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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毕业设计（论文）中期报告题目：基于 UG-NX 的小型轿车鼓式制动器设计与运动仿真一设计（论文）进展状况1在程老师的帮助下通过查阅相关资料，了解课题背景及发展，完成了撰写开题报告。完成了开题答辩。2在开题答辩完成后，对总体设计方案的设计进行了经一步的论证，具体如下 通过对各种方案的比较。及综合轿车性价比的考虑最终采用领从蹄式制动结构。这段时间主要进行了数据的计算以及初步校核，基本上完成了装配图制作，三维图已进行了一部分，接下来进行装配图的修整，并完成三维图设计，及其运动仿真模拟，再画几张零件图，完成图纸任务，并着手设计说明书的撰写！3鼓式制动器主要参数的选择,具体的选择结果及依据如下：制动系统主要参数数值整车质量： 空载：1070kg满载：1450kg质心位置： 质心距前轴距离：L 1=1.087m 质心距后轴距离：L 2=1.384m质心高度： 空载时：hg 0=0.56m满载时：hg=0.55m轴 距： L=2.471m满载后轴重: m=750kg车轮工作半径：300mm轮胎规格： 185/60R14 85H满载时轴荷的分配： 前轴负荷 56%，后轴负荷 44%空载时轴荷的分配： 前轴负荷 61%，后轴负荷 39%3.1制动鼓内径 D输入力 P 一定时，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同时考虑到负载及制动力据。 乘 用 车 D Dr=0.64 0.74由选取的轮胎型号 185/60R14，得 Dr=1425.4=355.6mm故 D=0.64355.6=227.6mm由 QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 ，从表 1表 1 制动鼓最大内径轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20，22.5轿车 180 200 240 260 制动鼓最大内径/mm 货车 220 240 260 300 320 420取 D=230mm3.2制动鼓的厚度 n 轿车 712mm，货车 1318 因此本设计取 7mm3.3摩擦衬片宽度 b 和包角 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（1） R试验表明，摩擦衬片包角为：=90 100 时，磨损最小，制动鼓温度最低，且不宜大角于 120。初选衬片包角 =100o实验表明对于轿车 0.9-1.5t 的轿车单个制动器总的摩擦面积 A=（100-200) 2cm本次设计中取取 b=45mm20cmRbA由 QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定 b 取 40cm 3.4摩擦衬片起始角 即令0oo402/903.5制动器中心到张开力 P 作用线的距离 a应使距离尽可能大，初取 a=0.8R 左右，则取 a=92mm3.6制动蹄支承点位置坐标 k 和 c使 k 尽可能小而 c 尽可能大。初取 k=25mm，c=92mm3.7衬片摩擦系数 f保持摩擦系数 =0.30.40 已无大问题。 ，取 =0.3。f f3.8鼓式制动器具体参数如下：D=230mm n=7mm b=45mm A=200cm2 f=0.3 =100o a=92cm c=92cm k=25cm 4车辆前后轮制动力的分析其力矩平衡方程为 （2）0eBfrFT或式 ； ZFBZmax图 2 制动器制动力 ，地面制动力 与 fFBF式中 轮胎与地面间的附着系数Z 地面对车轮的法向反力。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 为：21,Z （3） （4） )(21ghLGZ )(11ghLGZ取一定值附着系数 =0.7；所以在空，满载时由式上式可得前后制动法向力 Z 为以下数值故 满载时： NZ 6.107).576.138(24.9501 43824空载时： .5).(71.1NZ29076082490 图 3 制动时的汽车受力图4.1汽车总的地面制动力为 （5） GqdtugFBB21式中 q（ ） 制动强度，亦称比减速度或比制动力；tdu 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（6）qhgLGhgFLB221（7） GFB21前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为 满载时: NF 98.725.0)6.57.138(24.9501 424空载时: .)98.(71.1NF 6159705608249 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（8）GFBff 2121（9）hgLff 1/式中 前轴车轮的制动器制动力， ；1fF 后轴车轮的制动器制动力， ；2 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；1,ZG 汽车重力； 汽车质心离前，后轴距离；21,L 汽车质心高度。hg由（7） （8）式可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力 ，1fF是的 函数。2fF由式上式中消去 ，得（9）2 122141gf f fgghLGGFF 式中 L 汽车的轴距。