解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 本科毕业设计 (论文 ) 题目： 解放牌中型货车 后轮鼓式制动器设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 导 师 2013 年 5 月 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 I 解放牌中型货车后轮鼓式制动器设计 摘 要 鼓式制动也叫块式制动，现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动蹄位于制动轮内侧，刹车 时制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。 制动系统在汽车中有着极为重要的作用，如果失效将会造成灾严重的后果。制动系统的主要部件就是制动器，在现代汽车上仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄 鼓式制动器。本设计就摩擦式鼓式制动器进行了相关的设计和计算。在设计过程中，以实际产品为基础，根据我国目前进行制动器新产品开发的一般程序，并结合理论设计的要求，首先根据给定车型的整车参数和技术要求，确定制动器的结构形式、制动器主要参数及其选择，然后计算制动器的最大制动力矩、 同步附着系数 、 制动力与制动力分配系数 、 制 动器的结构参数与摩擦系数 等，并在此基础上进行制动器主要零部件的结构设计。最后，完成装配图和零件图的绘制。 关键词： 鼓式制动器 ； 制动力 ； 最大制动力矩 ； 结构参数 ； 摩擦系数 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 II The design of jiefang medium-sized truck rear wheel drum brake Abstract Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes. In the vehicle braking system has a very important role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters and their choice, and then calculate the maximum braking torque of brake, the synchronous adhesion coefficient and brake force and brake force distribution coefficient, the structural parameters of the brake and friction coefficient, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping. KeyWords:drumbrake； braking force； maximum braking torque； Structure parameters； the coefficient of friction下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 III 目 录 1 绪论 . 1 1.1 汽车制动器发展的概况 . 1 1.2 研究制动器系统的意义 . 2 1.3 制动系应满足的要求 . 2 1.4 本设计要完成的内容 . 2 2 鼓式制动器的结构形式与选择 . 3 2.1 鼓式制动器的结构形式 . 4 2.1.1 领从蹄式制动器 . 4 2.1.2 双领从蹄式制动器 . 4 2.1.3 双向双领从蹄式制动器 . 4 2.1.4 单项增力式制动器 . 5 2.1.5 双向增力式制动器 . 5 3 制动器的主要参数及其选择 . 6 3.1 制动力与制动力分配系数 . 6 3.2 同步附着系数的计算 . 10 3.3 制动器最大制动力矩 .11 3.4 制动器的结构参数与摩擦系数 . 12 4 制动器的主要零件的结构计算 . 15 4.1 制动鼓 . 15 4.2 制动蹄 . 15 4.3 制动底板 . 15 4.4 支承 . 16 4.5 制动轮缸 . 16 4.6 摩擦材料 . 16 4.7 制动器间隙的调整方法及相应机构 . 16 4.8 液压驱动机构的设计与计算 . 17 4.9 制动器的校核 . 17 5 结论 . 19 致 谢 . 20 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 IV 参考文献 . 21 毕业设计（论文）知识产权声明 . 22 毕业设计（论文）独创性声明 . 23 附录 1. 24 附录 2. 25 1 绪论 1 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 2 3 4 1 绪论 1.1 汽车制动器发展的概况 从汽车诞生时起，车辆制动系统在车辆的安全方面就扮演者至关重要的角色。近年来，随着车辆技术的进步和汽车行驶速度的提高，这种重要性表现的越来越明显。汽车制动系统种类很多，形式多样。传统的制动系统结构形式主要有机械式、气动式、液压式、气 -液混合式。它们的工作原理基本都一样，都是利用制动装置，用工作时产生的摩擦热来逐渐消耗车辆所具有的动能，已达到车辆制动减速，或制止停车的目的。 伴随着节能和清洁能源 汽车的研究开发，汽车制动系统发生了很大的变化，出现了很多新的结构形式和功能形式。新型制动力系统的出现也要求制动系统结构形式和功能形式发生相应的改变。例如电动汽车没有内燃机，无法为真空助力器提供真空源，一种解决方案是利用电动真空泵为真空助力器提供真空。汽车制动系统的发展是和汽车性能的提高及汽车结构形式变化密切相关的，制动系统的每个组成部分都发生了很大的变化 1。 1.2 研究制动系统的意义 制动系统是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的安全性。随着高速公路的迅速发展和车流密度的日益增大，交通事故也不断增加 。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的 45。可见，制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素 2。 近年来，我国出版过一些汽车制动方面的专著，但从数量上和深度上都远远不能满足汽车工业及汽车运输业发展的要求。特别是在汽车制动系统的开发设计方面与汽车发达国家相比水平差距甚远，这是因为我国很长时间主要设计制造载货汽车，许多尖端技术问题对我们来说迄今还不太了解。所以对 于研究设计制动器来说，在我国有着非常重要的影响 3。 1.3 制动系应满足的要求 （ 1） 具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。 （ 2） 工作可靠，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们 5 的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。 （ 3） 制动效能的散热性和导热性要好，且制动时的操纵稳定性好 4。 1.4 本设计要完成的内容 根 据解放牌中型货 车的主要参数，对其制动系统的制动机构进行结构设计，实现汽车的制动功能并满足制动性要求，运用 Auto CAD 软件绘制制动器总装配图以及主要部件的零件图，利用 Pro/E 软件对制动器进行建模、装配 ,并撰写毕业设计论文。 2 鼓式制动器的结构形式与选择 3 2 鼓式制动器的结构形式与选择 2.1 鼓式制动器的结构形式 鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图 2.1），它们的制动效能、制动鼓的平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。 图 2.1 制动器的结构形式 图 制动蹄按其张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向是否一致 ，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄 4。 鼓式制动器的各种结构形式如图 2.2a-f所示。 图 2.2 鼓式制动器简图 4 （ a） 领从蹄式（用凸轮张开）；（ b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（ c）双领蹄式（非双向，平衡式）； (d)双向双领蹄式；（ e）单向增力式；（ f）双向增力式 2.1.1 领从蹄式制动器 领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式、楔块式、曲柄式和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的。后者可保证作用在两蹄上的 张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。 领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。 2.1.2 双领蹄式制动器 当汽车前进时 ， 若两制动蹄均为 领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向双领蹄式制动器。 双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降。中级轿车的前制动器常采用这种形式，这是由于这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反，采用这种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它所以不同于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱 动机构，但便于布置双回路制动系统。 2.1.3 双向双领蹄式制动器 当制动鼓正向和反向旋转时两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领蹄式制动器。其两蹄的两端均为浮式支承，不是支承在支承销上，而是支承在两个活塞制动轮缸的支座上或其他张开装置的支座上。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞或其他张开装置的两侧均向外移动，使两制动蹄均压紧在制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时 两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退 5 时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。 2.1.4 单向增力式制动器 两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。 当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势 的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力 Q 要比制动轮缸给第一制动蹄的推力 P 大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大 23 倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此属于一种非平衡式制动器。 2.1.5 双向增力式制动器 双向增力式制动器在大型高速轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要 求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。 以上介绍的各种轮缸式制动器各有利弊。就制动效能而言，在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器由于对摩擦助势作用利用等最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦因数本身是一个不稳定的因素，随制动鼓和摩擦片的材料、温度和表面状况的不同，可在很大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦因数的依赖性最大，因而其效能的热稳定性最差。此外，在制动过程中，自增力式制动器制动 力矩的增长在某些情况下显得过于急速。双向自增力式制动器多用于轿车后轮，原因之一是便于兼充驻车制动器。单向自增力式制动器只用于中、轻型汽车的后轮，因倒车制动时对前轮制动器效能的要求不高。 考虑到制动器的效能因数和制动器效能的稳定性，且领从式制动器的蹄片与制动鼓之间的间隙易于调整，便于附装驻车制动装置，所以本设计采用领从蹄式制动器 5。3 制动器的主要参数及其选择 6 3 制动器的主要参数及其选择 制动器设计中需要预先给定的整车参数有：汽车轴距 L 5300mm 单位 ；汽车满载时总质量 16000 kg；空载时总质量 5500 kg；空载 时轴荷分配 65 /35；满载时轴荷分配 60 /40；而对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有：制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等。 3.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度 0 的车轮，其力矩平衡方程为 Tf FBre=0 （ 3.1） 式中： Tf 制动器对车轮作用的制动力 矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， Nm。 FB 地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反 ， N。 