畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文）
設(shè)計(論文)題目： 轎車鼓式制動器設(shè)計與分析
學(xué)生姓名
二級學(xué)院
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摘 要 1
Abstract 2
1 緒 論 3
1.1制動系統(tǒng)發(fā)展歷史 3
1.2制動系統(tǒng)的現(xiàn)狀 4
1.3鼓式制動器優(yōu)缺點 4
1.3.1優(yōu)點 4
1.3.2缺點 4
1.4主要內(nèi)容和研究意義 5
2 鼓式制動器設(shè)計與計算 6
2.1 鼓式制動器的選擇 6
2.1.1 鼓式制動器的分類 6
2.1.2 液壓制動操縱系統(tǒng)的結(jié)構(gòu) 6
2.2 同步附著系數(shù) 8
2.3 制動強度和附著系數(shù)利用率 9
2.4 制動器最大的制動力矩 10
2.5 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 11
2.5.1 制動鼓直徑 11
2.5.2 制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 12
2.5.3 摩擦襯片起始角 13
2.5.4 張開力的作用線至制動器中心的距離 13
2.5.5 制動蹄支承銷中心的坐標位置與 13
2.5.6 摩擦片摩擦系數(shù) 13
2.6 制動蹄片上的最大壓力 14
3 鼓式制動器的主要結(jié)構(gòu)元件 18
3.1 制動鼓 18
3.2 制動蹄 18
3.3 制動底板 19
3.4 制動蹄支承 19
3.5 制動輪缸 20
3.6 摩擦材料 20
3.7 制動摩擦襯片 20
3.8 制動器間隙 21
4 鼓式制動器的校核 23
4.1摩擦襯片的磨損特性計算 23
4.2制動器的熱容量和溫升的核算 24
4.3制動器結(jié)構(gòu)的校核 25
4.3.1輪缸直徑與工作容積 25
4.3.2制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚 26
5 鼓式制動器的有限元分析 27
5.1有限元分析法簡介 27
5.2有限元分析在國內(nèi)汽車制動器方面的應(yīng)用 27
5.3 鼓式制動器的三維模型 27
5.4 運用有限元軟件分析鼓式制動器 28
6 結(jié) 論 31
參考文獻 32
致 謝 33
II
摘要
轎車鼓式制動器設(shè)計與分析
摘 要
制動系統(tǒng)在汽車各個系統(tǒng)中扮演者重要的角色，如果該系統(tǒng)出現(xiàn)問題就會產(chǎn)生嚴重的后果。制動器是制動系統(tǒng)的主要部件，如今汽車上主要使用的制動器是鼓式制動器和盤式制動器。本論文研究的就是鼓式制動器。
本論文主要介紹了鼓式制動器的設(shè)計與分析。首先介紹了汽車制動系統(tǒng)的歷史與現(xiàn)狀，接著介紹了鼓式制動器的優(yōu)缺點，再對鼓式制動器的結(jié)構(gòu)類型進行選擇。除此之外，根據(jù)整車參數(shù)對鼓式制動器的同步附著系數(shù)、最大制動力矩等進行設(shè)計計算，并對鼓式制動器進行校核。接著，完成對鼓式制動器進行三維建模分析完成零件圖和裝配圖。最后，用有限元軟件分析鼓式制動器。
關(guān)鍵詞：鼓式制動器；有限元分析；制動器設(shè)計；制動力矩；三維建模
2
Abstract
Design and analysis of car drum brake
Abstract
The braking system plays an important role in the various systems of the vehicle, and if the system has a problem, it will have serious consequences. Brake is the main part of the braking system. Nowadays the main brake used in automobile is drum brake and disc brake. This paper researches the drum brake.
This paper mainly introduces the design and analysis of drum brake. Firstly, the history and current situation of braking system is introduced. Then, the advantages and disadvantages of drum brake are introduced, Then we choose the structure type of drum brake. Besides，According to the parameters of the vehicle, the design and calculation of the drum brake synchronous adhesion coefficient, the maximum braking torque and so on, and check the Drum brake. Then, complete the three-dimensional modeling and analysis of drum brake. Finally, the drum brake is analyzed by finite element software.
Key words: drum brake; Finite element analysis; brake design; braking torque; 3D modeling
第1章 緒論
1 緒 論
1.1制動系統(tǒng)發(fā)展歷史
