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本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
題 目： 輕型貨車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)
專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化（汽車技術(shù)）
班 級(jí)： 學(xué) 號(hào)：
學(xué)生姓名：
指導(dǎo)教師：
起迄日期：
設(shè)計(jì)地點(diǎn)：
摘 要
制動(dòng)系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會(huì)造成災(zāi)嚴(yán)重的后果。制動(dòng)系統(tǒng)的主要部件就是制動(dòng)器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動(dòng)效能的蹄—鼓式制動(dòng)器。
鼓式制動(dòng)也叫塊式制動(dòng)，現(xiàn)在鼓式制動(dòng)器的主流是內(nèi)張式，它的制動(dòng)鼓位于制動(dòng)輪內(nèi)側(cè)，剎車時(shí)制動(dòng)塊向外張開(kāi)，摩擦制動(dòng)鼓的內(nèi)側(cè)，達(dá)到剎車的目的。本設(shè)計(jì)就摩擦式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行了相關(guān)的設(shè)計(jì)和計(jì)算。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，以實(shí)際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國(guó)工廠目前進(jìn)行制動(dòng)器新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計(jì)的要求進(jìn)行設(shè)計(jì)。首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式、驅(qū)動(dòng)形式及制動(dòng)器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩、制動(dòng)效能因數(shù)、制動(dòng)減速度、制動(dòng)溫升等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄、制動(dòng)底板等。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。
關(guān)鍵詞：鼓式制動(dòng)器，制動(dòng)力矩，制動(dòng)效能因數(shù)，制動(dòng)減速度，制動(dòng)溫升
Ⅰ
ABSTRACT
In the vehicle brake system is very important. Braking failure can be result in serious consequences. The main part of the braking system is the brake. In the modern car brake shoe - brake drum which has high braking efficiency is still widely used.
Drum brake, also known as block-type brake. The mainstream of drum brakes is sheets style, and its brake shoes located inside the brake wheel. When braking, brake-blocks open outward to friction the inside of the brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. The design based on the actual product, accord to our country brake factory general new product development process, and union theoretical design requirements. The first, according to assigns vehicle the parameter and the specification, determine the brake structure, actuation structure and brake main parameters. And then calculate the braking torque, brake effectiveness factor, brake retarded velocity, brake temperature rise, etc. And the major components of the brake base on these to design. Finally, completes the assembly and details drawings.
KEY WORDS：Drum brake, Braking torque, Drake efficiency factor, Braking deceleration, Brake temperature rising
Ⅱ
目 錄
第一章 緒論 1
1.1引言 1
1.2 選題背景與意義 1
1.3 研究現(xiàn)狀 2
第二章 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式與選擇 3
第三章 制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇 4
3.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 4
3.2 同步附著系數(shù) 7
3.3 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 8
3.4 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 10
3.4.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D 10
3.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β 10
3.4.3 摩擦襯片起始角 12
3.4.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力P作用線的距離a 12
3.4.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 12
3.4.6 襯片摩擦系數(shù)f 12
第四章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 13
4.1 制動(dòng)器因素計(jì)算 13
4.2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 14
4.2.1 所需制動(dòng)力的計(jì)算 14
4.2.2 確定制動(dòng)輪缸直徑 15
4.2.3 輪缸的工作容積 15
4.2.4 制動(dòng)主缸的直徑與工作容積 16
4.2.5 制動(dòng)踏板力驗(yàn)算 16
4.3 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 17
4.4 摩擦襯片的磨損特性 20
4.5 制動(dòng)器的熱容量和溫升核算 22
4.6 行車制動(dòng)效能計(jì)算 23
4.7 駐車制動(dòng)的計(jì)算 23
第五章 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 25
5.1 制動(dòng)鼓 25
5.2 制動(dòng)蹄 26
5.3 制動(dòng)底板 26
5.4 制動(dòng)蹄的支承 26
5.5 制動(dòng)輪缸 27
5.6 摩擦材料 27
5.7 制動(dòng)器間隙 28
第六章 三維建模 29
6.1 UG的特點(diǎn) 29
6.2 UG的應(yīng)用 29
第七章 結(jié)論 32
7.1 論文結(jié)論 32
致謝 33
參考文獻(xiàn) 34
第一章 緒 論
