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本科畢業(yè)設計(論文)
題目：解放牌中型貨車后輪鼓式制動器設計
系 別 機電信息系
專 業(yè) 機械設計制造及其自動化
班 級
姓 名
學 號
導 師
2013年 5月
解放牌中型貨車后輪鼓式制動器設計
摘 要
鼓式制動也叫塊式制動，現在鼓式制動器的主流是內張式，它的制動蹄位于制動輪內側，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內側，達到剎車的目的。
制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災嚴重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄—鼓式制動器。本設計就摩擦式鼓式制動器進行了相關的設計和計算。在設計過程中，以實際產品為基礎，根據我國目前進行制動器新產品開發(fā)的一般程序，并結合理論設計的要求，首先根據給定車型的整車參數和技術要求，確定制動器的結構形式、制動器主要參數及其選擇，然后計算制動器的最大制動力矩、同步附著系數、制動力與制動力分配系數、制動器的結構參數與摩擦系數等，并在此基礎上進行制動器主要零部件的結構設計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。
關鍵詞：鼓式制動器；制動力；最大制動力矩；結構參數；摩擦系數
1
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
1
目 錄
1 緒論 1
1.1汽車制動器發(fā)展的概況 1
1.2研究制動器系統(tǒng)的意義 2
1.3制動系應滿足的要求 2
1.4本設計要完成的內容 2
2 鼓式制動器的結構形式與選擇 3
2.1鼓式制動器的結構形式 4
2.1.1領從蹄式制動器 4
2.1.2雙領從蹄式制動器 4
2.1.3雙向雙領從蹄式制動器 4
2.1.4單項增力式制動器 5
2.1.5雙向增力式制動器 5
3 制動器的主要參數及其選擇 6
3.1制動力與制動力分配系數 6
3.2同步附著系數的計算 10
3.3制動器最大制動力矩 11
3.4制動器的結構參數與摩擦系數 12
4 制動器的主要零件的結構計算 15
4.1制動鼓 15
4.2制動蹄 15
4.3制動底板 15
4.4支承 16
4.5制動輪缸 16
4.6摩擦材料 16
4.7制動器間隙的調整方法及相應機構 16
4.8液壓驅動機構的設計與計算 17
4.9制動器的校核 17
5 結論 19
致 謝 20
1
參考文獻 21
畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明 22
畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 23
附錄1 24
附錄2 25
1
1 緒論
1.1汽車制動器發(fā)展的概況
從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演者至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現的越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構形式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣-液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，已達到車輛制動減速，或制止停車的目的。
伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車制動系統(tǒng)發(fā)生了很大的變化，出現了很多新的結構形式和功能形式。新型制動力系統(tǒng)的出現也要求制動系統(tǒng)結構形式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內燃機，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是利用電動真空泵為真空助力器提供真空。汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結構形式變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大的變化[1]。
1.2研究制動系統(tǒng)的意義
制動系統(tǒng)是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數的45％?？梢?，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經濟效益的重要因素[2]。
近年來，我國出版過一些汽車制動方面的專著，但從數量上和深度上都遠遠不能滿足汽車工業(yè)及汽車運輸業(yè)發(fā)展的要求。特別是在汽車制動系統(tǒng)的開發(fā)設計方面與汽車發(fā)達國家相比水平差距甚遠，這是因為我國很長時間主要設計制造載貨汽車，許多尖端技術問題對我們來說迄今還不太了解。所以對于研究設計制動器來說，在我國有著非常重要的影響[3]。
1.3制動系應滿足的要求
（1）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。
（2）工作可靠，汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的30％；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。
（3）制動效能的散熱性和導熱性要好，且制動時的操縱穩(wěn)定性好[4]。
1.4本設計要完成的內容
根據解放牌中型貨車的主要參數，對其制動系統(tǒng)的制動機構進行結構設計，實現汽車的制動功能并滿足制動性要求，運用Auto CAD軟件繪制制動器總裝配圖以及主要部件的零件圖，利用Pro/E軟件對制動器進行建模、裝配,并撰寫畢業(yè)設計論文。
2
2 鼓式制動器的結構形式與選擇
2.1鼓式制動器的結構形式
鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動效能、制動鼓的平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。
圖2.1制動器的結構形式圖
制動蹄按其張開時的旋轉方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄[4]。
鼓式制動器的各種結構形式如圖2.2a-f所示。
圖2.2 鼓式制動器簡圖
（a） 領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；(d)雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式
2.1.1領從蹄式制動器
領從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。張開裝置有凸輪式、楔塊式、曲柄式和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅動。當張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊都是浮動的時，也能保證兩蹄張開力相等，這時的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。