汽車剛出現(xiàn)的時候，它的質(zhì)量都比較小，速度也都比較低，駕駛它的人員只要控制一組簡單的機械裝置就能夠使車輛安全的制動。但隨著生產(chǎn)技術(shù)的飛速發(fā)展，汽車變得越來越重，速度也變的越來越快，簡單的機械制動已經(jīng)不能滿足汽車制動的要求。因此，助力裝置就顯得格外的重要。這時，真空助力裝置開始出現(xiàn)了。1932年生產(chǎn)的凱迪拉克V16，其質(zhì)量為2860kg，它的四個輪子采用的鼓式制動器的直徑為419.1mm，并配備有真空助力裝置。[1]
在機械制動之后又有了一個重大的突破那就是液壓制動。汽車液壓制動器率先被Duesenberg Eight所使用。在1924年克萊斯勒的四輪液壓制動器誕生。通用在1934年采用了液壓制動，在五年后福特也同樣采用這項新技術(shù)。雖然有了液壓制動這項技術(shù)，但是過了10來年才實現(xiàn)了液壓助力制動器。
到了20世紀80年代后期，防抱死系統(tǒng)和最初的機械制動相比，在汽車領(lǐng)域已經(jīng)成了最矚目的成果。防抱死制動系統(tǒng)是結(jié)合了機械、電子兩個領(lǐng)域高端技術(shù)的產(chǎn)品。它的安裝極大的保證了駕乘人員的安全，提高了汽車的操控性能，使得汽車在制動時車輪與地面的附著力在最大值。防抱死裝置由三個部分組成。傳感器接收汽車行駛時的各種運動參數(shù)，再傳送給控制器，接著由控制器進行計算并且將計算得到的結(jié)果與規(guī)定好的數(shù)據(jù)進行比較，最后，指令通過壓力調(diào)節(jié)器發(fā)出。
1936年，博世公司發(fā)明了一個新裝置并且申請了專利，該專利是一個電液控制的ABS裝置。博世公司的這一舉動使得更多的汽車裝配了防抱死系統(tǒng)。克萊斯勒車在1971年也采用了ABS裝置，它不同于博世公司的專利，該ABS裝置是由四輪電子控制的。這些早期的裝置不能滿足各種要求一方面成本高，另一方面性能也很有限。
1979年，默·本茨推出了一種ABS裝置，這種裝置是新型的，數(shù)字化控制的制動裝置。該裝置擁有了獨立的液壓助力器，因此性能和早期的那些ABS制動裝置比起來有了大幅度的提高。又過了6年，美國開發(fā)出了一種“一體化”的ABS防抱死裝置。公司和研究人員投入了大量的精力財力研究開發(fā)，使得ABS成為了一項有廣泛應(yīng)用前景的成熟產(chǎn)品。電子信息處理技術(shù)的高速發(fā)展也使得ABS的性能更加可靠，大幅度的提升了汽車的安全性，駕乘人員的安全也得到了極大的保護。到了1992年，全球生產(chǎn)的汽車中有20%裝上了，并且ABS裝置的全球年產(chǎn)量超過1000萬臺。為了保證駕乘人員的安全，在一些國家和地區(qū)將ABS列為汽車的標準設(shè)備。
1.2制動系統(tǒng)的現(xiàn)狀
傳統(tǒng)的“油液制動系統(tǒng)”仍然占有優(yōu)勢地位，即便安裝了防抱死裝置后，因為要考慮基本的制動功能量，所以還是無法和“油液制動系統(tǒng)”相比。然而對于制動功能量而言，最方便、最經(jīng)濟的方法還是液壓操控。
傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)的特點是均勻分配油液壓力，當制動踏板被駕駛?cè)藛T踩下時，油液就被主缸輸送到各個管路中并且輸送的油液是等量的，為了達到前后油液壓力的平衡就用比例閥來調(diào)節(jié)控制。而ABS防抱死裝置在這方面就和傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)完全不同，它特點是根據(jù)每個制動器的需求來調(diào)節(jié)油液壓力使之平衡的。目前，ABS裝置已經(jīng)發(fā)展成為熱門的產(chǎn)品，被廣泛認可并運用在各種汽車上。
鼓式制動結(jié)構(gòu)是早期設(shè)計的制動系統(tǒng)，一直以來，專家和研究人員們都在研究探索，改進技術(shù)。為的是更好的發(fā)揮鼓式制動器的優(yōu)勢，克服它的缺點，其中一些研究更是受到了高度的重視。這些研究工作的重點是探討是何因素對制動效能和穩(wěn)定性等性能起決定性的作用。研究取得了很多重要的成果，很多改進措施被專家們采用來提升制動器的各項性能。
盡管近幾年的研究探索讓鼓式制動器在設(shè)計改進方面取得了一定的成果，但傳統(tǒng)的鼓式制動器在設(shè)計中仍然起著重要的作用。沒有傳統(tǒng)的鼓式制動器作為依據(jù)，很難在接下來的設(shè)計進一步研究開發(fā)。
1.3鼓式制動器優(yōu)缺點
1.3.1優(yōu)點
鼓式制動器不僅造價便宜，而且是早期設(shè)計的制動系統(tǒng)，在設(shè)計方面能滿足傳統(tǒng)的制動器的設(shè)計要求。后輪對于汽車的制動而言，只起輔助制動的作用，這是因為在制動時汽車因為慣性的作用，大部分的負荷都由汽車的前輪承受了，后輪只受到了汽車全部負荷的20%-30%。汽車生產(chǎn)廠家們就抓住了汽車的這個特點，為了節(jié)省成本，采用前后輪使用不同的制動器，前輪用盤式，后輪使用鼓式的。不過對于車速不是很高的重型車來說，如今還是使用四輪鼓式制動的設(shè)計，因為從耐用的程度考慮，鼓式制動器的制動蹄的比盤式制動器更耐用。[5]
1.3.2缺點
鼓式制動器缺點是在制動過程中會產(chǎn)生大量的熱，散熱性不好不能及時消散，進而被制動器吸收，溫度快速上升，形成一個高溫環(huán)境。在這樣的環(huán)境下，制動鼓和制動蹄會發(fā)生復(fù)雜的形變，導(dǎo)致制動衰退和振抖，最終，降低其制動效率。另一方面，鼓式制動器的制動穩(wěn)定性不好，不方便控制，在不同的路面下制動產(chǎn)生的制動力波動范圍大。還有就是制動器間隙容易囤積剎車粉，需要定期清理。制動器的間隙也要經(jīng)常注意，多檢查是否準確，最好能夠定期對其進行調(diào)整。
1.4主要內(nèi)容和研究意義