1.1 選題背景與意義
隨著汽車性能的提高，對(duì)汽車安全性能的要求也越來(lái)越高。制動(dòng)器是汽車制動(dòng)系統(tǒng)中最重要的安全部件，對(duì)汽車的安全性有著重要的作用，因此對(duì)制動(dòng)器的設(shè)計(jì)進(jìn)行分析研究有著重要的意義。鼓式制動(dòng)器作為現(xiàn)代汽車廣泛使用的具有較高制動(dòng)效能的制動(dòng)器，盡管對(duì)其的設(shè)計(jì)研究取得了一定的成績(jī)，但是對(duì)傳統(tǒng)鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)仍然有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用，也可以為后續(xù)設(shè)計(jì)提供理論參考。這樣，在以后的設(shè)計(jì)研究當(dāng)中，不僅可以延續(xù)鼓式制動(dòng)器的優(yōu)點(diǎn)，還能在此基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)出制動(dòng)性能更好的制動(dòng)器，滿足汽車的安全性和乘員舒適性，提高汽車的整體性能。
1.2 研究現(xiàn)狀
長(zhǎng)期以來(lái)，為了充分發(fā)揮鼓式制動(dòng)器的重要優(yōu)勢(shì)，旨在克服其主要缺點(diǎn)的研究工作和技術(shù)改進(jìn)一直在進(jìn)行中，尤其是對(duì)鼓式制動(dòng)器工作過(guò)程和性能計(jì)算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點(diǎn)在于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)和實(shí)際使用因素等對(duì)制動(dòng)器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進(jìn)措施，制動(dòng)器的性能也有了一定程度的提高。
如以某汽車前輪鼓式雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的制動(dòng)蹄為研究對(duì)象，進(jìn)行了受力分析并建立了力學(xué)模型，使用Pro／E建立了CAD模型，運(yùn)用ANSYS進(jìn)行了有限元分析和強(qiáng)度計(jì)算。詳細(xì)的分析結(jié)果驗(yàn)證了原設(shè)計(jì)的合理性和CAD／CAE技術(shù)的功效。
參數(shù)化設(shè)計(jì)是三維實(shí)體造型方法的新發(fā)展。通過(guò)對(duì)UG軟件的二次開(kāi)發(fā)，挖掘通用軟件的潛力，可以更好地滿足專業(yè)設(shè)計(jì)的要求。通過(guò)對(duì)鼓式制動(dòng)器組件的參數(shù)化設(shè)計(jì)，為汽車制動(dòng)器專用設(shè)計(jì)平臺(tái)的開(kāi)發(fā)奠定了基礎(chǔ)。這不僅可以提高產(chǎn)品質(zhì)量，縮短研制周期，降低設(shè)計(jì)成本，還可極大地減輕勞動(dòng)強(qiáng)度。
1.3 本文結(jié)構(gòu)
第一章主要介紹了鼓式制動(dòng)器的發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義；第二章介紹了鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及本課題所采用的結(jié)構(gòu)形式；第三章講述了制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇，包括制動(dòng)器分配系數(shù)、同步附著系數(shù)及結(jié)構(gòu)參數(shù)；第四章講述了制動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析計(jì)算及選擇；第五章介紹了制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
第二章 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇
鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類（見(jiàn)圖2.1），它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對(duì)車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。
圖 2.1 鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖
(a)領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開(kāi)）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動(dòng)輪缸張開(kāi)）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式
制動(dòng)蹄按其張開(kāi)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動(dòng)蹄張開(kāi)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動(dòng)蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。
雖然領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性在各式制動(dòng)器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時(shí)的制動(dòng)性能不變，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)，易于調(diào)整蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動(dòng)器。根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)及制動(dòng)要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)等因數(shù)，選用領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，其支撐結(jié)構(gòu)型式為支承銷式支撐。
第三章 制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇
制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：
汽車軸距L=2560mm，前/后L1=1551mm,L2=1009mm;
輪胎選擇：6.00-14，車輪滾動(dòng)半徑rr=315mm；
汽車空，滿載時(shí)的總質(zhì)量： ma’=1110kg，ma=3450kg，軸荷分配：前/后39.4%、60.6%；
空，滿載時(shí)的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度：hg’= 700mm,hg=820mm;
最高車速va=86km/h。
3. 1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)
汽車制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車輪滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為
-=0 （3.1）
式中：— 制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N·m
— 地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
—車輪有效半徑，m。
令
（3.2）
并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度>0時(shí)，大小亦相等，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即
=Z （3.3）
或
== Z （3.4）
式中 — 輪胎與地面間的附著系數(shù)；
Z— 地面對(duì)車輪的法向反力。