re 车轮有效半径， m。 令 Ff=Tf/re （ 3.2） 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。 Ff 与地面制动力 FB 的方向相仿，当车轮 角速度 0时，大小亦相等，且 Ff 仅有制动器结构参数所决定。即 Ff 决定于制动器结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大 Tf， Ff 和 FB 均随之增大。但地面制动力FB 受附着条件的限制，其值不可能大于附着力 F，即 FBF=Z （ 3.3） 或 FBmax=F=Z （ 3.4） 式中： 轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对车轮的法向反力。 当制动 器 制动 力 Ff 和地面制动力 FB 达到附着力 F值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩 Tf 即表现为静摩擦力矩，而 Ff=Tf/re 即成为与 FB相平衡以阻值车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0 以后，地面制动力FB 达到附着力 F值后就不再增大，而制动气制动力 Ff 由于踏板力 Fp 增大使摩擦力矩 Tf 增大而继续上升（见图 3.1） 7 图 3.1 制动器制动力 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 Z1,Z2 为 ： Z1=硬件控制电路板（ 单片机及其电路原件 ）键盘按键版步进电机及其驱 动模块限位保护修行机械本体Z2=系 统 管 理手动调整直线加工限位保护显示模块参数输入 （ 3.5） 式中： G 汽车所受重力， N； L 汽车轴距， mm； L1 汽车质心离前轴距离， mm； L2 汽车质心离后轴距离， mm； hg 汽车质心高度， mm； 附着系数。 取一定值附着系数 =0.8；所以在空载、满载时式（ 3.5）可得前后制动反力 Z 为以下数值。 在本设计中，解放牌货车在满载时的数据如下： 轴距 L=5300 mm，质心距前轴的距离 L1=L40%= 2120mm， L2=L-L1=3180mm,汽车所受的重力 G=mg=160009.8=15680N，同步附着系数 =0.6，汽车满载时的质心高度 hg=265040%=1060 mm。 故满载时： Z1=8 9 C 5 2P 0 .0 p 0 .7P 1 .0 P 1 .3P 1 .4 P 1 .7P 2 .0 P 2 .4接 1 6 0 2 液 晶 显 示 器 的 数 据 端 ；X 、 Z 两 个 电 机 的 控 制 信 号 ；分 别 四 个 点 动 按 钮 ；P 2 .5接 其 它 五 个 功 能 按 钮 ；beepP 2 .6 P 2 .7分 别 接 X 、 Z 越 界 指 示 灯 ；P 3 .2 P 3 .3P 3 .4接 1 6 0 2 液 晶 显 示 器 使 能 端 ；P 3 .5接 1 6 0 2 液 晶 显 示 器 数 据 命 令 选 择 端 ；接 电 机 托 板 X 、 Z 端 复 位P 3 .0软 件 烧 录 指 示 灯=11289.6N Z2= )10606.02120(530015680 =4390.4 N 在本设计中，解放牌货车在空载时的数据如下： 轴距 L=5300 mm，质心距前轴的距离 L1=L35%=1855mm， L2=L-L1=3445 mm,汽车所受的重力 G=mg=58809.8=5762.4N，同步附着系数 =0.6，汽车满载时的质心高度 hg=265035%=927.5mm。故空载时： Z1= )5.92 76.034 45(53 00 4.57 62 =4350.612 N 8 Z2= )5.9276.01855(5300 4.5762 =1411.788 N 图 3.2 制动时的汽车受力图 汽车总的地面制动力为： FB=FB1+FB2=dtdugG=Gq （ 3.6） 式中： q(q=gdtdu) 制动强度，亦称比减速度或比制动力； FB1， FB2 前后轴车轮的地面制动力。 由以上两式可求得前、后车轮附着力为： F1= )()( 22 ggB qhLLGLhFLLG F2= )()( 11 ggB qhLLGLhFLL （ 3.7） 有已知条件及式（ 3.7）可得前、后车轮附着力即地面最大制动力为： 故满载时： F1=)10606.03180(53001568 0 0.6= 6773.76N F2=)10606.02120(53001568 0 0.6=2634.24N 空载时： F1=)5.9276.03445(53004.5762 0.6=2610.3672N F2=)5.9276.01855(53004.5762 0.6=847.0728 N 上式表明：汽车附着系数 为任一确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度 q 或总制动力 FB 的函数，当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后的周和分配，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 （ 1） 前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑； （ 2） 后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑； 9 （ 3） 前、后轮同时抱死拖滑 6。 由以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。 由式（ 3.6），（ 3.7）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 Ff1+fF=FB1+FB2= G Ff1/Ff2=FB1/FB2= 21/ggL h L h（ 3.8） 式中 Ff1 前轴车轮的制动器制动力， Ff1=FB1=1Z； Ff2 后轴车轮的制动器制动力， Ff2=FB2=2； FB1 前轴车轮的地面制动力； FB2 后轴车轮的地面制动力； 1Z，2 地面对前，后轴车轮的法向反力； G 汽车重力； 1L，2 汽车质心离前，后轴距离； gh 汽车质心高度。 由式（ 3.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力 1fF，2fF是的函数。 由式（ 3.8）中消去，得 212 22141 22gf f fgghL GLGF L F Fh G h （ 3.9） 式中 ： L 汽车的轴距。 将上式绘成以 1fF， 2f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 I 曲线，如图 3.3 所示。