[CAD圖紙全套]解放牌中型貨車后輪鼓式制動器設(shè)計

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1、 本科畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 題目： 解放牌中型貨車 后輪鼓式制動器設(shè)計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 姓 名 學(xué) 號 導(dǎo) 師 2013 年 5 月 I 解放牌中型貨車后輪鼓式制動器設(shè)計 摘 要 鼓式制動也叫塊式制動，現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的制動蹄位于制動輪內(nèi)側(cè)，剎車 時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內(nèi)側(cè)，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(zāi)嚴重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)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(shè)計就摩擦式鼓式制動器進行了相關(guān)的設(shè)計和計算。在設(shè)計過程中，以實際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，

2、根據(jù)我國目前進行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式、制動器主要參數(shù)及其選擇，然后計算制動器的最大制動力矩、 同步附著系數(shù) 、 制動力與制動力分配系數(shù) 、 制 動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 等，并在此基礎(chǔ)上進行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞： 鼓式制動器 ； 制動力 ； 最大制動力矩 ； 結(jié)構(gòu)參數(shù) ； 摩擦系數(shù) he of as to of In a in if of is in is in of to In on to of to of of in on of of to of 錄 1

3、緒論 . 1 車制動器發(fā)展的概況 . 1 究制動器系統(tǒng)的意義 . 2 動系應(yīng)滿足的要求 . 2 設(shè)計要完成的內(nèi)容 . 2 2 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式與選擇 . 3 式制動器的結(jié)構(gòu)形式 . 4 從蹄式制動器 . 4 領(lǐng)從蹄式制動器 . 4 向雙領(lǐng)從蹄式制動器 . 4 項增力式制動器 . 5 向增力式制動器 . 5 3 制動器的主要參數(shù)及其選擇 . 6 動力與制動力分配系數(shù) . 6 步附著系數(shù)的計算 . 10 動器最大制動力矩 . 11 動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) . 12 4 制動器的主要零件的結(jié)構(gòu)計算 . 15 動鼓 . 15 動蹄 . 15 動底板 . 15 承 . 16 動輪缸 . 16 擦材

4、料 . 16 動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機構(gòu) . 16 壓驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計與計算 . 17 動器的校核 . 17 5 結(jié)論 . 19 致 謝 . 20 考文獻 . 21 畢業(yè)設(shè)計（論文）知識產(chǎn)權(quán)聲明 . 22 畢業(yè)設(shè)計（論文）獨創(chuàng)性聲明 . 23 附錄 1 . 24 附錄 2 . 25 1 緒論 1 買文檔送全套 紙，扣扣 414951605 2 3 4 1 緒論 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(guān)重要的角色。近年來，隨著車輛技術(shù)的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)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(jié)構(gòu)形式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣 們的

5、工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)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(xiàn)了很多新的結(jié)構(gòu)形式和功能形式。新型制動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式和功能形式發(fā)生相應(yīng)的改變。例如電動汽車沒有內(nèi)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(jié)構(gòu)形式變化密切相關(guān)的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大的變化 1。 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

6、度的日益增大，交通事故也不斷增加 。據(jù)有關(guān)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(shù)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(jīng)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(shù)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(shè)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(shè)計制造載貨汽車，許多尖端技術(shù)問題對我們來說迄今還不太了解。所以對 于研究設(shè)計制動器來說，在我國有著非常重要的影響 3。

7、（ 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(yīng)有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們 5 的制動驅(qū)動機構(gòu)應(yīng)是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅(qū)動機構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應(yīng)保證汽車制動效能不低于正常值的30；駐車制動裝置應(yīng)采用工作可靠的機械式制動驅(qū)動機構(gòu)。 （ 3） 制動效能的散熱性和導(dǎo)熱性要好，且制動時的操縱穩(wěn)定性好 4。 根 據(jù)解放牌中型貨 車的主要參數(shù)，對其制動系統(tǒng)的制動機構(gòu)進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，實現(xiàn)汽車的制動功能并滿足制動性要求，運用 件繪制制動器總裝配圖以及主要部件的零件圖，利用 軟件對制動器進行建模、裝配 ,并撰寫畢