當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0以后，地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見(jiàn)圖3.1）
圖 3.1 制動(dòng)器制動(dòng)力，地面制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系
根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前，后軸車輪的法向反力,為：
=
= （3.5）
式中：G — 汽車所受重力，N；
L — 汽車軸距，mm；
— 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm；
— 汽車質(zhì)心高度，mm；
— 附著系數(shù)。
圖3.2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖
汽車總的地面制動(dòng)力為：
=+==Gq （3.6）
式中：q（q=） — 制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；
， — 前后軸車輪的地面制動(dòng)力。
由以上兩式可求得前，后車輪附著力為：
==
== （3.7）
上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常熟，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總之動(dòng)力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配，道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過(guò)程可能出現(xiàn)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；
（3）前，后輪同時(shí)抱死拖滑。
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(shù)的路面上，前，后車輪同時(shí)抱死即前，后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是
+=+=G
== （3.8）
式中 — 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；
— 后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；
— 前軸車輪的地面制動(dòng)力；
— 后軸車輪的地面制動(dòng)力；
， — 地面對(duì)前，后軸車輪的法向反力；
G — 汽車重力；
， — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；
— 汽車質(zhì)心高度。
由式（3.8）可知，前，后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力，是的函數(shù)。
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(biāo)的曲線，即為理想的前，后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡(jiǎn)稱I曲線，如圖3.3所示。如果汽車前，后制動(dòng)器的制動(dòng)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(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，能使前后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)與總制動(dòng)力之比來(lái)表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)
== （3.10）
聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得
=
由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。
求得=0.586
圖 3.3 某載貨汽車的I曲線與線
3. 2 同步附著系數(shù)
由式（3.10）可得表達(dá)式
= （3.11）
上式在圖3.3中是一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)的汽車的實(shí)際前，后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱線。圖中線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)=，則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是：
（3.12）
由已知條件以及式（3.12）可得
滿載時(shí)：
φ0=2560×0.586-1009820=0.6
根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；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(shù)滿足要求。
制動(dòng)力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線來(lái)評(píng)定。
利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)強(qiáng)度q下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)。
根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動(dòng)防抱死裝置的M1類車輛應(yīng)符合下列要
(1) 值在0.2～0.8之間時(shí)，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)
(2) q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時(shí)，1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 q值在0.3～0.45時(shí)，若2不超過(guò)=q線以上0.05，則允許2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。
當(dāng)φ>φ0時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即F需=Fφ2。
F總=GL1φL1+φ-φ0hg=3450×9.8×1551×0.71551+(0.7-0.6)×820=22479N
q=L1φL1+φ-φ0hg=1551×0.71551+(0.7-0.6)×820=0.665
q≥0.1+0.85×0.7-0.2=0.525
故設(shè)計(jì)的制動(dòng)器制動(dòng)力分配符合要求。
3. 3 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩
應(yīng)合理的確定前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，以保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。
最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)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(shí)被充分利用或前，后同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為
== （3.13）
式中：, — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；
— 同步附著系數(shù)；
hg — 汽車質(zhì)心高度。
通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7。制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即
= （3.14）= （3.15）
式中： — 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；