如果汽车前，后制动器的制动力 1fF， 2能按 I 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，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车由其是货车的前后制动力之比为一定值，并以前制动 1fF与总制动力fF之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数=1ffFF=112fffFFF（ 3.10） 联立式（ 3.8）和式（ 3.10）可得 = LhL g2带入数据得满载时： = LhL g2=0.72 10 空载时： =2 gLhL=0.76 由于在附着条件限定的范围内，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。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装 ABS 防抱死制动系统 ，见图 3.3。 图 3.3 某载 货汽车的 I 曲线与线 3.2 同步附着系数的计算 由式（ 3.7）可得表达式 211ffFF（ 3.11） 上式在图 3.3 中是一条通过坐标原点且斜率为（ 1-） /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 I 曲线交于 B 点，可求出 B 点处的附着系数0， 则称 线与 I 曲线交点处的附着系数0为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。 同步附着系数的计算公式是： 0=ghLL 2（ 3.12） 由已知条件可得： 满载时：0=ghLL 2= 106 0318 072.0530 =0.6 11 空载时： 0=ghLL 2= 5.927344 575.0530 0 =0.62 根据设计经验，空满载的同步附着系数 0 和0应在下列范围内：轿车：0.650.8；轻型客车、轻型货车： 0.550.70；大型客车及中重型货车： 0.450.65。 故所得同步附着系数满足要求。 3.3 制动器最大制动力矩 为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。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12,ZZ成正比。由式（ 3.8）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 ： ggff hL hLZZFF01022121 （ 3.13） 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，上式的比值约为 1.31.6；货车约为 0.50.7。 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 effrFT 11（ 3.14） eff 22（ 3.15） 式中： Ff1 前轴车轮的制动气制动力， Ff1=Z1； Ff2 后轴车轮的制动气制动力， Ff2=Z2； Z1 作用于前轴车轮上的地面法向反力； Z2 作用于后轴车轮上的地面法向反力； re 车轮有效半径。 根据市场上的大多数中型货车轮胎规格及国家标准 GB9744-2007：选取的轮胎胎型 175/70R 16。由 GB2978 可得有效半径 re=403.2 mm。 对于常遇的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着 系数 0 值的汽车，为了保证在 0 的良好的路面上能够制动到后轮和前轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为： egef rhLLGrZT )( 21m a x1 （ 3.16） m ax1ax21ff T（ 3.17） 12 式中： 该车所能遇到的最大附着系数； re 车轮有效半径。 在本设计中，中型货车在满载时的数据如前所述，代入式（ 3.16） (3.17)中，得： 1maxfT 1977.93792 Nm 2f 3288.284532 Nm 一个车轮制动器的最 大制动力矩为上列计算结果的半值。 3.4 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 7。 图 3.6 鼓式制动器的主要几何参数 3.4.1 制动鼓直径或半径 当输入力 F 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩亦越大，散热性能亦越好。但直径 D 的尺寸受到轮毂内径的限制，而且 D 的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮毂之间应有 相当的间隙，此间隙一般不应小于 2030 mm,以利于散热通风，也可避免 由于 轮毂过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮毂的尺寸即可求得制动鼓直径 D 的尺寸。另外，制动鼓直径 D 与轮辋直径 Dr 之比的一般范围为： 轿车 ：rDD 0.640.74 货车：r 0.700.83 轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小 125 mm150 mm。 载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小 80 mm100 mm。 本次设计 后轮胎型号： 175/70R16 由表 3.1制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 可得制动鼓最大内 13 径为 320mm，本次设计去 D=300mm。 表 3.1 （ QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 ） 轮辋直径 /in 12 13 14 15 16 20,22.5 制动鼓最大直径 /mm 轿车 180 200 240 260 - - 货车 220 240 260 300 320 420 3.4.2 制动蹄摩擦衬片的包角和宽度 摩擦称片的包角 可在 90120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 90100时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小 虽有利于散 热，但由于单位压力过高将加速磨损。 一般也不宜大于 120，因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。选取 120。 摩擦衬片宽度 b 较大可以降低单位压力，减少磨损，但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 2.5 MPa， 国家标准 QC/T309-1999 选取摩擦衬片宽度 b=100mm。 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 Ap 又决定于制动鼓半径 R、衬片宽度 b 及包角 ，即 Ap=Rb （ 3.15） 式中 是以弧度为单位，当 Ap,R, 确定后，由上式也可初选衬片宽 b 的尺寸 。