領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進和倒車時的制動性能不變，結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。
2.1.2雙領蹄式制動器
當汽車前進時，若兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙領蹄式制動器。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向雙領蹄式制動器。
雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。中級轎車的前制動器常采用這種形式，這是由于這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這種結構作為前輪制動器并與領從蹄式后輪制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它所以不同于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅動機構，但便于布置雙回路制動系統(tǒng)。
2.1.3雙向雙領蹄式制動器
當制動鼓正向和反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙向雙領蹄式制動器。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上或其他張開裝置的支座上。當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側活塞或其他張開裝置的兩側均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉過一小角度，使兩制動蹄的轉動方向均與制動鼓的旋轉方向一致；當制動鼓反向旋轉時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄，故稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種制動器在汽車前進和倒退時的性能不變，故廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后輪。但用作后輪制動器時，需另設中央制動器。
2.1.4單向增力式制動器
7
兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。
當汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉過一小角度，進而經頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領蹄，而且經頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一制動蹄的推力P大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大2~3倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。
2.1.5雙向增力式制動器
雙向增力式制動器在大型高速轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過鋼索拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時不會產生高溫，因而熱衰退問題并不突出。
以上介紹的各種輪缸式制動器各有利弊。就制動效能而言，在基本結構參數和輪缸工作壓力相同的條件下，自增力式制動器由于對摩擦助勢作用利用等最為充分而居首位，以下依次為雙領蹄式、領從蹄式、雙從蹄式。但蹄鼓之間的摩擦因數本身是一個不穩(wěn)定的因素，隨制動鼓和摩擦片的材料、溫度和表面狀況的不同，可在很大范圍內變化。自增力式制動器的效能對摩擦因數的依賴性最大，因而其效能的熱穩(wěn)定性最差。此外，在制動過程中，自增力式制動器制動力矩的增長在某些情況下顯得過于急速。雙向自增力式制動器多用于轎車后輪，原因之一是便于兼充駐車制動器。單向自增力式制動器只用于中、輕型汽車的后輪，因倒車制動時對前輪制動器效能的要求不高。
考慮到制動器的效能因數和制動器效能的穩(wěn)定性，且領從式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調整，便于附裝駐車制動裝置，所以本設計采用領從蹄式制動器[5]。
3 制動器的主要參數及其選擇
制動器設計中需要預先給定的整車參數有：汽車軸距L＝5300mm單位；汽車滿載時總質量16000 kg；空載時總質量5500 kg；空載時軸荷分配65％/35％；滿載時軸荷分配60％/40％；而對汽車制動性能有著重要影響的制動系參數有：制動力及其分配系數、同步附著系數、制動強度、附著系數利用率、最大制動力矩與制動器因數等。
3.1制動力與制動力分配系數
汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對任一角度ω>0的車輪，其力矩平衡方程為
Tf—FBre=0 （3.1）
式中：Tf—制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N·m。
FB—地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N。
re—車輪有效半徑，m。
令Ff=Tf/re （3.2）
并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。Ff與地面制動力FB的方向相仿，當車輪角速度ω>0時，大小亦相等，且Ff僅有制動器結構參數所決定。即Ff決定于制動器結構形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大Tf，Ff和FB均隨之增大。但地面制動力FB受附著條件的限制，其值不可能大于附著力Fφ，即
FB≤Fφ=Zφ （3.3）
或FBmax=Fφ=Zφ （3.4）
式中：φ—輪胎與地面間的附著系數；
Z—地面對車輪的法向反力。
當制動器制動力Ff和地面制動力FB達到附著力Fφ值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩Tf即表現為靜摩擦力矩，而Ff=Tf/re 即成為與FB相平衡以阻值車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到ω=0以后，地面制動力FB達到附著力Fφ值后就不再增大，而制動氣制動力Ff由于踏板力Fp增大使摩擦力矩Tf增大而繼續(xù)上升（見圖3.1）
圖3.1 制動器制動力
根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力Z1,Z2為：
Z1=
Z2= （3.5）
式中：G —汽車所受重力，N；
L —汽車軸距，mm；
L1 —汽車質心離前軸距離，mm；
L2 —汽車質心離后軸距離，mm；
hg —汽車質心高度，mm；
φ —附著系數。