本文主要的探求內(nèi)容是依照設(shè)計車型的特點，對鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式進行選擇，接著根據(jù)整車參數(shù)計算出一系列數(shù)據(jù)，如制動器的最大制動力矩；制動器的摩擦面積；單個蹄表面最大壓力等。然后對磨損性能、溫升等進行校核，保證符合設(shè)計要求。再在CATIA中畫出鼓式制動器的零件圖并且進行裝配，然后導(dǎo)入ANSYS中進行分析得出結(jié)論。
本次設(shè)計的目標是經(jīng)過閱讀大量文獻，掌握鼓式制動器設(shè)計的基本步驟和要求，掌握鼓式制動鼓器的相關(guān)設(shè)計方法，以及傳統(tǒng)的機械制圖的步驟和規(guī)則。并且按照已有的參數(shù)進行設(shè)計計算，進一步扎實基礎(chǔ)，穩(wěn)固汽車設(shè)計的基本知識。學(xué)會運用CATIA、AUTOCAD等軟件進行基本的三維或者二維建模和制圖，同時也學(xué)會了如何運用ANSYS分析軟件，提高了分析問題和解決問題的能力。
33
第2章 鼓式制動器設(shè)計與計算
2 鼓式制動器設(shè)計與計算
2.1 鼓式制動器的選擇
2.1.1 鼓式制動器的分類
1） 領(lǐng)從蹄鼓式制動器。
2） 。
3） 自增力式鼓式制動器，該形式的鼓式制動器和雙領(lǐng)蹄鼓式制動器一樣，分為兩種：1）單向；2）雙向。
領(lǐng)從蹄鼓式制動器的制動效能和穩(wěn)定性都一般，不好也不差，適合本次設(shè)計的經(jīng)濟型小轎車，而且領(lǐng)從蹄鼓式制動器不管是順車時還是倒車時，制動性能一樣，不會改變。最重要的是該鼓式制動器的結(jié)構(gòu)簡單，造價便宜，容易完成行車制動和駐車制動的一體化。
單向雙領(lǐng)蹄鼓式制動器由于其順車制動效能很高，倒車制動效能很低，導(dǎo)致了它一般只用于輕型車的前輪上。而雙向雙領(lǐng)蹄鼓式制動器的制動性能和領(lǐng)從蹄鼓式制動器基本一樣，差別就在于使用的車型不同，載重在兩噸以上的輕型車一般都用這種形式的鼓式制動器。另外，當雙向雙領(lǐng)蹄鼓式制動器作為后輪制動器時就必須增加一個中央制動器。
自增力式制動器很少用在行車制動中，雖然它是這幾種制動器中制動效能最高的一種，但受限于穩(wěn)定性差。轎車和輕型車的后輪可以使用這種形式的制動器，但是要選擇合適的幾何參數(shù)，以免制動器發(fā)生自鎖現(xiàn)象。與此同時，選擇的摩擦襯片的摩擦性能也要比較穩(wěn)定。
最后是雙從蹄式制動器，這種制動器很少使用，因為它的制動效能過低。
因此，綜合以上三種制動器的比較以及考慮到各方面的原因，并且，該設(shè)計的鼓式制動器主要適用于普通家庭車型，對性能沒有高要求，所以該設(shè)計就使用領(lǐng)從蹄式鼓式制動器。在所有類型的鼓式制動器中，領(lǐng)從蹄式鼓式制動器的各方面性能都處于中流水平，符合本文的設(shè)計思想理念。
2.1.2 液壓制動操縱系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)
液壓制動的意思是指車輛的車輪制動器的輪缸主要是由液壓驅(qū)動的。真空助力和真空增壓是最常使用的操縱系統(tǒng)。其中，真空助力使用最廣泛，在如今的轎車和輕型貨車上得到了廣泛的應(yīng)用；真空增壓也應(yīng)用于部分中、重型車上，在日本較為廣泛
目前各國都采用分立的管路系統(tǒng)，這種系統(tǒng)的管路分為兩個或多個相互獨立的回路，其中，雙回路是最常見也是應(yīng)用最多的，對于雙軸汽車來說，雙回路的布置形式有以下五類分配方式。
1） 前軸對后軸型。
2） 交叉型。
3）一軸半對半軸型。
4）半軸一輪對半軸一輪型。
5）雙半軸對雙半軸型。
最簡約的布置形式是前軸對后軸型，因為成本相對便宜。目前來講，貨車最常用的就是這類管路。但當選用時應(yīng)該要考慮到的情況是當一個回路失效的時候，另一個回路應(yīng)該要能滿足應(yīng)急制動效能。
交叉型管路布置結(jié)構(gòu)也很簡單。但當任何一個回路失效的時候，前后制動力分配不能改變，而且剩余的總制動力要能夠保持正常值的50%。但是，假若出現(xiàn)某一回路不起作用，就會造成后軸單輪制動無法進行轉(zhuǎn)彎制動的結(jié)果，假若，在只有外后輪制動的情況下，將會造成轉(zhuǎn)向角度過小的結(jié)果，假若在只有內(nèi)后輪制動的情況下，將會造成轉(zhuǎn)向角度過大的結(jié)果。綜上所述，交叉型管路布置形式只能在某種特定的情況下運用，也就是這輛汽車的前輪主銷移動的距離為負值時，這樣能夠確保在制動中一直保持在穩(wěn)定的狀態(tài)。因此該布置形式常用于中、小型轎車。
第三種是一軸對半軸型，在緊急制動時后輪很容易抱死，因為只有一軸半回路，因此剩余制動力較大。只有半軸回路制動時，它的制動效果比較差。
第四種是半軸一輪對半軸一輪型，當任何一個回路失效的時候，前輪制動力和后輪制動力之比不變，并且剩余的總制動力還可達到正常值的50%以上。但它處于不穩(wěn)定的工況下，因此采用很少。
第五種是雙半軸對雙半軸型，若失效一套管路時，四個車輪仍能全部實施制動，其制動效果最好。只要適當增加踏板力，仍與管路完好時制動距離沒有明顯差別。但是其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高，因此只在極少數(shù)高級轎車上采用，如紅旗CA770轎車和吉爾114轎車等。
因此，我們選擇交叉型管路布置結(jié)構(gòu)。
該款轎車的主要整車參數(shù)如下：
軸距(mm) 2140
汽車質(zhì)量(kg) 770 （空載） 1387（滿載）
前軸負荷(N) 422 （空載） 544 （滿載）
后軸負荷(N) 348 （空載） 843 （滿載）
質(zhì)心高度(mm) 576 （空載） 586 （滿載）
質(zhì)心距前軸距離(mm) 967 （空載） 1300（滿載）
質(zhì)心距后軸距離(mm) 1173（空載） 840 （滿載）
輪胎規(guī)格 155/65R13
車輪有效半徑（mm） 280
2.2 同步附著系數(shù)
圖2.1 汽車I曲線與線
