基于UG-NX的小型轿车鼓式制动器设计与运动仿真
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本科毕业设计（论文）题目：基于 UG NX 小 型 轿 车 鼓 式 制 动器 设 计 与 运 动 仿 真基 于 UG NX的 小 型 轿 车 鼓 式 制 动 器 设 计 与 运 动 仿 真摘 要近年来我国汽车市场迅速发展，特别是轿车汽车发展的方向。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。本设计就领从蹄式鼓式制动器进行了相关的设计和计算，并根据 UG 三维软件进行设计装配及仿真。本说明书主要介绍了捷达轿车后轮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，并对鼓式制动器和盘式制动器的结构及优缺点进行分析。设计计算确定前盘、后鼓式制动器、制动主缸的主要尺寸和结构形式。绘制出了后制动器装配图、制动鼓零件图以及制动蹄零件图。最终对设计出的制动系统的各项指标进行评价分析。另外在设计的同时考虑了其结构简单、工作可靠、成本低等因素。通过本次设计的计算结果表明设计出的制动系统是合理的、符合标准的。其满足结构简单、成本低、工作可靠等要求。关键词：UG 软件；仿真；制动；鼓式制动器IUG NX Compact Sedan Based Drum Brake Design and Motion Simulation AbstractIn recent years the rapid development of Chinas auto market, especially cars car development. However, with the increase in car ownership, safety problems are increasingly attracted attention, and the braking system is an important vehicle active safety systems in the world. The design on the collar from the shoe drum brake design and calculation of, and in accordance with UG three-dimensional software design assembly and simulation.This manual describes the Jetta sedan rear drum brake system design. The first describes the development of automotive braking systems, structure, classification, and by drum brakes and disc brakes on the structure and analyze the advantages and disadvantages. Design calculations to determine the front disk, rear drum brakes,brake master cylinder of the main dimensions and structure. Drawn out of the rear brake assembly diagram, brake drum and brake shoe parts diagram parts chart. End of the braking system designed to evaluate the analysis of the indicators. Also taking into account in the design of its structure is simple, reliable, low cost factor.Through this design results show that the design of the braking system is reasonable, standards-compliant. Meet its simple structure, low cost, reliable requirements.Key Words: UG software；Simulation；Braking；Brake drumII主要符号表P 张开力N 法向反力Q 推力m 质量 同步附着系数q 制动强度T 制动力矩FB 地面制动力Ff 制动器制动力F 附着力Re 有效半径Z 地面对车轮的法向反力G 重力g 重力加速度 制动力分配系数D 直径b 宽度 摩擦衬片包角A 面积R 半径0 摩擦衬片起始角 摩擦系数t 时间C 比热容L 汽车制动时动能转变的热能V 速度J 制动减速度目 录1 绪论 .11.1 制动器设计的意义 .11.2 制动器研究现状 .21.3 本次设计鼓式制动器应达到的目标 .21.4 本次鼓式制动器的设计要求 .22 鼓式制动器的选择 .32.1 鼓式制动器形式方案分析 .32.2 制动器的结构型式及选择 .32.3 鼓式制动器整体方案 .82.4 鼓式制动器装配注意事项 .93 鼓式制动器的设计计算 .113.1 捷达轿车的主要参数数值 .113.2 同步附着系数的分析 .113.3 车辆前后轮制动力的分析 .113.4 制动器制动力分配系数 .153.5 鼓式制动器的主要参数及其确定 .173.5.1 制动鼓内径 D .173.5.2 摩擦村片宽度 b 和包角 .183.5.3 摩 擦 衬 片 起 始 角 0 .193.5.4 制 动 器 中 心 到 张 开 力 F0 作 用 线 的 距 离 e.193.5.5 制动蹄支承点位置坐标 a 和 c .203.5.6 摩擦片摩擦系数 .203.6 制动器主要零部件的结构设计 .213.6.1 制动鼓 .213.6.2 制动蹄 .213.6.3 制动底板 .213.6.4 制动蹄的支承 .213.6.5 制动轮缸 .223.7 制动器受力分析及最大制动力的确定 .223.7.1 制动器受力分析 .223.7.2 制动器最大制动力矩 .234 校核 .25I4.1 制动器的热容量和温升的核算 .254.2 制动器的校核 .264.3 驻车制动的计算 .264.3.1 汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角 .264.3.2 汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角 .274.4 制动减速度和制动距离 .275 基于 UG 的鼓式制动器结构设计 .305.1 UG 软件介绍 .305.1.1 UG NX 的技术 .305.1.2 优势 .305.1.3 主要功能 .305.2 鼓式制动器的三维设计 .315.2.1 制动器制动鼓设计 .315.2.2 制动蹄的设计 .325.2.3 制动器底板的设计 .345.2.4 制动轮缸 .345.3 鼓式制动器摩擦材料的选择 .355.4 鼓式制动器的整体设计 .355.5 鼓式制动器运动仿真分析 .365.5.1 模型的建立与简化 .365.5.2 运动仿真中各运动部件的分析 .37总 结 .42参考文献 .43致 谢 .43毕业设计（论文）知识产权声明 .45毕业设计（论文）独创性声明 .4601 绪论1.1 制动器设计的意义随着国民经济的蓬勃发展，汽车已经成为人们日常生活中重要的交通运输工具。