取一定值附著系數φ=0.8；所以在空載、滿載時式（3.5）可得前后制動反力Z為以下數值。
在本設計中，解放牌貨車在滿載時的數據如下：
軸距L=5300 mm，質心距前軸的距離L1=L×40%= 2120mm，L2=L-L1=3180mm,汽車所受的重力G=mg=16000×9.8=15680N，同步附著系數φ=0.6，汽車滿載時的質心高度hg=2650×40%=1060 mm。
故滿載時：Z1==11289.6N
Z2==4390.4 N
在本設計中，解放牌貨車在空載時的數據如下：
軸距L=5300 mm，質心距前軸的距離L1=L×35%=1855mm，L2=L-L1=3445 mm,汽車所受的重力G=mg=5880×9.8=5762.4N，同步附著系數φ=0.6，汽車滿載時的質心高度hg=2650×35%=927.5mm。
故空載時：Z1==4350.612 N
Z2==1411.788 N
圖3.2 制動時的汽車受力圖
汽車總的地面制動力為：
FB=FB1+FB2==Gq （3.6）
式中：q(q=)—制動強度，亦稱比減速度或比制動力；
FB1，FB2—前后軸車輪的地面制動力。
由以上兩式可求得前、后車輪附著力為：
Fφ1=
Fφ2= （3.7）
有已知條件及式（3.7）可得前、后車輪附著力即地面最大制動力為：
故滿載時：Fφ1=×0.6= 6773.76N
Fφ2=×0.6=2634.24N
空載時：Fφ1=×0.6=2610.3672N
Fφ2=×0.6=847.0728 N
上式表明：汽車附著系數φ為任一確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是制動強度q或總制動力FB的函數，當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后的周和分配，前、后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即
（1） 前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；
（2） 后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；
9
（3） 前、后輪同時抱死拖滑[6]。
由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
由式（3.6），（3.7）不難求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是
Ff1+=FB1+FB2=G
Ff1/Ff2=FB1/FB2= （3.8）
式中 Ff1—前軸車輪的制動器制動力，Ff1=FB1=；
Ff2—后軸車輪的制動器制動力，Ff2=FB2=；
FB1—前軸車輪的地面制動力；
FB2—后軸車輪的地面制動力；
，—地面對前，后軸車輪的法向反力；
G —汽車重力；
，—汽車質心離前，后軸距離；
—汽車質心高度。
由式（3.8）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數。
由式（3.8）中消去，得
（3.9）
式中：L —汽車的軸距。
將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3.3所示。如果汽車前，后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數
== （3.10）
聯立式（3.8）和式（3.10）可得
=
帶入數據得滿載時： ==0.72
空載時： ==0.76
由于在附著條件限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應采用結構簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應加裝ABS防抱死制動系統(tǒng)，見圖3.3。
圖 3.3 某載貨汽車的I曲線與線
3.2同步附著系數的計算
由式（3.7）可得表達式 （3.11）
上式在圖3.3中是一條通過坐標原點且斜率為（1-β）/β的直線，它是具有制動器制動力分配系數為β的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱β線。圖中β線與I曲線交于B點，可求出B點處的附著系數＝，則稱β線與I曲線交點處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數，由汽車結構參數所決定。
同步附著系數的計算公式是：
= （3.12）
由已知條件可得：
滿載時：= ==0.6
空載時：φ'0= ==0.62
根據設計經驗，空滿載的同步附著系數φ'0和應在下列范圍內：轎車：0.65~0.8；輕型客車、輕型貨車：0.55~0.70；大型客車及中重型貨車：0.45~0.65。
故所得同步附著系數滿足要求。
3.3制動器最大制動力矩
為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。由式（3.8）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后同時抱死時的制動力之比為：
（3.13）
式中：L1 ，L2—汽車質心離前、后軸距離；
φ0—同步附著系數；
hg—汽車質心高度。
通常，上式的比值約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7。
制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即
（3.14）
（3.15）
式中：Ff1—前軸車輪的制動氣制動力，Ff1=φZ1;
Ff2—后軸車輪的制動氣制動力，Ff2=φZ2;
Z1—作用于前軸車輪上的地面法向反力；
Z2—作用于后軸車輪上的地面法向反力；
re—車輪有效半徑。
根據市場上的大多數中型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB9744-2007：選取的輪胎胎型175/70R 16。由GB2978可得有效半徑re=403.2 mm。
對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數φ0值的汽車，為了保證在φ>φ0的良好的路面上能夠制動到后輪和前輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為：
（3.16）
（3.17）
式中：φ—該車所能遇到的最大附著系數；
re—車輪有效半徑。
在本設計中，中型貨車在滿載時的數據如前所述，代入式（3.16）(3.17)中，得：
＝1977.93792 N·m
＝3288.284532 N·m
一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。
3.4制動器的結構參數與摩擦系數
在有關的整車總布置參數和制動器的結構型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數進行初選[7]。
圖3.6 鼓式制動器的主要幾何參數
3.4.1制動鼓直徑或半徑