— 后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；
— 作用于前軸車輪上的地面法向反力；
— 作用于前軸車輪上的地面法向反力；
— 車輪有效半徑。
根據(jù)市場(chǎng)上的大多數(shù)輕型貨車輪胎規(guī)格及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB 9744-2007；選取的輪胎型6.00-14。由GB2978可得有效半徑=315mm
對(duì)于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.7）能夠制動(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為
Tf1max=Z1φrg=GLL2+φhgφrg (3.16)
Tf2max=1-ββTf1max (3.17)
由式（3.16），式（3.17）可得
Tf1max=Z1φrg
=3450×9.825601009+0.7×820×0.7×315×10-3=4610N·m
Tf2max=1-ββTf1max=1-0.5860.586×4610=3257N·m
當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過(guò)程可能出現(xiàn)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；
(3)前、后輪同時(shí)抱死拖滑。
在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。
3. 4 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)
3. 4. 1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D
輸入力P一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大D(圖3.4)受輪輞內(nèi)徑限制。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動(dòng)鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動(dòng)鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來(lái)保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動(dòng)時(shí)的溫升。
由選取的輪胎型號(hào)6.00-14，得
Dr=14×25.4=355.6mm
由QC/T309—1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，從表3.1
表3.1制動(dòng)鼓工作直徑
輪輞直徑/in
12
13
14
15
16
20，22.5
制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm
轎車
180
200
240
260
—
—
貨車
220
240
260
300
320
420
取得制動(dòng)鼓內(nèi)徑=260mm
輪輞直徑Dr=355.6mm,制動(dòng)鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=0.70~0.83；經(jīng)過(guò)計(jì)算，屬于0.70~0.83范圍內(nèi)。因此符合設(shè)計(jì)要求。
圖3.4鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù)
3. 4. 2 摩擦襯片寬度b和包角β
摩擦襯片寬度尺寸的選取對(duì)摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。
制動(dòng)鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。制動(dòng)器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動(dòng)時(shí)所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。
根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車輪鼓式制動(dòng)器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大，具體數(shù)據(jù)見(jiàn)表3.2。
試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角為：90o～100o時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過(guò)高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，因此過(guò)分延伸襯片的兩端以加大包角，對(duì)減小單位壓力的作用不大，而且將使制動(dòng)不平順，容易使制動(dòng)器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120o。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過(guò)大將不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。初選襯片包角。
摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過(guò)大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過(guò)2.5MPa，以及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=75mm。
根據(jù)國(guó)外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，并且制動(dòng)器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。
而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動(dòng)鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即
(3.18)
表3.2 制動(dòng)器襯片摩擦面積
式中是以弧度(rad)為單位，
故摩擦襯片的摩擦面積A=130×75×3.14×110°/180°mm2=187cm2
單個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=374 cm2，如表3.2所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。
3. 4. 3 摩擦襯片起始角
一般將襯片布置在制動(dòng)蹄的中央，即令=90o-/2=。
3. 4. 4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力P作用線的距離a
在保證輪缸能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖3.4)盡可能大，以提高制動(dòng)效能。初取a=0.8R左右，則取a=104mm。
3. 4. 5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c
應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大(圖3.4 )。初取k=0.2R=25mm，c=104mm。
3. 4. 6 襯片摩擦系數(shù)f
選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器而言，提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時(shí)應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250℃時(shí)，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已無(wú)大問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，取=0.4可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際。