若要發(fā)生前后車輪一起抱死的狀況，只有行駛在路面上，該路面的附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)，并且汽車的前后制動器的制動力比值為固定值。值不同，汽車制動時發(fā)生的狀況也會不同：
（1）當時：這種情況在圖2.1中對應(yīng)為B點前面的圖像，線處在曲線下方，此時汽車制動時前輪先抱死，轉(zhuǎn)向失靈。
（2）當時：這種情況在圖2.1中對應(yīng)為B點后面的圖像，線處在曲線上方，此時汽車在制動時總是后輪先抱死，雖然這時汽車還能夠轉(zhuǎn)向，但是很容易發(fā)生側(cè)滑事件。
（3）當時：這時汽車在制動時前后輪會同時抱死，雖然不會發(fā)生側(cè)滑，但是會轉(zhuǎn)向失靈。
汽車的最高減速度，不應(yīng)該單單想到在最短時間內(nèi)使車輛停下來的最高減速度，他還要確保汽車能夠在該速度下保證車輛的正常行駛。具體來講意思就是汽車的任一前輪或者后輪在即將抱死時候，并沒有任意輪子出現(xiàn)抱死情況的臨界狀態(tài)。如果制動時，那么在同步附著系數(shù)相等于路面附著系數(shù)上進行，并且于制動過程中，車輛的前后輪都能確定全部抱死，則此時的自動減速度為，，而是制動的強度。如果車輛在在其他值的路面上行駛，如果發(fā)生上述情況，那么這個時候的必然大于值，引入能夠表示路面附著系數(shù)的使用情況，公式為：
（2-1）
式中：—；
—；
—。
當時，，，利用率最高。
社會進到21世紀后，因為各種技術(shù)的日益發(fā)展進步使得道路的條件也越來越好，最后導(dǎo)致汽車的速度越來越快和上世紀比起來不可同日而語，所以由值設(shè)置的過低引起的汽車前后輪同時抱死而造成的交通事故越來越多，駕乘人員的傷亡也越來越嚴重。因此一定程度的提高了一般轎車和貨車的值的設(shè)定，在滿載情況下合適的值的選取范圍為轎車?。回涇嚾?。
以其他類似的車型作為參考，在該設(shè)計中設(shè)置。
2.3 制動強度和附著系數(shù)利用率
已經(jīng)選擇，同時已經(jīng)知道為mm，在滿載的情況下，車輛的質(zhì)心至前軸中心的距離為mm，在 mm，在滿載的情況下，汽車質(zhì)心高度為mm，有以下公式作為參考：
（2-2）
得到結(jié)果：制動力分配系數(shù)
通過以下兩個公式：
（2-3）
（2-4）
公式中的字母意思為：
—；
—；
—。
當時，，所以，；。
所以，，符合要求。
當?shù)臅r候，，求得以下結(jié)果：
這里，我們依次設(shè)置=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7
得到以下數(shù)據(jù)，
=958.2、2015.5、3188.1、4496.1、5964.2、7623.7、9514.8
=0.705、0.741、0.782、0.826、0.878、0.935、1
=0.071、0.148、0.235、0.331、0.439、0.561、0.7
此結(jié)果正確。
當?shù)臅r候，，求得以下結(jié)果：
取=0.8
可以得到以下數(shù)據(jù)：
=11387.4、=0.8378、=1.0472
2.4 制動器最大的制動力矩
當車輛處于滿載的狀態(tài)時，如果獲得的制動力是最大的，這個制動力一定是和地面上對車輪的法向力，成正比。與此同時，在制動器的制動作用處于穩(wěn)定狀態(tài)下，我們要確保前后輪制動力矩的合理分配。
（2-5）
公式中字母意思為：
—；
—；
—。
制動器的制動力矩跟車輪的制動力矩有以下關(guān)系
（2-6）
公式中字母意思為：—，；
—，；
—；
—；
—。
對于值較大的汽車，我們應(yīng)該要先保證汽車制動穩(wěn)定性，然后才是確定輪胎每周的最大制動力矩。
當時，，
（2-7）
（2-8）
公式中字母意思為：—；
—；
—。
將數(shù)據(jù)放入公式中計算可以得出：
每個車輪的制動器最大制動力矩為 、的一半，即1010N.m 和719.5N.m。
2.5 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)
2.5.1 制動鼓直徑
在該設(shè)計中，雖然我們要盡量選取制動鼓直徑相對來說比較大的，但并不是直徑越大的越好。主要原因是，如果制動鼓直徑很大的話，則它和空氣的接觸表面積就更大，這樣就能更快的散熱，同時也會使其制動力矩變得更大。相反的如果制動鼓直徑選擇的太小，那么汽車的非懸掛部分的重量就會變大，同樣的，車輛的顛簸感也也增加了很多。在此設(shè)計中須要考慮的還有輪輞的選擇，輪輞的直徑不能過大否則在選擇過程中會有很大問題，所以為了能和輪輞互相合作工作，直徑D一定不能太大。制動鼓與輪輞之間的空隙是正面對制動鼓直徑影響的。由于在整車參數(shù)中輪胎的規(guī)格155/65R13，因此我們采用的輪輞。一般對于轎車而言，，所以取。
2.5.2 制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積
制動蹄的摩擦片寬為b=40mm;摩擦片的厚為=l0mm。當摩擦襯片的角度為，此時為最低磨損程度。此外，制動鼓擁有最好的制動能力和最低溫度。如果我們再次減小值，雖然這樣更加利于散熱，但是對于磨損程度的損耗會更加嚴重。同時包角的獲取值不可以大于，因為增大了包角雖然能增加散熱，但是這也會讓駕駛員在車輛制動時，用戶能感受到特別強烈的沖擊感，并且更加容易發(fā)生自己鎖定不可用的問題。[2]
通過以上論述，我們選取領(lǐng)蹄，從蹄
一個制動器的摩擦面積：
（2-9）
公式中的字母表示為：—，mm2
—，mm；
—，mm；
—。
將數(shù)據(jù)放入公式中，計算可以得出
cm2
由表2.1中的數(shù)值，我們可知符合我們的本次畢設(shè)要求。
2.5.3 摩擦襯片起始角
下圖2.2表示摩擦襯片起始角。摩擦襯片位于蹄外援的中央，并且。
從蹄包角均為
2.5.4 張開力的作用線至制動器中心的距離
因為較大的距離有利于提高制動效能，所以在設(shè)計中應(yīng)盡可能的增大距離，前提是要保證制動輪缸能夠裝配在制動鼓內(nèi) (見圖2.2）。該設(shè)計中，我們初步設(shè)置左右，而后再依據(jù)實際測試的情況取=92mm。