當輸入力F一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩亦越大，散熱性能亦越好。但直徑D的尺寸受到輪轂內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸掛質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪轂之間應有相當的間隙，此間隙一般不應小于20~30 mm,以利于散熱通風，也可避免由于輪轂過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪轂的尺寸即可求得制動鼓直徑D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為：
轎車：＝0.64~0.74
貨車：＝0.70~0.83
轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125 mm~150 mm。
載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80 mm~100 mm。
本次設計后輪胎型號：175/70R16
由表3.1《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》可得制動鼓最大內徑為320mm，本次設計去D=300mm。
表3.1 （QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》）
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
20,22.5
制動鼓最大直徑/mm
轎車
180
200
240
260
-
-
貨車
220
240
260
300
320
420
3.4.2制動蹄摩擦襯片的包角和寬度
摩擦稱片的包角β可在β＝90°~120°范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角β＝90°~100°時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小β雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。β一般也不宜大于120°，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。選取β＝120°。
摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5 MPa，國
13
家標準QC/T309-1999選取摩擦襯片寬度b=100mm。
根據國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大，如表3.2所示。而單個摩擦襯片的摩擦面積Ap又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角β，即
Ap=Rbβ （3.15）
式中β是以弧度為單位，當Ap,R, β確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。見表3.2
表3.2制動器襯片摩擦面積
汽車類別
汽車總質量Ga/kN
單個制動器總的襯片摩擦面積∑A/cm2
轎
車
0.9~1.5
1.5~2.5
100~200
200~300
客
車
與
貨
車
1.0~1.5
1.5~2.5
2.5~3.5
3.5~7.0
7.0~12.0
12.0~17.0
120~200
150~250（多為150~200）
250~400
300~650
550~1000
600~1500（多為600~1200）
故摩擦襯片的摩擦面積Ap=150×100×120×3.14/180° mm2= 314cm2 ，單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=628cm2，如表3.1所示，摩擦襯片寬度b的選取合理[8]。
3.4.3摩擦襯片起始角
一般是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令＝90 °－。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。得＝30°。
3.4.4張開力的作用線至制動器中心的距離
在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計可暫定a＝0.8R左右。取a＝110 mm。
3.4.5制動蹄支承中心的坐標位置
制動蹄支承中心的坐標尺寸k應盡可能地小，以使尺寸c盡可能大，初步
設計可暫定c＝0.8R左右。取c＝110 mm，k＝20 mm。
3.4.6摩擦片摩擦系數
選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性更好，受溫
度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數的穩(wěn)定值約為0.3~0.5，少數可達0.7。一般說來，摩擦系數越高的材料，其耐磨性越差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數f＝0.35~0.40。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取f＝0.37可使計算結果接近實際。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料[9] 。本設計取摩擦系數f＝0.30。
4 制動器主要零件的結構設計
4.1制動鼓
中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用。鑄鐵內鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這鐘內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質量。本設計中采用HT200[10]。
制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明。壁厚從11 mm增至20 mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚，轎車為7~12 mm。中、重型貨車為13~18 mm。取壁厚為14 mm，制動鼓在閉口一側可開小孔，用于檢查制動器間隙[11]。
本設計制動鼓壁厚為13mm。
4.2制動蹄
制動蹄采用采用（可鍛鑄鐵）鑄造制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3~5mm，貨車的約為5~8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5~5mm，貨車多在8mm以上。
制動蹄和摩擦片可以鉚接，也可以粘接。粘接的優(yōu)點在于襯片更換前允許磨損的厚度較大，其缺點是工藝較復雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。
故選用鉚接。
4.3制動底板
制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零應有足夠的剛度。
故選用由鋼板沖壓成型的制動底板并且有凹凸起伏的形狀。
4.4支承