第四章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
4. 1 支承銷式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器(平行支座面) 制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算
圖4.1制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算分析簡(jiǎn)圖
單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)：
BF1=fhr/(Aα'r-fB)
單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)：
BF2=fhr/(Aa'r+fB)
式中：
A=a0-sina0cosa34sinα02sinα32
B=1+α'rcosα02cosα32
其中，α3=110°+arctan25104=207°。a0為∠a0對(duì)應(yīng)的弧度，單位弧度。
A=110°360°×2π-sin110°cos207°4×sin110°2sin207°2=0.865
B=1+107130cos110°2cos207°2=0.890
則：
BF1=0.4×2081300.865×107130-0.4×0.890=1.80
BF2=0.4×2081300.865×107130+0.4×0.890=0.60
BF=BF1+BF2=1.8+0.6=2.4
表4.1不同類型制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)
4. 2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
4. 2. 1 所需制動(dòng)力計(jì)算
根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，由之前的分析得：
地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：
（4.1）
汽車總的地面制動(dòng)力為：
（4.2）
前、后軸車輪附著力為：
（4.3）
（4.4）
故所需的制動(dòng)力
F需= （4.5）
=3450×9.825601551-0.665×820×0.7=9298N
4. 2. 2 確定制動(dòng)輪缸直徑
制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄或制動(dòng)塊的作用力P與輪缸直徑及制動(dòng)輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系：
(4.6)
式中：
——考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 10MPa。
由式 ，及張開(kāi)力的計(jì)算公式：與制動(dòng)器因數(shù)定義,式(4.6)可表示為：
2×π4dw2p?BF?rrg≥F需
得： (4.7)
dw≥9298×2×3153.14×2.4×10×130=24.5mm
輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。
取得 dw=25mm。
4. 2. 3 輪缸的工作容積
一個(gè)輪缸的工作容積：
(4.8)
式中：——一個(gè)輪缸活塞的直徑；
n——輪缸的活塞數(shù)目；
——一個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程：在初步設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)鼓式制動(dòng)器取=2～2.5mm。
——消除制動(dòng)蹄(制動(dòng)塊)與制動(dòng)鼓(制動(dòng)盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對(duì)鼓式制動(dòng)器約等于相應(yīng)制動(dòng)蹄中部與制動(dòng)鼓之間的間隙的2倍；
——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計(jì)算；
，——鼓式制動(dòng)器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗(yàn)確定。
可得一個(gè)輪缸的工作容積：
VW=π41ndw2δ=π4×12252×2.3mm3=2257mm3
全部輪缸的總工作容積
(4.9)
式中 m——輪缸數(shù)目。
則全部輪缸的總工作容積V =4×2831mm3 =9028 mm3
4. 2. 4 制動(dòng)主缸直徑與工作容積
制動(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積
Vm＝V十V′
式中 V′——制動(dòng)軟管在液壓下變形而引起的容積增量。
在初步設(shè)計(jì)時(shí)，考慮到軟管變形，轎車制動(dòng)主缸的工作容積可取為Vm。取Vm＝1.3V，式中V為全部輪缸的總工作容積。
主缸活塞直徑Vm和活塞行程Sm可內(nèi)下式確定
Vm=π4×dm2?sm
一般
sm=(0.8~1.2)dm （取sm=1.0dm）
得： dm=sm=24.6mm
主缸的直徑應(yīng)符合系列尺寸。主缸直徑的系列尺寸為；19，22，26，28，32，35，38，40,45mm。
故取dm=26mm。
4. 2. 5 制動(dòng)踏板力驗(yàn)算
制動(dòng)踏板力可用下式計(jì)算：
. (4.10)
式中：——主缸活塞直徑；
——制動(dòng)管路的液壓；
——踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，，一般為2～5，取4.5；
，——見(jiàn)圖4.2；
——踏板機(jī)構(gòu)及制動(dòng)主缸的機(jī)械效率，可取0.85～0.95，取為0.90。
圖4.2 液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)計(jì)算用簡(jiǎn)圖
Fp=π4×(25×10-3)2×10×106×14.5×10.9×14.5=269N
踏板力FP不應(yīng)超過(guò)500一700N,故符合要求。
4. 3 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩
在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。
圖 4.3張開(kāi)力計(jì)算用簡(jiǎn)圖
增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下：
TTf1=fN1ρ1 （4.11）
式中：——單元法向力的合力；
——摩擦力的作用半徑(見(jiàn)圖 4.3 )。
如果已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動(dòng)力矩。
為了求得力與張開(kāi)力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式：
（4.12）
式中：—— 軸與力的作用線之間夾角；
——支承反力在工：軸上的投影。
解式（4.12），得
（4.13）
對(duì)于增勢(shì)蹄可用下式表示為
（4.14）
對(duì)于減勢(shì)蹄可類似地表示為
（4.15）
為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，有：
（4.16）
(4.17)
因此
式中：。 (4.18)
并考慮到
(4.19)
則有
(4.20)
如果順著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄和逆著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄的和同，顯然兩種蹄的和值也不同。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
(4.21)
由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下：
c'=c2+k2=1042+252=107mm
h=a+c=104+104=208mm
a'=35°-13.5°=21.5°
a''=110°+21.5°=131.5°
則：