制动器是汽车的关键部件之一，其性能的好坏将直接影响汽车整车性能的优劣，影响驾驶人员的生命财产安全，因此,制动器的设计在整车设计中显得非常重要。 汽车制动器是制动系中用以产生阻碍车辆的运动或运动趋势的部件。一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低，同时依靠车轮与路面的附着作用，产生路面对车轮的制动力以使汽车减速。凡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的制动器，都称为摩擦制动器。目前，汽车所用的制动器几乎全部都是摩擦制动器，即利用固定元件与旋转元件表面的摩擦而产生制动力矩。摩擦制动器分为鼓式和盘式两大类。前者的摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面；后者的旋转元件为圆盘状的制动盘，以端面为工作面。旋转元件固装在车轮或半轴上，即制动力矩直接分别作用于两侧车轮上的制动器称为车轮制动器，一般用于行车制动，也有兼用于应急制动和驻车制动系。旋转元件固装在传动系的传动轴上，其制动力矩须经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器称为中央制动器，一般只用于驻车制动或缓速制动。鼓式制动器作为制动器的一种，它的设计工作也是整车设计的重要部分。鼓式制动器主要由制动踏板、制动主缸、制动轮缸、制动鼓、制动底板、活塞、摩擦片等组成。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。设计好1的车轮制动器必须满足下列西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）2要求：一致的效能；平滑、渐进的响应；低污染、耐腐蚀；高度可靠；耐久性；耐磨损；容易保养。1.2 制动器研究现状汽车在行驶过程中需要频繁的进行制动操作，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。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至零,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。1.3 本次设计鼓式制动器应达到的目标（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1.4 本次鼓式制动器的设计要求汽车制动器的设计是一项综合性、系统性的设计，它涉及到制动系统的整体设计和零件设计，设计要求中体现了既有对整体的要求，又有对各零件各自性能的要求。对制动系整体性能，除了上面所说的以外，还有使用性能良好，故障少等要求。对零部件除了能实现各自功能外，还要求它与其他组装起来的配合能力，协作能力良好，因此，在制动器设计前，应先提出制动系统综合设计方案。根据对制动器的要求，并配合制动器的结构形式的特点，参考近年来制动器设计趋势,综合设计题目要求等。32 鼓式制动器的选择2.1 鼓式制动器形式方案分析汽车制动器几乎都是机械摩擦式，即利用旋转元件与固定元件两工作表面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。为更好的实现制动，现代轿车大多采用了前盘后鼓的设计方案。2.2 制动器的结构型式及选择 除了辅助制动装置是利用发动机排气或其他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的。 摩擦式制动器按其旋转元件的形状又可分为鼓式和盘式两大类。 鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓式制动器。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦衬片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上(对车轮制动器)或变速器壳或与其相固定的支架上( 对中央制动器) ；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作某些汽车的中央制动器，现代汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很少采用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式结构。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作各种汽车的中央制动器。 车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车制动之用；而中央制动器则仅用于驻车制动，当然也可起应急制动的作用。 鼓式制动器和盘式制动器的结构型式也有多种，其主要结构型式如下图所示：4鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类(如图 2.2)，它们的制动效能、制图 2.1 制动器的结构型式动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。制动蹄按其张开时的转动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。 鼓式制动器按蹄的属性分为： 5a. 领从蹄式制动器 如图 2.2(a)、(b)所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄 1 为领蹄，蹄 2 为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器，称为领从蹄式制动器。由图 2.2(a)、(b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。图 2.2 鼓式制动器简图(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；对于两蹄的张开力 P1=P2=P 的领从蹄式制动器结构，如图 2.2(b)所示，两蹄压紧制动鼓的法向力应相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于6摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。 