二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵（KTH370－12）或球墨鑄鐵（QT400-1－18）件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄地正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的位置[12]。
本設計中采用偏心支承銷。
4.5制動輪缸
采用活塞式制動蹄張開結構。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制成?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部。輪缸的工作腔由靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封[13]。
4.6摩擦材料
制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數值后摩擦系數突然急劇下降；材料的耐磨性能好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產生噪聲和不良氣味，應盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。
目前在制動器中普遍采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘接劑、調整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的擾性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同摩擦性能和其他性能。
另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編制成布，再浸以樹脂粘合劑經干燥后輥壓制成。其擾性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在100~120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數（f=4.0以上），沖擊強度比模壓材料高4~5倍。但耐熱性差，在200~250℃以上即不能承受較高的單位壓力。磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下的汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。
粉末冶金摩擦材料是以鐵粉或銅粉為主要成分，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退性能和抗水衰退性能好，但造價高，適用與高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車[14]。
綜上所述，故選用編織材料。
4.7制動器間隙的調整方法及相應機構
26
制動鼓（制動盤）與摩擦片（摩擦襯片）之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓（制動盤）能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.2~0.5mm；盤式制動器的為0.1~0.3mm。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過實驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦片（襯塊）的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構[15]。
故選用楔塊式自動調整機構。
4.8液壓驅動機構的設計與計算
(1) 制動輪缸直徑d的確定
制動輪缸對制動蹄（塊）施加的張開力F0與輪剛直徑d和制動管路壓力p的關系為：
(4.1)
制動管路壓力不超過10~12MPa，取p=12MPa，得d=24.5mm。又因為輪缸直徑d應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，故取d=25mm。
（2）制動主缸的直徑d0的確定
第i個輪缸的工作容積為：
(4.2)
式中：di為第i個輪缸活塞的直徑；
n為輪缸中活塞的數目；
δi為第i個輪 。
在初步設計時，對鼓式制動器可取δi=2~2.5mm。
所有輪缸的總工作容積為：
(4.3)
Vi=981 mm
式中：m為輪缸的數目。
所以V=4Vi=2943mm
制動主缸應有的工作容積為：
(4.4)
式中：為制動軟管的容積變形。
在初步設計時，制動主缸的工作容積可取為：
V0=1.1V （轎車）； V0=1.3V （貨車）。
主缸活塞行程S0和活塞直徑d0可用下確定：
(4.5)
一般S0=（0.8~1.2）d0，?。篠0=1.2d0，d0=28.86mm。又因為主缸直徑d0應在標準規(guī)定尺寸系列中選取，故取d0=30mm。
（3）制動踏板力Fp
制動踏板力Fp用下式計算：
(4.6)
式中：ip為踏板機構的傳動比；
η為踏板機構及液壓主缸的機構效率，可取η=0.82～0.86
其中：制動踏板杠桿比一般為3.5到4.65之間ip=291/(291-217) =4，(說明：由制動踏板設計圖得)。管路壓力不大于10~12Mpa。選裝合適的真空助力裝置可以使踏板力F<700N。
制動踏板力應滿足以下要求：最大踏板力一般為500N（轎車）或700N（貨車），故滿足要求[16]。
4.9制動器的校核
最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的：
T=mg=0.3×2.032×480×9.8=2867.5584 N·m；
——車輪有效半徑；
m——后軸質量；
——摩擦系數；
=3288.284532 N·m>2867.5584 N·m。
因此后輪最大制動力矩符合要求。
5 結論
致 謝
參考文獻
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畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明
畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明
附錄1
主 要 符 號 表
Tf 制動器對車輪作用的制動力矩 FB地面作用于車輪上的制動力
re 車輪有效半徑 φ 輪胎與地面間的附著系數
Z 地面對車輪的法向反力 G 汽車所受重力L 汽車軸距
L1 汽車質心離前軸距離 L2 汽車質心離后軸距離
hg 汽車質心高度 φ 附著系數。
L 軸距 q制動強度
L1 質心距前軸的距離 hg 汽車滿載時的質心高度
FB2 后軸車輪的地面制動力 Ff1前軸車輪的制動氣制動力
Ff2 后軸車輪的制動氣制動力 FB1前軸車輪的地面制動力
G 汽車重力 L2 汽車質心離后軸距離；
D制動鼓直徑 Dr 輪輞直徑
摩擦襯片起始角 個輪缸活塞的直徑
m輪缸的數目 Fp 制動踏板力
Tf制動器的摩擦力矩 R 制動鼓或制動盤的作用半徑；
F輸入力 單元法向的合力
摩擦力的作用半徑 δ 汽車回轉質量換算系數
mα 汽車總質量 汽車制動初速度與終速度
j 制動減速度 t 制動時間
前、后制動器襯片的摩擦面積 β 制動力分配系數
單個制動器的制動力矩 汽車總質量
R 制動鼓半徑 A 單個制動器的襯片摩擦面積
附錄2
三維建模
圖1 制動器總成圖
圖2 輪缸裝配圖
圖3 制動底板
圖4 制動蹄摩擦片總成圖
圖5 制動鼓
圖6 主缸