δ1=δ2=δ=arctancos2×21.5°-cos2×131.5°2×110°180°×3.14-sin2×131.5°+sin2×21.5°=8.8°
ρ1=ρ2=ρ=4R(cosα'-cosα'')(cos2α'-cos2α'')2+(2β-sin2α''+sin2α')2
=4×130×10-3×(cos21.5°-cos131.5°)(cos2×21.5°-cos2×131.5°)2+(2×110°180°×3.14-sin2×131.5°+sin2×21.5°)2=163mm
由式對(duì)于增勢(shì)蹄：
TTf1=P1fhρ1c'cosδ1+fsinδ1-fρ1=19621×0.4×208×163107×cos8.8°+sin8.8°-0.4×163=4676N?m
對(duì)于減勢(shì)蹄：
TTf1=P1fhρ1c'cosδ1-fsinδ1+fρ1=19621×0.4×208×163107×cos8.8°-sin8.8°+0.4×163=1721N?m
故對(duì)于后軸單個(gè)鼓式制動(dòng)器有：
Tf=TTf1+TTf2=4676+1721=6397N?m
對(duì)于后軸有：T=2=12794N·m
由上式得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖：
(4.22)
如果式 (4.23)
成立，則不會(huì)自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得：
c'cosδ1ρ1-c'sinδ1=107×cos8.8°163-107×sin8.8°=0.72>f=0.4
式成立，不會(huì)自鎖
由式(4.17)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為
qmax1=P1hρ1bR2cosα'-cosα''c'cosδ1+fsinδ2-fρ1=19621×0.4×208×16375×1302cos21.5°-cos131.5°107×cos8.8°+sin8.8°-0.4×163=1.93Mpa
，，，R，，——見(jiàn)圖4.3；
，——見(jiàn)圖5.3；，
b——摩擦襯片寬度；
——摩擦系數(shù)。
4. 4 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動(dòng)過(guò)程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來(lái)不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。
制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為。
雙軸汽車的單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率為
(4.24)
(4.25)
式中：δ ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；
——汽車總質(zhì)量；
— —汽車制動(dòng)初速度與終速度，；計(jì)算時(shí)貨車取= 86 km/h(23.9m/s)；
j——制動(dòng)減速度，，計(jì)算時(shí)取j=0.6g；
t——制動(dòng)時(shí)間，s；
——前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積；
β ——制動(dòng)力分配系數(shù)。
故當(dāng)=40 km/h時(shí)：
t=v1-v2j=23.9-11.10.6×9.8=2.18s
單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率為
e2=12?δmav12-v222tA21-β=12?1×345023.92-11.122×2.18×374×1-0.586=0.20w/mm2
當(dāng)=0 km/h時(shí)：
t=v1-v2j=23.9-00.6×9.8=4.06
單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為
e2=12?δmav12-v222tA21-β=12?1×345023.92-02×4.06×374×1-0.586=0.51w/mm2
對(duì)于鼓式制動(dòng)器，比能量耗散率過(guò)高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂，其比能量耗損率不大于1.8W／mm2，轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2。
由以上計(jì)算可知滿足要求
磨損特性指標(biāo)也可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來(lái)衡量。
單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為
Ff0=TfRA=6397130×374=0.13N?mm2
式中：——單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩;
R——制動(dòng)鼓半徑；
A——單個(gè)制動(dòng)器的襯片摩擦面積。
當(dāng)制動(dòng)減速度j=0.6g時(shí)，鼓式制動(dòng)器的比摩擦力以不大于0.48 N/mm2為宜，所以以上設(shè)計(jì)符合要求。
磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動(dòng)過(guò)程中由最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功來(lái)衡量
(4.26)
式中：——汽車總質(zhì)量，kg；
——汽車最高車速，m/s
——車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片的總摩擦面積，
——許用滑磨功，對(duì)貨車?。?00～800 J/mm2；
Lf=mavamax22=3450×23.922×4×374=659J/mm2≤Lf
由上式亦可得以上設(shè)計(jì)符合要求。
4. 5 制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算
應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：
(4.27)
式中：——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量；
——與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量；
——制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482J／(kg·K)，對(duì)鋁合金c=880J／(kg·K)
——與制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件的比熱容；
?t ——制動(dòng)鼓的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過(guò)15℃)；
L——滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過(guò)程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即：
(4.28)
式中：——滿載汽車總質(zhì)量；
——汽車制動(dòng)時(shí)的初速度，可取；
β ——汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。
代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：
=3.235J
=0.715J
又有=20kg =38kg
故：
=L/
=(3.235 + 0.715）/(20482+38×880)=9.7<15
因此所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器溫升符合要求。
4. 6 行車制動(dòng)效能計(jì)算
行車制動(dòng)效能是由在一定的制動(dòng)初速度下及最大踏板力下的制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離來(lái)評(píng)價(jià)的。
汽車的最大減速度由下式確定：
(4.29)
由此得出
(4.30)
式中：——汽車所受重力，N
——附著系數(shù)
g——重力加速度，=9.8 m/s2
v——制動(dòng)初速度，m/s.