8、業(yè)設(shè)計論文。 2 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式與選擇 3 2 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式與選擇 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（見圖 它們的制動效能、制動鼓的平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?圖 動器的結(jié)構(gòu)形式 圖 制動蹄按其張開時的旋轉(zhuǎn)方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致 ，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄 4。 鼓式制動器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖 示。 圖 式制動器簡圖 4 （ a） 領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（ b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（ 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

9、向增力式 從蹄式制動器 領(lǐng)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(qū)動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)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(lǐng)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(jié)構(gòu)簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構(gòu)，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪

10、制動器。 領(lǐng)蹄式制動器 當汽車前進時 ， 若兩制動蹄均為 領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙領(lǐng)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(lǐng)蹄式制動器。 雙領(lǐng)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(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)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(qū) 動機構(gòu)，但便于布置雙回路制動

11、系統(tǒng)。 向雙領(lǐng)蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙向雙領(lǐng)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(cè)活塞或其他張開裝置的兩側(cè)均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉(zhuǎn)時 兩制動蹄均為領(lǐng)蹄，故稱為雙向雙領(lǐng)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 5 時的性能不變，故廣泛用于中

12、、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(shè)中央制動器。 向增力式制動器 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(nèi)圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進而經(jīng)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(lǐng)蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)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 23 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

13、制動器。 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(chǎn)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(yīng)急制動時不會產(chǎn)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(jié)構(gòu)參數(shù)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(lǐng)蹄式、領(lǐng)從蹄式、雙從蹄式。但蹄鼓之間的摩擦因數(shù)本身是一

14、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(nèi)變化。自增力式制動器的效能對摩擦因數(shù)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(shù)和制動器效能的穩(wěn)定性，且領(lǐng)從式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調(diào)整，便于附裝駐車制動裝置，所以本設(shè)計采用領(lǐng)從蹄式制動器 5。3 制動器的主要參數(shù)及其選擇 6 3 制動器的主要參數(shù)及其選擇 制動器設(shè)計

15、中需要預(yù)先給定的整車參數(shù)有：汽車軸距 L 5300位 ；汽車滿載時總質(zhì)量 16000 載時總質(zhì)量 5500 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(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動器因數(shù)等。 汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度 0 的車輪，其力矩平衡方程為 （ 式中： 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(zhuǎn)方向相反， Nm。 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

16、 ， N。 車輪有效半徑， m。 令 f/ （ 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。 地面制動力 方向相仿，當車輪 角速度 0時，大小亦相等，且 有制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即 定于制動器結(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 隨之增大。但地面制動力附著條件的限制，其值不可能大于附著力 = （ 或 = （ 式中： 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z 地面對車輪的法向反力。 當制動 器 制動 力 地面制動力 到附著力 輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩 表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而 f/即

17、成為與 制動到 =0 以后，地面制動力到附著力 制動氣制動力 于踏板力 大使摩擦力矩 大而繼續(xù)上升（見圖 7 圖 動器制動力 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移， ， 可求得地面對前、后軸車輪的法向反力 2 為 ： 件控制電路板（ 單片機及其電路原件 ）鍵盤按鍵版步進電機及其驅(qū) 動模塊限位保護修行機械本體 統(tǒng) 管 理手動調(diào)整直線加工限位保護顯示模塊參數(shù)輸入 （ 式中： G 汽車所受重力， N； L 汽車軸距， 汽車質(zhì)心離前軸距離， 汽車質(zhì)心離后軸距離， 汽車質(zhì)心高度， 附著系數(shù)。 取一定值附著系數(shù) =以在空載、滿載時式（ 得前后制動反力 Z 為以下數(shù)值。 在本設(shè)計中，解放牌貨