2.5.5 制動蹄支承銷中心的坐標位置與
如圖2.2所示，應(yīng)該取的盡可能的小，在本次設(shè)計中采取=19.5mm，這樣使值盡可能取大，在設(shè)計的初期可以暫時取，根據(jù)實際情況取=93mm。[15]
2.5.6 摩擦片摩擦系數(shù)
在我們開始對摩擦片進行選擇時，須多方面考慮各種因素。在選擇摩擦片時，我們不僅僅要選擇摩擦系數(shù)高的，還要選擇熱穩(wěn)定性高的，這樣就能夠承受高溫和高壓的雙重影響。但是在本次設(shè)計中也不是摩擦系數(shù)越高越好，我們更看重的是摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性，和制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值時應(yīng)該擁有的正常穩(wěn)定性。[3]就目前摩擦材料而言，在溫度小于250攝氏度的工作環(huán)境中工作的話，其穩(wěn)定性還是較好的，可以控制摩擦系數(shù)，確切值為f=0.30～0.40。綜上，為了在該次設(shè)計中計算出的理想的制動力矩，并且要使之更加符合現(xiàn)實情況，在選取材料是要盡可能的選擇環(huán)境友好型的材料，另外，我們?nèi)=0.30。
2.6 制動蹄片上的最大壓力
首先在計算鼓式制動器的制動力矩之前，要先查找，了解其與蹄壓緊到制動鼓上的力的關(guān)系。
在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，目的是計算有一個自由度的蹄片上的力矩，如圖2.3所示。[8]它位于角內(nèi)，面積為，其中為
摩擦襯片寬度。
（2-10）
摩擦力產(chǎn)生的制動力矩，是（）
從到區(qū)段積分上式得到
（2-11）
法向壓力均勻分布時，得到以下公式
（2-12）
從式（2-11）和式（2-12）能計算出不均勻系數(shù)為
制動力矩與壓力之間的關(guān)系能夠從式（2-11）和式（2-12）計算出。
緊蹄產(chǎn)生的制動力矩
（2-13）
式中，為緊蹄的法向合力；為摩擦力的作用半徑（圖2.4）。
如果在事先知道蹄的幾何參數(shù)與法向壓力值的大小，便能用式（2-11）計算出蹄的制動力矩。
為計算力，列出以下力平衡方程式
（2-14）
公式中字母意思為，為軸和力的夾角；為支撐反力在軸上的投影。
解得：
（2-15）
對于緊蹄，其制動力矩為
（2-16）
同理，對于松蹄，制動力矩為
（2-17）
沿著相應(yīng)的軸線作用有和，其合力為（圖3.3）。根據(jù)式（2-10）有
（2-18）
（2-19）
所以
式中，。
由圖2.3和圖2.4可知
因為已知
所以
又得
因此
根據(jù)式（2-11）和式（2-13），并考慮到
制動鼓上的制動力矩等于兩塊制動蹄片的摩擦力矩之和，即
用液力驅(qū)動時，。所需的張開力為
我們在計算鼓式制動器的力時，同時一定要確保制動蹄不會自動鎖定不可用。上述公式（2-16）可以得到自動鎖定的條件。[17]當式公（2-16）中的分母為零時，那么蹄將會自動鎖定；反之，則不會自鎖，即
如果，就不會自鎖。
由計算得
因此，不會自鎖。
領(lǐng)蹄表面的最大壓力可由式（2-11）和式（2-16）計算出為
由式（2-16）得
同理得
因此 =3270.5N
最后得出 Pa
第3章 鼓式制動器的主要結(jié)構(gòu)元件
3 鼓式制動器的主要結(jié)構(gòu)元件
3.1 制動鼓
制動鼓需要剛性良好，因為它在工作時受力情況較為復(fù)雜。另外，制動過程中，溫度的上升必須保證在可控范圍內(nèi)，所以對制動鼓熱容量的大小有嚴格的要求。對于不同型號的車輛，它們的制動鼓的類型也是不一樣的，比如灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵如圖3.1(a)經(jīng)常作為體積中等載重量大的貨車和中型大巴的制動鼓的材料。而小型貨車和部分轎車一般使用組合型的制動鼓，如圖3.1(b)所示，將輻板和鑄鐵鼓筒兩部分鑄造在一起形成一體。鋁合金制動鼓就普遍的的運用在轎車中，這種制動鼓很難被磨損，同時對溫度的控制也要滿足規(guī)定的要求，這種制動鼓才是我們理想中的，它對材質(zhì)和構(gòu)造的要求極高，其中內(nèi)鼓筒的材質(zhì)是鑄鐵。
利用直徑為的圓柱表面的配合，可以用來滿足在裝配過程中使制動鼓的中心與輪轂在一條線上的要求。另外，還要對制動鼓內(nèi)表面進行精加工，通過精加工來光滑內(nèi)表面。還要對車輪進行動平衡測試，通過這個測試來達到防止汽車在高速行駛時不穩(wěn)定的目的。轎車的不平衡度范圍只能允許在15～20N?cm之間。
制動鼓壁厚在剛度和強度兩方面有極高的要求。由于小型汽車的設(shè)計傳統(tǒng)都是取7mm到12mm之間的。
所以在多次思考后，本課題確定選用壁厚為10mm，材料選擇灰鑄鐵。
通常情況下，我們都會在制動器的關(guān)閉口開一個小洞，這樣做就是為了能夠更加簡單直接的檢查制動器之間的空隙。
3.2 制動蹄
不同型號的車輛在制動蹄方面提出的要求都不一樣。中小型車輛的制動蹄一般都是用鋼板沖壓然后再焊接制成的。在大型重型車輛中，制動蹄斷面的形狀有三種，本次設(shè)計的是小轎車，所以不予考慮。但不管用何種形狀，都必須要有足夠的剛度，防止制動時制動蹄剛度不夠而損壞。
廠家經(jīng)常會在小型車的鋼板制的制動蹄腹板上開一到兩條徑向槽，這么做的話，在制動時，不僅能使摩擦襯片和制動鼓之間的壓力變得更加的均勻，而且能讓摩擦片的使用率更久。這兩類車輛中的摩擦襯片所要求的厚度也是不一樣的。小型車中，該厚度通常設(shè)值為4.5-5mm，中大型車中，該厚度通常設(shè)置在8mm以上。[9]
粘接和鉚接這兩種是常見的摩擦襯片與制動蹄的連接的方式，兩者各有優(yōu)點。若需要有大的磨損厚度就選粘接，若需要降低運動產(chǎn)生的噪音就選鉚接，可以在不同情況下選擇不同的連接方式。[14]對于小型車和中大型貨車來講，制動蹄腹板和翼緣對于厚度的要求也是不一樣的，小型車一般為3-5mm，中大型貨車一般是5-8mm。