见 表 3.2 表 3.2 制动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 Ga/kN 单个制动器总的衬片摩擦面积 A/cm2 轿 车 0.91.5 1.52.5 100200 200300 客 车 与 货 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） 故摩擦衬片的摩擦面积 Ap=1501001203.14/180 mm2= 314cm2 ， 单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积 =2A=628cm2，如表 3.1 所示，摩擦衬片宽度 b 的选 取合理 8。 3.4.3 摩擦衬片起始角 一般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令0 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，以改善制动效能和磨损的均匀性。得0 30。 3.4.4 张开 力的作用线至制动器中心的距离 在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计可暂定 a 0.8R 左右。取 a 110 mm。 3.4.5 制动蹄支承中心的坐标位置 制动蹄支承中心的坐标尺寸 k 应尽可能地小，以使尺寸 c 尽可能大，初步 设计可暂定 c 0.8R 左右。取 c 110 mm， k 20 mm。 3.4.6 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性更好，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，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为0.30.5，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 f 0.350.40。因此，在假设的 理想条件下计算制动器的制动力矩，取 f 0.37 可使计算结果接近实际。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 9 。 本设计取摩擦系数f 0.30。4 制动器主要零件的结构设计 15 4 制动器主要零件的结构设计 4.1 制动鼓 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；轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这钟内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减小了质量。本设计中采用 HT20010。 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 11 mm增至 20 mm，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，轿车为 712 mm。 中、重型货车为 1318 mm。取壁厚为 14 mm， 制动鼓在闭口一侧可开小孔，用于检查制动器间隙 11。 本设计制动鼓壁厚为 13mm。 4.2 制动蹄 制动蹄采用采用 （可锻铸铁）铸造 制成。 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。 制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。粘接的优点在于衬片更换前允许磨损的厚度较大，其缺点是工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。 故 选用铆接。 4.3 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，应保证各安装零应有足够的刚度。 故选用由钢板冲压成型的制动底板并且有凹凸起伏的形状。 4.4 支承 二自由度制动蹄的支承，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同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由 45 号钢制造 16 并高频淬火。其支座为可锻铸铁（ KTH370 12）或球墨铸铁（ QT400-1 18）件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性 并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄地正确安装位置，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，以保持制动蹄的位置 12。 本设计中采用偏心支承销。 4.5 制动轮缸 采用活塞式制动蹄张开结构。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制成。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部。轮缸的工作腔由靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封 13。 4.6 摩擦材料 制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性能好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。 目前在制动器中普遍采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘接剂、调整摩擦性能的填充剂与噪声消除剂等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的扰性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同摩擦性能和其他性能。 另一种是编织材料 ，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编制成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其扰性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在 100120 温度下，它具有较高的摩擦系数（ f=4.0 以上），冲击强度比模压材料高 45 倍。但耐热性差，在200250 以上即不能承受较高的单位压力。磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下的汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。 粉末冶金摩擦材料是以铁粉或铜粉为主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制