对于如图 2.2(a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，因此作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等，而作用于两蹄的张开力 P1、P 2则不等，且必然有 P10 的车轮，其力矩平衡方程为:(3.1) 0eBfrFT式中: 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fT与车轮旋转方向相反，Nm；地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为BF地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。er令 effrTF（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。 与地面制动力 的方向相反，当车轮角速度 0fFBF时，大小亦相等，且 仅由制动器结构参数所决定。即 取决于制动器的结构f f型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，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 ， 和 均随之增大。但地面fTfB制动力 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力 ，BF F即 （3.3）BFZ或 （3.4）max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 和地面制动力 达到附着力 值时，车轮即被抱死并fFBF在地面上滑移。此后制动力矩 即表现为静摩擦力矩，而 即成为与fTeffrTF/相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到 =0 以后，地面制动BF 力 达到附着力 值后就不再增大，而制动器制动力 由于踏板力 的增大 f P使摩擦力矩 增大而继续上升(见图 3.1)。fT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：（3.5）)(dtughLG（3.6）12t13式中: 汽车所受重力；G汽车轴距；L汽车质心离前轴距离；1汽车质心离后轴距离；2汽车质心高度；gh重力加速度；汽车制动减速度。dtu图 3.1 制动器制动力 Ff、地面制动力 FB 与踏板力 Fp的关系汽车总的地面制动力为（3.7） GqdtugBB21式中:q制动强度，亦称比减速度或比制动力；， 前后轴车轮的地面制动力。1BF2由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为:（3.8） )()(221 ggBqhLhFLG14（3.9） )()(112 ggBqhLGhFL上式表明：汽车在附着系数 为任意确定值的路面上制动时，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 的函数。当汽车各车BF轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，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；（3） 前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。= （3.10）BFGFBff 2121（3.11）)/()(/ 121 ggBff hL式中 : 前轴车轮的制动器制动力，f；11ZB后轴车轮的制动器制动力，2fF；2f前轴车轮的地面制动力；1B后轴车轮的地面制动力；2， 地面对前、后轴车轮的法向反力；1Z汽车重力；G， 汽车质心离前、后轴距离；1L2汽车质心高度。gh因所设计的捷达轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状况较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取 7.0则：N948.1457.02121 GFFBffB由式 3.10、式 3.11 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。由式 3.11 得：（3.12）519.21221 ggBhLF由式 3.10，式 3.11 得：（3.13）59.32B15则: N345.7120BFN65.28BF图 3.2 某轿车的 I 曲线和 线3.4 制动器制动力分配系数（1） 分配系数（3.14） BF1（3.15） ggBhLF1221（3.16）21可得:B121FggghLhL1216Lhg2即：（3.17）g2其中:mm 24.1087Lmm 632mm mm 5gh取 7.0得到: Lhg2247150.76.1380（2） 同步附着系数 （3.18）ghL205076.138.47.将 代入下式得70.（3.19）gZhLGF0215.07384.17.8945N.3（3.20）gZhL0225.07824.17.891453.在同步附着系数前后轮同时抱死的路面上行驶时所得到的地面制动力前轮 ：（3.21）0111ZbF（3.22）maxz7.3N.2后轮： （3.23）0222ZbF17（3.24）02max22ZbF7.384N63.5 鼓式制动器的主要参数及其确定制 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 小 制 动时 的 温 升 。3.5.1 制动鼓内径 D输 入 力 一 定 时 ， 制 动 鼓 内 径 越 大 ， 制 动 力 矩 越 大 ， 且 散 热 能 力 也 越0F强 。 但 增 大 D(图 3.3)受 轮 辋 内 径 限 制 。 制 动 鼓 与 轮 辋 之 间 应 保 持 足 够18图 3.3 鼓 式 制 动 器 的 几 何 参 数的 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 ：乘 用 车 ： 0.746.rD货 车 ： 0 .83 依 据 轮 胎 型 号 ： 185/60R14 85H 于 是 ， 得 轮 辋 直 径 DrDr =25.4 x14=355.6 mm （ 1 in=25.4mm）取 D Dr=0.64 0.74 则 制 动 鼓 内 径 直 径 ：D=（ 0.64 0.74） Dr=227.584 263.144mm参 照 中华人民共和国专业标准 QC/T 3091999 制 动 鼓 工 作 直 径 及 制 动蹄 片 宽 度 尺 寸 系 列 取 D=230mm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：轿车为 712mm，中、重型货车为1318mm。