綜上所述，在該設(shè)計中，我們對于制動蹄的要求是，使用熱軋鋼板沖壓—焊接，制動蹄腹板厚度為4mm，翼緣厚度為5mm。
3.3 制動底板
該設(shè)計中，我們要在制動底板上安裝制動蹄以及其他零件，而且要保證安裝的位置必須準確。另外還需要有足夠的剛度來承受制動反力矩。這就要求鋼板沖壓成型且在鋼板上會出現(xiàn)凹凸不平的形狀。在重型車輛中由于制動力矩比較大，所以為了獲得更好的制動效果，一般不選用鋼板而選擇使用可鍛鑄鐵KTH 370—12。[16]為了讓踏板行程大小和摩擦襯片磨損程度處在一個適當?shù)姆秶鷥?nèi)，就必須保證制動底板具有足夠的剛度。
該論文設(shè)計是基于經(jīng)濟型的小型轎車，所以在制造材質(zhì)上，我們選擇的制動底板是采用熱軋鋼板沖壓成形，然后厚度取5mm。
3.4 制動蹄支承
如果一個制動蹄支承擁有兩個自由度，那么他的核心優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單可靠、制動蹄的自動定位。支承經(jīng)常運用這種，主要理由是根據(jù)制動蹄與制動鼓的工作表面內(nèi)容，通過判斷偏心支承或偏心輪，能否按照軸心自動調(diào)整他們的定位。其中偏心輪的另一個作用是，對腹板上的支承孔進行保護作用，使他不因為非它零件的損壞而損壞。其中的支承銷的材質(zhì)是經(jīng)過高頻淬火處理過的45號鋼，其中的支撐底坐是可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵件(QT 400—18)。[4]
要使制動蹄在制動底板上擁有相較準確無誤不偏移的位置，以下幾點是鼓式制動器常用的三種方法:1）使用具有長支承銷的支承2）在制動底板上加壓緊裝置3）讓制動蹄腹板張開端插入輪缸活塞頂塊上的槽或張開機構(gòu)調(diào)整推桿端部的槽。[6]
綜上該設(shè)計中，我們選擇的是使用支承銷，在這種情況下，制動蹄與制動鼓的工作表面為相同的軸心。
3.5 制動輪缸
制動輪缸是由灰鑄鐵材料制成，缸筒結(jié)構(gòu)使用的是通孔，需經(jīng)過鏜孔和打磨，使缸筒的內(nèi)壁較為光滑，提升其密封性，這類結(jié)構(gòu)在制動器的布置和使用都較為方便，一個鼓式制動器中一般配有兩個活塞。活塞由一個鋁合金的主體和橡膠密封墊圈，此密封圈的功能是防止液壓油的泄露。本課題中所設(shè)計的制動器，為領(lǐng)從蹄式制動器，所以采用HT250的鑄鐵，左右各兩個活塞。[18]
3.6 摩擦材料
制動摩擦材料的工作環(huán)境：溫度高 、壓力大、磨損劇烈。因為它是與制動鼓直接接觸摩擦的。[10]考慮到這些原因摩擦系數(shù)一定要又高又穩(wěn)定，但是摩擦系數(shù)越是高，材料就也不耐磨。為了增加材料的使用壽命，對材料提出以下要求：1）耐磨性要好；2）吸水率要低；3）要耐擠壓；4）要耐沖擊。同時，由于國家的環(huán)保方面的更新要求，所使用的材質(zhì)在制動過程中，對噪音和氣味有一定的要求，主要是不能對環(huán)境產(chǎn)生污染?，F(xiàn)在來說，應(yīng)用最多的是模壓材料，但是一定要按規(guī)格進行模壓。
因此，摩擦材料選擇樹脂基復(fù)合摩擦材料。
該設(shè)計在計算過程中，摩擦系數(shù)通常取值為0.3～0.35。
3.7 制動摩擦襯片
該設(shè)計選擇《汽車用制動器襯片》中的第二類，性能如下表3.1：
表3.1 汽車制動器摩擦襯片的摩擦性能
類別
項 目
試驗溫度
100℃
150℃
200℃
250℃
300℃
350℃
1
類
摩擦系數(shù)
0.30～0.70
0.25～0.70
0.20～0.70
——
——
——
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.10
±0.12
±0.12
——
——
——
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤1.00
≤2.00
≤3.00
——
——
——
2
類
摩擦系數(shù)
0.25～0.65
0.25～0.70
0.20～0.70
0.15～0.70
——
——
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.08
±0.10
±0.12
±0.12
——
——
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤0.50
≤0.70
≤1.00
≤2.00
——
——
3
類
摩擦系數(shù)
0.25～0.65
0.25～0.70
0.25～0.70
0.20～0.70
0.15～0.70
——
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.08
±0.10
±0.12
±0.12
±0.14
——
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤0.50
≤0.70
≤1.00
≤1.50
≤3.00
——
4
類
摩擦系數(shù)
0.25～0.65
0.25～0.70
0.25～0.70
0.25～0.70
0.25～0.70
0.20～0.70
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.08
±0.10
±0.12
±0.12
±0.14
±0.14
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤0.50
≤0.70
≤1.00
≤1.50
≤2.50
≤3.50
3.8 制動器間隙
