摩擦面积： 汽车类别汽车总质量tm/单个制动器总的衬片摩擦面积 A/cm2 乘用车 0.91.5 1.52.5 100200 200300 商用车 1.01.5 1.52.5 2.53.5 3.57.0 7.012.0 12.017.0 120200 150250（多为 150200） 250400 300650 5501000 6001500（多为 6001200） 表 4-3 本题已知车重量为 1.4 吨,每个制动器有两个摩擦衬片，两个衬片包角相同。即满足要求， 合理。 4、摩擦、摩擦衬衬片起始角片起始角 0 由由 汽汽 一一书书 P334 知：知：摩擦衬片起始角 0如图 4-2 所示。一般情况下是将摩擦衬片布置在 制动蹄外缘中央。有时为了适应单位压力分布情况，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。 本设计采用将衬片布置在制动蹄的中央，即令40290 0 5、制制动动器中心到器中心到张张开力开力 F0作用作用线线的距离的距离 e 由由 汽汽 一一书书 P334 知：知：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，初步设计可暂定 e=0.8R，本题 e=0.8130=104mm 6、制、制动动蹄支撑点位置坐蹄支撑点位置坐标标 a 和和 c 由由 汽汽 一一书书 P334 知：知：应在保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，使 a 尽可能大而 c 。 -可编辑修改- 尽可能小。 初步设计时，可暂定 a=0.8130=104mm，c 取 20mm 7、制、制动间动间隙隙 一般来说鼓式制动器的间隙为 0.2mm-0.5mm，此间隙的存在会导致踏板或手柄行程损失， 因此应尽量小些，设计中取间隙为 0.4mm 8、计计算制算制动轮动轮缸直径缸直径 （1）计算单个后车轮受到地面的摩擦力大小 车速为 V=100km/h=28m/s 汽车后轮在刹车过程做功，F 为单个后车轮受到的摩擦力，S 为刹车距离。FSW2 后轮动能消耗,m 为车重，v 为初速度 2 %40 2 1 mvW 由于能量守恒，所以 2 %40 2 1 2mvFS 解得单个后轮受到的摩擦力： N S mv F1829 604 281400%40 4 %40 22 地面对单个后车轮的摩擦力矩等于单个后轮受到的摩擦力与车轮的滚动半径的乘积，即 。 滚 RFM 由已知条件轮胎参数 215/80 R15 查 GB9743-199， 滚动半径。轮辋半径轮胎截面高度 滚 2R mm3632318%80215滚R 为了使汽车在规定条件下停止，所需的力矩： m93.663363 . 0 8291NRFM 滚 （2）计算制动蹄的制动力矩 。 -可编辑修改- 本本题为领题为领从蹄式鼓式制从蹄式鼓式制动动器器，假设两蹄在制动过程中。制动蹄与制动鼓完全接触，压力分布均 匀。受力分析如图（ （图图 4-2） ）所示。F0为张开力，F2为制动鼓对领蹄的合力，方向如图。F3为制动鼓对 从蹄的合力，方向如图。对领蹄的支点取矩，列力矩平衡方程。对从蹄的支点取矩，列力矩平衡方程。 f 为摩擦系数。摩擦系数范围为 0.35f0.45，本题取 f=0.4。 (4-1)0)()( 220 aFcRfFaeF （4-2） 0)()( 330 aFcRfFaeF 由（4-1）（4-2）式 求得， 02 47 . 3 FF 03 41 . 1 FF 代入 （4-3）MfRFF)( 32 解得 F0=2616.37N sP 0 F 式中：由汽由汽车车液液压压制制动轮动轮缸技缸技术术条件条件 QC/T 77-93 知知: 按最高工作液压，分为 10、15、20、25MPa 四个压力级，选取制动管路压力； a MPp10 制动轮缸面积：s ，d 为轮缸直径 224- 6 0 2 261.64102.61637 1010 2616.37 4 mmm p N P Fd s a 。mm26 . 8 1 14 . 3 4261.64 d 由轮缸直径根据 GB7524-87 标准规定，选取尺寸系列中的 d=19m。 9、行车制动效能计算 行车制动效能是由在一定初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价 的。 汽车的最大减速度 abmax 由下式确定： 。 -可编辑修改- Ga= Ga g dv dt 由此得出 abmax= Ga dv dt 因为本题附着系数足够大，取 1，所以 abmax=g=9.8m/s2。 制动距离 s=(t2+ )v0+ 1 3.6 t2 2 v02 25.92abmax 式中，t2+t2为制动器的作用时间，题中采用的是液压制动系，当驾驶员急速踩下 制动踏板时，制动器起作用的时间可短至 0.1s 或更短.所以取(t2+ )=0.1； t2 2 故制动距离mm6003.41 8 . 992.25 100 601 . 0 6 . 3 1 s 2 能在最大紧急刹车距离范围内刹车。 五、校核验算 （1）摩擦衬块摩擦系数 f 的校核 由公式（4-3）力矩平衡知：MfRFF)( 32 其中，f 为衬块衬块摩擦系数摩擦系数（已由任务要求给出范围），；R 制动鼓内半径。 