一定值，并以前制动与总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数 （10）121fffF4.2前、后轮制动力分配系数 的确定联立式（9）和式（10）可得 = （11）Lhg2式中 ：同步附着系数L2 汽车重心至后轴中心线的距离L：轴距hg:汽车质心高度带入数据得 满载时： 72.024715.6382 Lhg空载时： .2 g图 4 大众捷达轿车的 I 曲线与 线 4.3同步附着系数由式（10）可得表达式 （12）12fF上式在图 4 同步附着系数的计算公式（13） ghL20满载时： 72.056.1387.0420 空载时： .2.20L4.4制动器最大制动力矩双轴汽车前，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 （14） hgZFf 1221 式中 , 汽车质心离前，后轴距离；21L 同步附着系数 汽车质心高度hg前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为（15） eef rLGrZT21max（16） max2ax2ff=2136.04 =830.681axfTN 2maxfTN单个车轮所产生的最大制动力据是 Fb2= =415.34Nmaf/后轮的最大制动力 F= F 50.427.)0576.138(24.950单个后轮最大的制动力 F=2010.25N4.5 确定制动轮缸直径制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力 F 与轮缸直径 及制动轮缸中的液压力 P 有如wd下关系： （17） pFdw2考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压= 8 12MPa，取 p= 10MPa。p由 ， 需能 F及张开力的计算公式： 与制动器因数定义pdPw24式可表示为： （18 ）ewrBF/42需（19）rpdew42需m20914.356轮缸直径应在 GB752487 标准规定的尺寸系列中选取，缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得 =22mm5初步完成了鼓式制动器的装配图。二存在问题是：1对制动器的装配图的修改未完成。 2三维图还为全部完成需要完善，UG 运动仿真还不熟练，需要加紧学习。3对鼓式制动器主要零部件的校核没有完成有待继续完成。4制动器的主要零件图绘制未完成。三解决方法：1查阅相关资料对制动器进行经一步的合理设计完成装配图。2查阅有关力学计算及强度校核的资料准确分析制动器的受力。3尽快学习 UG 运动仿真，并熟练掌握。4由装配图拆图出主要零部件图。四后期安排1对鼓式制动器剩余进行结构设计计算、力学校核；2完成鼓式制动器装配图的修改3完成三维图的设计，做出运动仿真。4完成鼓式制动器的主要零部件图5撰写毕业论文，整理所有图纸6整理此次设计的所有资料准备毕业答辩注：1）正文：宋体小四号字，行距 20 磅，单面打印；其他格式要求与毕业论文相同。2）中期报告由各系集中归档保存，不装订入册。指导教师签字：年 月 日第 1 页 共 8 页毕业设计(论文)开题报告题目：基于 UG-NX 的小型轿车鼓式制动器设计与运动仿真第 2 页 共 8 页一、毕业设计（论文）综述1题目背景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，危及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。 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。鼓式制动器分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双向增力式等几种。就制动效能而言，自增力式制动器由于对摩擦助势作用利用的最为充分而居首位，以下依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但是蹄鼓之间的摩擦系数本身是一个不稳定的因素，随着蹄片材料、温度和表面状况有很大变化。自增力式制动器的效能对摩擦系数的依赖性最大，因而其制动效能的热稳定性最差。一般来说，在相同的散热条件下，制动效能越好的制动器，它的制动效能热稳定性就越差。领从蹄式制动器的效能和稳定性，在各式制动器中居中游。前进、倒退行驶的主动效果不变；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。由于领从蹄式制动器具有这些优点，现代汽车广泛采用了领从蹄式制动器，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动器。2.研究意义制动系统是保证行车安全的极为重要的一个系统，既可以使行驶中的汽车减速，又可保证停车后的汽车能驻留原地不动。对汽车起到制动作用的是作用在汽车上，其方向与汽车行驶方向相反的外力。作用在行驶汽车上的滚动阻力、上坡阻力、空气阻力都能对汽车起到制动作用，但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，以便驾驶员能根据道路和交通等情况，使外界（主要是路面）对汽车某些部分（主要是车轮）施加一定的力，对汽车进行一定程度的强制制动。这种可控制的对汽车进行制动的外力称为制动力，相应的一系列专门的装置即称为制动装置。由此可见，汽车制动系对于汽车行驶的安全性，停车的可靠性和运输经济效益起着重要的保证作用。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，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。因此，许多制动法规对制动系提出了许多详细而具体的要求。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。鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计 1902 年就已经使用在马车上了，直到 1920第 3 页 共 8 页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。3.课题研究现状及分析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趁为中央制动器，一般只用于驻车制动或缓速制动。现在，由于复杂的工况，人们对制动系统的要求不断提高，于是防抱死制动系统（ABS）和附着力控制系统（TC）迅速普及。在许多车辆上将成为标准设备。防抱死制动系统加上附着力控制成为另一个电子控制系统，增加了现代汽车的复杂性。ABS 具有防止制动过程中车轮抱死，制动时方向稳定性好、制动距离短、改善轮胎磨损等优点。ABS 的主要部件有：液压调节器、轮速传感器、和用于处理信号、控制及触发信号灯和液压调节器中执行器的 ECU。制动器的设计应参照对车辆的要求和系统本身的强制性法规。就 与 车 辆 结 构 有 关 方 面 而 言 ， 车 辆 的 质 心 位 置 和 前 、 后 桥 间 规 定的 制动 力 分 配 ， 决 定 了 在 不 同 的 路 面 和 轮 胎的附着条件下，车轮在抱死以前，所能向它施加的最大制动力。第 4 页 共 8 页设计好的车轮制动器必须满足下列要求： 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。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。内张型鼓式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，压靠到制动鼓内圆柱面上，产生摩擦力矩（制动力矩）。凡对蹄端加力使蹄转动的装置，统称为制动蹄促动装置。鼓式制动器根据其结构都不同，又分为：双向自增力蹄式制动器、双领蹄式制动器、领从蹄式制动器、双从蹄式制动器。其制动效能依次降低，最低是盘式制动器；但制动效能稳定性却是依次增高，盘式制动器最高。也正是因为这个原因，盘式制动器被普遍使用。但由于为了提高其制动效能而必须加制动增力系统，使其造价较高，故低端车一般还是使用前盘后鼓式。 双向增力式制动器因两蹄片均为领蹄，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。汽车上一般都设有脚制动和手制动两套独立的制动机构。使用制动的目的是强制汽车迅速减速直至停车，或在下坡时维持一定车速，另外，还可用来使停歇的汽车可靠地保持在原地不溜滑。在行车中，正确使用制动，不仅有利于保证行车安全，而且有利于节约燃料，减少轮胎磨损，防止机件损坏。驾驶员按照自己的目的或针对已发现的情况，为停车采取的提前减速制动措施，称预见性制动。方法是迅速抬起油门踏板，充分利用发动机的牵制作用，同时轻踩制动踏板，使汽车降低车速。当汽车接近停止时，踏下离合器踏板，将变速器挡位置于空挡，将车平稳地停在预定的位置上。自刹作用：鼓式刹车有良好的自刹作用，由于刹车来令片外张，车轮旋转连带着外张的刹车鼓扭曲一个角度(当然不会大到让你很容易看得出来)刹车来令片外张力(刹车制动力)越大，则情形就越明显，因此，一般大型车辆还是使用鼓式刹车，除了成本较低外，大型车与小型车的鼓刹，差别可能祗有大型采气动辅助，而小型车采真空辅助来帮助刹车。 成本较低：鼓式刹车制造技术层次较低，也是最先用于刹车系统，因此制造成本要比碟式刹车低。捷达轿车后轮鼓式制动器为领从蹄式。领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的同一端。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中，平衡凸块式和楔块式张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，故能保证作用在两蹄上的张开力相等。非平衡式的制动凸轮的中心是固定的，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。第二种用两个活塞直径相等的第 5 页 共 8 页轮缸（液压驱动），可保证作用在两蹄上的张开力相等。领从蹄式的制动器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；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。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），因而两蹄片衬片磨损不均匀、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，特别是乘用车和总质量较小的商用车的后轮制动器用得较多。二主要研究解决的问题:1熟悉鼓式制动器的原理和构造；2对制动器的机构进行分析，确定各项参数；3设计制动器制动力调节装置；4设计传动机构与踏板机构；5画出零件图和装配图；6一份设计说明书； 7阅读文献资料，包括中英文，最后翻译一篇英文资料（不少于五千字） 。完成鼓式制动器类型的确定：完成制动鼓 制动底板 制动蹄片 回位弹簧的设计；完成组装成总成的分析设计。查阅相关资料得捷达轿车的一些主要技术参数如下：制动总泵 20.64mm 制动助力器 9mm 前轮制动器制动钳活塞直径 48mm 制动盘直径 239mm制动盘厚度 12mm 制动摩擦衬片厚度 14mm(不包括底板)后轮制动器制动鼓直径 180mm 车轮制动分泵直径 17.46mm制动摩擦衬片厚度(铆接) 5mm 制动摩擦衬片宽度 30mm前、后制动力分配比 41制动距离:30km/h 初速时：6m ; 50km/h 初速时：16.5m;80km/h 初速时:40m驻车制动：满载，在 20%坡道上，在手制动杆端部 38mm 作用力400N，驻车。