在未制動時，制動鼓和制動蹄中間存在的間隙，就被稱為鼓式制動器的間隙。制動器的間隙的值一般取在0.25mm倒0.5mm之間的任意值，而且這一般來說都是由汽車制造廠規(guī)定的。制動效果是否理想，很大一部分原因取決于制動器間隙的大小。如果制動器間隙過小，就會出現(xiàn)制動鼓拖磨摩擦片的情況發(fā)生這種情況的原因是制動鼓不能完全移除；但是摩擦片使用的時間越長制動器的制動效果很大程度上取決于制動其的間隙，間隙大時，則制動踏板的有效相應(yīng)時間增加，影響制動效果；若制動間隙過小，則在汽車正常行駛中會發(fā)生摩擦的情況，這就是由于間隙過小，制動蹄和制動鼓之間發(fā)生摩擦，不僅造成制動器的加速損壞，影響了制動器的使用壽命，同時還會增加汽車的行駛阻力，導(dǎo)致汽車的行駛經(jīng)濟性變差。
本課題中所設(shè)計的鼓式制動器，包含一個摩擦限位式自調(diào)裝置，剛裝置可以通過一次成功剎車完成制動間隙的調(diào)校，該功能主要通過一個摩擦限位環(huán)實現(xiàn)。摩擦限位環(huán)其實是一個有缺口的金屬環(huán)，可以將其安裝在輪缸中，通過矩形螺紋固定在液壓活塞中，其主要功能是限位功能和提供一定的摩擦力，其和缸壁之間的摩擦力可以達到400到500N，所以一般普通彈簧的彈力就顯得微不足道，很難克服其摩擦力，并不能完成活塞的復(fù)位。在沒有制動時，摩擦限位環(huán)和活塞內(nèi)斷面之間的距離的大小即稱為制動間隙，其大小就是設(shè)定的標準值。[16]此鼓式制動器式通過彈簧對輪缸活塞的控制進行制動，在汽車進行制動時，起初，若制動間隙的大小與預(yù)設(shè)相差不大，在活塞運動之后，開始和摩擦限位彈簧觸碰時，制動蹄則相應(yīng)順勢壓住制動鼓，對汽車起到最大的制動作用；但是，當制動器間隙的數(shù)值在超過預(yù)設(shè)的值，則需要制動鼓有更加持續(xù)的壓力輸入，通過液壓力的增加，在壓力增加到800KPa到1100KPa時，活塞將會和摩擦限位環(huán)一同推出，把存在的間隙消除，這樣設(shè)計的準則時考慮了汽車行駛的安全性，同時也可以調(diào)整制動間隙，即在進行一次成功的制動之后就可以完成制動間隙的調(diào)整。
第4章 鼓式制動器的校核
4 鼓式制動器的校核
4.1摩擦襯片的磨損特性計算
影響摩擦襯片磨損的因素有以下幾點： 1）溫度、2）摩擦力、3）滑磨速度、4）制動鼓的材質(zhì)及加工情況，5）襯片本身材質(zhì)等，所以在理論上很難計算磨損性能。但實驗表明，溫度和摩擦力是影響磨損的兩個最重要的因素。[2]
從能量的觀點來說，汽車制動過程就是將汽車的一部分機械能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮苓M而耗散的過程。在緊急制動時制動強度很大，汽車全部動能耗散的任務(wù)基本上全由制動器承擔了。此時，由于制動時間過短，熱量還來不及消散到大氣中就被制動去吸收，從而使制動器的溫度急速上升。[7]這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，襯片磨損越嚴重。
不同汽車的重量不同，其摩擦襯片的面積也不同，所以要有一種相對的量來評價能量負荷。[14]目前，比能量耗散率是各國常用的指標，即單位時間內(nèi)摩擦襯片單位面積耗散的能量，通常用表示。
式中，（）；；、為制動初速度和終速度（）；（）；（）；、（）；。
在緊急制動到停車的情況下，，并可認為，故
根據(jù)文獻[15]，鼓式制動器的比能量耗散率應(yīng)小于1.8。計算時取減速度。制動初速度：乘用車用100（27.8）；總質(zhì)量3.5t以下的商用車用80（22.2）；總質(zhì)量3.5t以上的商用車用65（18）。
因此，符合磨損指標要求。
4.2制動器的熱容量和溫升的核算
要計算使得制動器的熱容量和溫升滿足以下條件
式中：—；選
—；選
—，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）；
—；
—溫升(根據(jù)文獻[15]=30km/h（8.3m/s），強烈制動溫升必須小于15℃)；
取℃
L—器吸收，并且按照制動力分配系數(shù)分配給前、后制動器，即
式中：—；
—；
—。
代入數(shù)據(jù)，得：
鼓式制動器：
經(jīng)過上面的核算發(fā)現(xiàn)熱容量和溫升滿足本次設(shè)計
4.3制動器結(jié)構(gòu)的校核
4.3.1輪缸直徑與工作容積
制動輪缸直徑有以下的計算方式：
（4-3）
式中：—，8MPa ~12MPa。
-。
制動時，液壓值不能超過10MPa~12MPa。較大的壓力可能會導(dǎo)致制動軟管尤其是接頭處破裂漏油，因此管道要有良好的耐壓性以及接頭處要有良好的密封性。[15]
輪缸直徑應(yīng)在GB 7524—87標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5，16，17.5，18，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。
， 選取，由式(4-3)，求：
mm
選取制動輪缸的直徑mm
選取mm，， 。
式中：——；——
在初步設(shè)計時，鼓式制動器一般的取值范圍為2mm~2.5mm；
代入數(shù)據(jù)得
全部輪缸的總工作容積為
式中：——。
因為本次設(shè)計只涉及后輪制動器，所以
4.3.2制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚
根據(jù)已有的公式計算活塞的寬度
于是求知：
根據(jù)要求取壁厚mm，由于，于是通過厚壁來校核。
式中：——輪缸壁厚； ——試驗壓力（當缸的額定壓力時，取=1.5）； ——缸筒材料許用應(yīng)力，=（為材料抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。
mm
由于，所以壁厚強度滿足要求。
第5章 鼓式制動器的校核
5 鼓式制動器的有限元分析
5.1有限元分析法簡介
有限元分析是專門通過有限元方法對靜態(tài)或者動態(tài)的物理物體以及物理系統(tǒng)進行分析。它能夠定量地對產(chǎn)品零件的壽命進行分析，在此基礎(chǔ)上進行優(yōu)化、預(yù)測，這樣有關(guān)產(chǎn)品機械強度的最佳參數(shù)就可以確定下來了，這就符合產(chǎn)品的有限壽命設(shè)計的要求。在此法中，一個原本單一的物體或系統(tǒng)被分解為一種幾何模型，這種模型是由多個簡單、相互關(guān)聯(lián)的獨立點組成的。而同時這些點的數(shù)量有限，即為有限元。[11]