由于本设计的对象是轿车，所以选取制动鼓壁厚为 7mm。3.5.2 摩擦村片宽度 b 和包角 摩 擦 村 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 。试 验 表 明 ， 摩 擦 衬 片 包 角 =90 100时 ， 磨 损 最 小 ， 制 动 鼓 温 度最 低 ， 且 制 动 效 能 最 高 。 角 减 小 虽 然 有 利 于 散 热 ， 但 单 位 压 力 过 高 将 加速 磨 损 。 实 际 上 包 角 两 端 处 单 位 压 力 最 小 ， 因 此 过 分 延 伸 衬 片 的 两 端 以 加大 包 角 ， 对 减 小 单 位 压 力 的 作 用 不 大 ， 而 且 将 使 制 动 不 平 顺 ， 容 易 使 制 动器 发 生 自 锁 。 因 此 ， 包 角 一 般 不 宜 大 于 120。取 =100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 2.5MPa 的条件来选择衬片宽度 b 的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择 b 值。另外，19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，而单个摩擦衬片的摩擦面积 A 又决定于制动鼓半径 R、衬片宽度 b 及包角 ，即 （3.25）Rb式中 是以弧度(rad) 为单位，当 A，R ， 确定后，由上式也可初选衬片宽 b 的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。摩擦衬片的摩擦面积 取 200cm2,衬片宽 b 为 45mm。见表 3.1；表 3.1 制 动 器 衬 片 摩 擦 面 积3.5.3 摩擦衬片起始角 0一 般 将 衬 片 布 置 在 制 动 碲 的 中 央 ， 即 令 。 有 时 为 了 适 应290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 。此 设 计 中令（ 3.26）290104汽车类别 汽车总质量 m/t 单个制动器总的衬片摩擦面积 A/cm2轿车 0.91.5 1002001.52.5 2003001.01.5 1202001.52.5 150250（多为 150200）2.53.5 250400客车与货车 3.57.0 3006507.012.0 550100012.017.0 6001500（多为6001200）203.5.4 制动器中心到张开力 P 作用线的距离 a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 a尽 可 能 大 ， 以 提 高 制 动 效 能 。取 mm （ 3.27）92158.0.Ra3.5.5 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 c 尽可能大而 k 尽可能小( 如图 3.4)。取 mm25kmm （3.28）92158.0.Rc3.5.6 摩擦片摩擦系数 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。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，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。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，保持摩擦系数已无大问题。本设计取 =0.3。0.43f f21图 3.4 鼓式制动器主要几何参数3.6 制动器主要零部件的结构设计3.6.1 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。制动鼓相对于轮毂的对中是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。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为 15Ncm20 Ncm；对货车为 30 Ncm40 Ncm。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差0.03mm，径向跳动量0.05mm，静不平衡度1.5N.cm。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 11mm 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：轿车为 7mm12mm；中、重型载货汽车为 13mm18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器22间隙。本次设计采用的材料是 HT20-40。3.6.2 制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为 3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为 4.5mm5mm；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。3.6.3 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。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁 KTH37012 的制动底板。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。3.6.4 制动蹄的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 号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)件。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。3.6.5 制动轮缸制功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。其缸体为通孔，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。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。缸体内孔直径为 20，根据表 3.1 选取缸体内孔直径尺寸公差。表 3.1
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