三研究的主要方法:文献法，实验法，行动法四具体内容：对鼓式制动器的结构型式进行选择；根据整车参数，设计鼓式制动器各参数的具体数值，包括制动鼓、制动底板、制动轮缸等主要部件的设计；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、利用附着系数、制动效率、制动器因数、制动蹄因数等。鼓式制动器的结构参数有制动鼓直径 D 或半径 R、制动蹄摩擦衬片的包角第 6 页 共 8 页、制动蹄摩擦衬片宽度 b、摩擦衬片起始角 0、张开力 P 的作用线至制动器中心的距离 、制动蹄支销中心的坐标位置 与 及摩擦片摩擦系数。汽车制动性能的可靠与否，直接影响到汽车行使的安全和其他使用性能的发挥。重大交通事故往往与制动距离太长、紧急制动时发生侧滑等情况有关，因此，汽车的制动性很重要。汽车的制动性主要由三方面来评价：1）制动效能，即制动距离与减速度。指在良好路面上，汽车以一定初速（现在一般是 80m/s）制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。它是制动性能最基本的评价指标；2）制动效能的恒定性，即抗热衰退性能。制动过程实际是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，因此，制动器温度升高后能否保持在冷状态时的制动效能，是设计制动器是要考虑的一个重要问题。此外，还有涉水行使后，制动器还存在水衰退问题；3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑骗、侧滑以及失去转向能力的性能。制动时的方向稳定性常用制动时汽车按给定路径行使能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力，则汽车将偏离原来路径。由于本人能力及条件有限，评价本次设计的制动性能，只用理论计算的制动距离，与国家标准进行衡量。本次设计的工作重点是制动鼓、制动底板、制动轮缸等主要部件的设计。工作量为设计说明书不少于 1 万字，工程图纸一张 A0 号图纸，若干张零件图，折算后工作总量不少于 2 张 A0 号图纸；确定仿真模拟方案，再用 UG-NX8.0 进行仿真模拟！五具体实施方案：1、对鼓式制动器的型式进行选择；2、根据整车参数，初步设计制动器各参数的具体数值，计算制动距离与国家标准进行比较合格与否，若不合格则改变参数；3、制动器的设计计算；4、制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律；5、制动蹄片上的制动力矩6、制动器因数的分析计算；7、摩擦衬片的摩损特性计算；8、制动器热容量和温升的核算；9、制动器主要零部件的结构设计与强度计算；10、制动驱动机构的结构型式选择与设计计算；11、制动力分配的调节装置；六进度安排第 1-2 周；了解，资料收集，完成开题报告。第 3-5 周：分析收集到的资料，提出最优设计方案，进行相关计算。加紧学习UG NX8.0 积累初步仿真模拟理论实践知识。第 7 页 共 8 页第 6-8 周：绘制制动器总装配图及零部件图的草图。确立基本仿真模拟方案，用 UG 做出初步模型。第 9-10 周：绘制制动器的总装配图及零件图，撰写设计说明书。完善并确定仿真模拟。第 11-13 周：完成设计，提交指导老师审核修改。第 14 周： 提交系里评阅并修改，准备答辩。第 15 周： 毕业设计答辩。七参考文献:1 刘惟信.汽车设计 .清华大学出版社，20012 手册编委会 . 汽车工程手册-设计篇.人民交通出版社.20013 余志生. 汽车理论. 机械工业出版社.20004 刘惟信. 汽车制动系的结构分析与设计计算. 清华大学出版社. 20045 方泳龙. 汽车制动理论与设计.国防工业出版社.20056 刘惟信. 汽车制动系的结构分析与设计计算. 清华大学出版社.20047（美）埃克霍恩 克林恩乔克. 汽车制动系统.机械工业出版社.19988 齐志鹏. 人民邮电出版社. 汽车制动系统的结构原理与检修.20029 肖永清,杨忠敏 . 汽车制动系统的使用与维修.中国电力出版社.200410 周明衡. 离合器、制动器选用手册. 化学工业出版社.200311 杨培元. 液压系统设计简明手册.机械工业出版社.199312 吴宗泽主编 .机械设计师手册.机械工业出版社，200213 王望予主编 .汽车设计(第 3 版).机械工业出版社，200014 王世刚，张春宜，徐起贺主编.机械设计实践.哈尔滨工程大学出版社，200115 龚溎义主编 .机械设计课程设计图册(第三版).高等教育出版社，200116 顾伯良 唐振声等译. BOSCH 汽车工程手册.北京理工大学出版社，199917 成大先主编 .机械设计手册(第三卷)(第三版).化学工业出版社，200218 Modeling of automotive drum brakesfor squeal and parameter sensitivity analysis Jinchun Huang, CharlesM. Krousgrill, Anil K. Bajaj19 Contact analysis for drum brakes and disk brakes using ADINA C. Hohmann*, K. Schi ner, K. Oerter, H. Reese20 The Study of the Parameterization of the Drum Brake Design Based on UG Liu Hongpu,Peng Erbao第 8 页 共 8 页指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见）指导教师： 年 月 日 所在系审查意见：系主管领导： 年 月 日本科毕业设计（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
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