5.2有限元分析在國內(nèi)汽車制動器方面的應(yīng)用
關(guān)于汽車鼓式制動器的研究在國內(nèi)的起步較晚，基本上是處在一種過渡階段，即從運動學(xué)、摩擦學(xué)、動力學(xué)及振動學(xué)一直到熱學(xué)與熱彈結(jié)合。[13]關(guān)于研究方法，雖然國內(nèi)鼓式制動器已經(jīng)引用了三維實體建模、動力學(xué)仿真、有限元為主線的虛擬樣機技術(shù)，但這項技術(shù)與國外相比還很不成熟。
5.3 鼓式制動器的三維模型
在分析前，我們要先畫出鼓式制動器的三維圖，然后才能夠?qū)⑷S模型導(dǎo)入ANSYS中進行下一步的分析。以下零件圖以及裝配圖是用凸臺、凹槽、鏡像等命令完成。如圖5.1為制動輪缸；圖5.2為制動底板；圖5.3為制動鼓；圖5.4為制動蹄；圖5.5為摩擦襯片；圖5.6為銷；圖5.7為彈簧；圖5.8為制動器裝配圖。
圖5.1 制動輪缸 圖5.2 制動底板
圖5.3 制動鼓 圖5.4 制動蹄
圖5.5 摩擦襯片 圖5.6 銷
圖5.7 彈簧 圖5.8 制動器裝配圖
5.4 運用有限元軟件分析鼓式制動器
最常見的分析方法是套用經(jīng)典力學(xué)的公式，通過二維模型的形式，計算并分析出鼓式制動器的受力情況及變化，這種傳統(tǒng)的方法與汽車在實際使用過程中受力情況不一致，因此這種結(jié)果也達不到精確。本文是通過三維繪圖軟件建立一種鼓式制動器的三維實體模型，然后直接輸出到ANSYS軟件對模擬鼓式制動器的真實工作狀態(tài)，然后進行有限元分析。
將上述幾何模型在CATIA三維模型中建立出來，然后將其導(dǎo)入ANSYS中，筆者認為主要是由制動鼓、制動蹄和摩擦片組成了鼓式制動器。如下圖5.9所示。
圖5.9 幾何模型
首先采用六面體網(wǎng)格對模型進行劃分，如下圖5.10（a）所示。網(wǎng)格總數(shù)為20548，節(jié)點總數(shù)為25752。制動蹄和摩擦片采用的是綁定接觸，而摩擦片與制動鼓之間設(shè)置是摩擦接觸。在建模時候，應(yīng)該將制動鼓端面的所有節(jié)點耦合到中間的一點，這樣就可以在該點上施加轉(zhuǎn)動自由度，制動鼓就會轉(zhuǎn)動一個相對的小角度。
圖5.10（a） 有限元模型
根據(jù)實際情況，約束制動蹄銷孔區(qū)域的軸向和徑向自由度，放開轉(zhuǎn)動自由度。約束制動鼓的軸向自由度以及中心點的自由度。作用在制動蹄上的壓力是載荷力。約束情況如下圖5.10（b）所示。
圖5.10（b）有限元模型
在分析中設(shè)置兩個工況，第一個工況施加壓力讓制動蹄片和制動鼓接觸，第二個工況在接觸的基礎(chǔ)上，將一個小的轉(zhuǎn)動角度施加給制動鼓，這樣制動鼓和摩擦片這兩者之間就會產(chǎn)生滑移，也就是說，在中心點施加一個小的轉(zhuǎn)角。
下圖5.11和圖5.12為兩種不同工況下的結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖。當摩擦片與制動鼓接觸未發(fā)生滑移時候，最大等效應(yīng)力為101.723MPa，這種力發(fā)生在靠近加載區(qū)域的制動蹄上。那是因為該處是制動輪缸，車輪制動輪缸接收到由制動管路傳送來的力，將這個力作用在制動蹄上從而產(chǎn)生制動力。當摩擦片與制動鼓發(fā)生滑移時，最大等效應(yīng)力為230.65MPa，發(fā)生在領(lǐng)蹄上上銷孔約束處。力是由制動蹄與支承銷相互作用產(chǎn)生的?？梢悦黠@從云圖5.11和云圖5.12上看出領(lǐng)蹄的應(yīng)力要大于從蹄，從而造成了兩者的不對稱。而在第一種工況下，領(lǐng)蹄和從蹄的云圖對稱。
從圖5.11和圖5.12中，我們也能夠直接看出未滑移時，兩個制動蹄應(yīng)力分布基本對稱。主要是因為鼓式制動器的兩個制動蹄的結(jié)構(gòu)完全對稱，因此承受的負載也應(yīng)是對稱的。也可以看出發(fā)生滑移后，總的應(yīng)力面積變大，更加符合真實情況。
圖5.11 未滑移時應(yīng)力云圖
圖5.12 滑移后應(yīng)力云圖
第6章 結(jié)論
6 結(jié) 論
本論文主要研究的是對鼓式制動器的設(shè)計計算與校核分析。首先要比較了解幾種鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)車型選定了領(lǐng)從蹄鼓式制動器。然后根據(jù)整車參數(shù)對汽車的各個主要性能進行計算校核，最后還要建立三維模型，并導(dǎo)入有限元分析軟件中進行分析，保證各項數(shù)值都在正常范圍內(nèi)，對設(shè)計計算進行檢驗使其達到使用要求。
在以上5章的設(shè)計分析中我得出了以下兩個結(jié)論：
1）領(lǐng)從蹄鼓式制動器的制動效能和穩(wěn)定性都一般，不好也不差，適合本次設(shè)計的經(jīng)濟型小轎車，能夠滿足本論文設(shè)計的經(jīng)濟型小轎車的使用。
2）通過有限元軟件對領(lǐng)從蹄鼓式制動器在兩種工況下的分析，觀察應(yīng)力云圖可知制動蹄上的應(yīng)力產(chǎn)生了應(yīng)力集中顯現(xiàn)。主要集中在蹄與制動輪缸接觸的區(qū)域或與支承座接觸的一端。
雖然本論文設(shè)計的是領(lǐng)從蹄鼓式制動器，但隨著汽車技術(shù)、制造技術(shù)的不斷發(fā)展，鼓式制動器的缺點表現(xiàn)得尤為突出。主要表現(xiàn)在:1）制動效能衰退、2）制動間隙調(diào)整困難、3）制動跑偏。這些問題的存在，急需新的新的解決方案提出。
用發(fā)展的眼光來看車輛行業(yè)，在未來鼓式制動器必然會淡出人們的視野。國家也在強制推行法規(guī)來慢慢淘汰鼓式制動器，這一行為會對汽車行業(yè)產(chǎn)生深遠的影響。