02 47 . 3 FF 03 41 . 1 FF 得（5-1） 0 88 . 4 FR M f 将所有计算或选定的已知量代入公式（5-1），有： sP 0 F a MPp10 d=19mm 40 . 0 f 4 2 d s mmR130 。 -可编辑修改- 满足设计任务要求（制动摩擦系数取值范围：）。45 . 0 0.35 f （2）摩擦衬块的磨损特性验算 摩擦衬块的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有 关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。故试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和 表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程，是将其机械能（动能、势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强 度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内制动 摩擦产生的热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负 荷愈大，则摩擦衬块的磨损亦愈严重。 制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或 能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。 2 /W mm 由由 汽汽 一一书书 P340 公式（公式（10-61）知）知：双轴汽车单单个后个后轮轮制制动动器的比能量耗散率器的比能量耗散率为 -1 2 - 2 1 2 2 2 1 tA vvm e 后 式中，为汽车旋转质量换算系数； m 为汽车总质量 kg； 与为汽车制动初速度与终速度 m/s 1 v 2 v （计算时轿车取）；smhkmv/ 8 . 27/100 1 t 为制动时间 s，按计算； j vv t 21- j 为制动减速度，m/s2（计算时取 j=0.6g）； A 为制动器摩擦衬片的摩擦面积； 为制动力分配系数（也是前轮承受车重占总车重的百分比）。 。 -可编辑修改- 在紧急制动到时，可以近似的认为，则有：0 2 v1 -1 22 1 2 1 tA mv e 后 kgm0031 smv/ 8 . 27 1 2 4 23 56W/ . 1 0.6-1 103606 . 1 4.7282 27.8101.3 2 1 mme ）（ 后 %60 st728 . 4 8 . 96 . 0 0- 8 . 27 24mm 100636 . 1 A 由由 汽汽 一一书书 P340 知知：“鼓式制鼓式制动动器的比能量耗散率器的比能量耗散率应应不大于不大于”。 。 2 1.8W/mm 2 cm06.136s728 . 4 s 8 . 96 . 0 028 t%60m/s0vm/s28v21 A， 22 70 . 1 22 4 22 2 2 1m /8 . 1/ /70. 1/%601 103606 . 1 728. 42 02814001 1 t2 vv mmWmmWe mmWmmW A e ）（ 后 后 六、主要零部件的结构设计 （1）制动鼓 制动鼓应具有高的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬 片的材料相匹配，应能保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。中型、重型货车和中型、大 型客车多采用灰铸铁 HT200 或合金铸铁制造的制动鼓。 制动鼓相对于轮毂的定位，是以直径为的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工 制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后需进行动平衡。 制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有助于增大热容 量，但试验 表明，壁厚从 11mm 增至 20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车 图图 2 。 -可编辑修改- 为 712mm，中、重型货车为 1318mm。制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙。所以， 制动鼓壁厚选择为 10mm。 （2）制动蹄 轿车和轻型、微型货车的制动蹄广泛采用 T 形型钢辗压或钢板冲压焊接制成；大吨位货车的 制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的断面形状和尺寸应保证其刚度好，但小型车钢 板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与鼓 之间的接触压力均匀，因而使衬片磨损较为均匀，并减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面 有工字形、山字形和字形几种。