故最大減速度=0.8 g
制動(dòng)距離S= (4.31)
式中：——機(jī)構(gòu)制動(dòng)滯后時(shí)間，取0.2s
——制動(dòng)器制動(dòng)力增長(zhǎng)過(guò)程所需時(shí)間，取0.6s
+——制動(dòng)作用時(shí)間，一般在0.2s～0.9s之間
V——制動(dòng)初速度，由表 取為80km/h
S=13.6×0.2+0.6×80+80225.92×0.8×9.8=49.3m
我國(guó)一般要求制動(dòng)減速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，對(duì)于小型客車（9座以下）和輕型貨車（總重3.5t以下）制動(dòng)初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上計(jì)算及表 可得制動(dòng)距離S=49.3m< =50.7m。
故該制動(dòng)系的行車制動(dòng)效能滿足要求。
4. 7 駐車制動(dòng)的計(jì)算
汽車在上坡路上停住時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖 3.6 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8由該圖可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為
車輪的附著力為：
(4.32)
同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：
(4.33)
根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，，即由
(4.34)
圖 4.4 汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖
求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為
(4.35)
汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為
(4.36)
故 滿載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為
α=arctan0.7×15512560-0.7×820=28.7°
汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為
α'=arctan0.7×15512560+0.7×820=19.1°
一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。
由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。
第五章 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
5. 1 制動(dòng)鼓
圖 5.1 制動(dòng)鼓
（a）鑄造制動(dòng)鼓；（b），（c）組合式制動(dòng)鼓
1 沖壓成形輔板；2鑄鐵鼓筒；3 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4 鑄鋁合金制動(dòng)鼓
制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過(guò)極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。一些轎車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(dòng)鼓(圖 5.1(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖5.1(c))在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動(dòng)鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)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(zhì)量。本設(shè)計(jì)中采用材料為HT250。
制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過(guò)大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。
制動(dòng)鼓相對(duì)于輪轂的對(duì)中如圖所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來(lái)定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動(dòng)鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。許用不平衡度對(duì)轎車為15～20N·cm。
制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容 量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為 7～12mm，中重型貨車為13～18mm（本設(shè)計(jì)取12mm）。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開(kāi)小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。
5. 2 制動(dòng)蹄
圖 5.2 鑄鐵制動(dòng)蹄
轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開(kāi)有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，貨車的約為 5～8mm（本設(shè)計(jì)取6mm）。摩擦襯片的厚度，貨車多用 8mm以上（本設(shè)計(jì)取9.5mm）。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。
5. 3 制動(dòng)底板
制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。
5. 4 制動(dòng)蹄的支承
二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)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(zhǎng)支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開(kāi)機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開(kāi)槽供制動(dòng)蹄腹板張開(kāi)端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。
5. 5 制動(dòng)輪缸
是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開(kāi)機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。其缸筒為通孔，需鏜磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_(kāi)槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞。
5. 6 摩擦材料
制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。
目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹(shù)脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無(wú)機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹(shù)脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹(shù)脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。
另一種是編織材料，它是先用長(zhǎng)纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹(shù)脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f =0.4 以上)，沖擊強(qiáng)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汽車的鼓式制動(dòng)器，尤其是帶式中央制動(dòng)器。
粉