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 35mm；货车的约为 58mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用 4.55mm；货车多在 8mm 以上。衬片可以铆接或粘接在制动 蹄上，粘接的允许其磨损厚度较大，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。所以，选择制动蹄腹板和翼 缘的厚度为 3mm。摩擦衬片的厚度为 5mm。 （3）制动主缸 制动主缸壳体应有足够的耐压强度，铸件表面不能有裂纹和疏松，一般在 20Mpa 以内壳体不 应有任何泄露。壳体通常选择材料有灰铸 HT200、HT250h 和铸造铝合金；此外，也有采用锻造铝合 金、低碳钢冷挤压成形。为保证良好的密封性，壳体内孔必需有足够的光洁度，其表面粗糙度不得 高于 0.25，尺寸公差推荐不大于 H9 级。 主缸壳体用铝合金时，活塞以锌合金压铸件或钢材者为多；缸体材料为铸件时，活塞采用铝合 金棒材铸铝，表面氧化铝膜处理。活塞的配合直径名义尺寸与缸孔相同，其配合间隙一般在 0.040.10 范围。 橡胶密封件皮碗和皮圈是制动主缸最关键的零件，它的质量优劣直接影响制动主缸的性能和 使用寿命。目前皮碗和皮圈的材料广泛采用丁苯橡胶（SBR）丁二烯和苯乙烯的共聚体和乙丙 橡胶（EPMEPDM）乙烯和丙烯的共聚体。 （4）制动器设计主要几何尺寸参数表 名称及代 号 公式及说明计算结果 。 -可编辑修改- 轮辋直径 Dr Dr=15in=1525.4=381mmDr=381mm 制动鼓直 径 D 制动鼓内径尺寸应参照专业标准 QC/T 308-1999制动鼓工作直径及制 动蹄片宽度尺寸系列选取 D=260mm 摩擦衬片 包角 摩擦衬片的包角一般在 =90o120o 范围内选取 取 =100o 单个制动 器总的衬 片摩擦面 积 P A 22 21 78.22622678mm 360 502002603.14 360 )D( cm b AP A=226.78cm2 摩擦衬片 宽度b 由于制动鼓内径尺寸应参照专业 标准 QC/T 308-1999制动鼓工作直 径及制动蹄片宽度尺寸系列选取 b=50mm 摩擦衬片 起始角 0 本设计采用将衬片布置在制动蹄 的中央，即令40290 0 40 0 制动器中 心到张开 力 F0作用 线的距离 e e=0.8R=0.8130=104mme=104mm 制动蹄支a=0.8R=0.8130=104mma=104mm 。 -可编辑修改- 撑点位置 坐标 a 制动蹄支 撑点位置 坐标 c 应在保证两蹄支撑端毛面不致 互相干涉的条件下，使 a 尽可能大 而 c 尽可能小。c 取 20mm c=20mm 单个后轮 受到的摩 擦力F N S mv F1829 604 281400%40 4 %40 22 F=1829N 制动间隙 一般来说鼓式制动器的间隙为 0.2mm-0.5mm 取间隙为 0.4mm 轮胎滚动 半径 滚 R 由 185/65 R15 查 GB9743-1997R 滚=363mm 汽车在规 定条件下 停止所需 的力矩M m93.663363 . 0 8291NRFM 滚M=663.93Nm 张开力 0 F 列力矩平衡方程由（4-1）（4-2）（4-3）式 计算得 Fo=2616.37N 轮缸直径 d 根据 GB7524-mm26 . 8 1 14 . 3 4261.64 d 87 标准规定，选取尺寸系列中的 mmd19 D=19mm 。 -可编辑修改- 制动管路 压力p 由汽车液压制动轮缸技术条件 QC/T 77-93 按最高工作液压系列中选取制 动管路压力 a MPp10 a MPp10 单个前轮 制动器的 比能量耗 散率 后 e 2 2 2 2 1 1.70W/-1 2 - 2 1 mm tA vvm e 后 鼓式制动器的比能量耗散率应不大于 2 1.8W/mm 2 1.70W/mme 后 制动鼓壁 厚 S 一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为 712mm，中、重型货车为 1318mm。 取 S=10mm 摩擦衬片 的厚度 H 摩擦衬片的厚度，轿车多用 4.55mm；货车多在 8mm 以上。 取 H=5mm 七、驱动桥 1）半浮式半轴 特点是半轴外端通过轴承支承在桥壳上，作用在车轮的力都直接传给半轴，再通过轴承传 给驱动桥壳体。半轴既受转矩，又受弯矩。常用于轿车、微型客车和微型货车。 下图是一汽车半浮式半轴的结构与安装，其结构特点是外端以圆锥面及键与轮毂相固定支 承在一个圆锥滚子轴承上，向外的轴向力由圆锥滚子轴承承受，向内的轴向力通过滑块传给另一侧 半轴的圆锥滚子轴承。 图图 2 。 -可编辑修改- 2 全浮式半轴 全浮式半轴的特点是半轴外端与轮毂相连接，轮毂通过圆锥滚子轴承支承在桥壳的半