18、車在滿載時的數(shù)據(jù)如下： 軸距 L=5300 心距前軸的距離 40%= 2120180車所受的重力 G=60005680N，同步附著系數(shù) =車滿載時的質(zhì)心高度 65040%=1060 故滿載時： 9 C 5 2P 0 p 0 P 1 P 1 P 2 6 0 2 液 晶 顯 示 器 的 數(shù) 據(jù) 端 ；X 、 Z 兩 個 電 機 的 控 制 信 號 ；分 別 四 個 點 動 按 鈕 ；P 2 它 五 個 功 能 按 鈕 ； P 2 接 X 、 Z 越 界 指 示 燈 ；P 3 P 3 6 0 2 液 晶 顯 示 器 使 能 端 ；P 3 6 0 2 液 晶 顯 示 器 數(shù) 據(jù) 命 令 選 擇 端 ；

19、接 電 機 托 板 X 、 Z 端 復(fù) 位P 3 燒 錄 指 示 燈=2= )3001 5 6 80 = 在本設(shè)計中，解放牌貨車在空載時的數(shù)據(jù)如下： 軸距 L=5300 心距前軸的距離 35%=1855445 車所受的重力 G=880步附著系數(shù) =車滿載時的質(zhì)心高度 65035%=空載時： ) 4 5(5 3 0 0 6 2 = 8 )300 = 圖 動時的汽車受力圖 汽車總的地面制動力為： B2=q （ 式中： q(q= 制動強度，亦稱比減速度或比制動力； 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： )()( 22 )()( 11 （ 有已知條件及式（ 得前、后車輪附著力

20、即地面最大制動力為： 故滿載時： 30015680 2=)30015680 載時： 2=) 上式表明：汽車附著系數(shù) 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(shù)，而是制動強度 q 或總制動力 函數(shù)，當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)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(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(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； 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（ （ 難求得在任何附著系數(shù)的路面上

21、，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 G 21/h L h（ 式中 前軸車輪的制動器制動力， Z； 后軸車輪的制動器制動力， 2； 前軸車輪的地面制動力； 后軸車輪的地面制動力； 1Z，2 地面對前，后軸車輪的法向反力； G 汽車重力； 1L，2 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 汽車質(zhì)心高度。 由式（ 知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力 1函數(shù)。 由式（ 消去，得 212 22141 22gf f F h （ 式中 ： L 汽車的軸距。 將上式繪成以 12為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱 I 曲線，如圖 示。如果汽車前，后制動器的制動力 12 曲線

22、的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù)的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)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 1為汽車制動器制動力分配系數(shù)=112 聯(lián)立式（ 式（ 得 = g2帶入數(shù)據(jù)得滿載時： = g2= 10 空載時： =2 =于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝 抱死制動系統(tǒng) ，見圖 圖 載 貨汽車的 I 曲線與線 由式（ 得表達式 211（ 上式在圖 是一條通過坐標原點且斜率為（ 1，它是具有制動

23、器制動力分配系數(shù)為 的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱 線。圖中 線與 I 曲線交于 B 點，可求出 B 點處的附著系數(shù)0， 則稱 線與 I 曲線交點處的附著系數(shù)0為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。 同步附著系數(shù)的計算公式是： 0=（ 由已知條件可得： 滿載時：0= =11 空載時： 0= =據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，空滿載的同步附著系數(shù) 0 和0應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：型客車、輕型貨車： 型客車及中重型貨車： 故所得同步附著系數(shù)滿足要求。 為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應(yīng)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(zhì)量 被完全利用的條件下獲得

24、的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力12,式（ 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 ： hL （ 式中： 汽車質(zhì)心離前、后軸距離； 0 同步附著系數(shù)； 汽車質(zhì)心高度。 通常，上式的比值約為 車約為 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 1（ 2（ 式中： 前軸車輪的制動氣制動力， 后軸車輪的制動氣制動力， 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 作用于后軸車輪上的地面法向反力； 車輪有效半徑。 根據(jù)市場上的大多數(shù)中型貨車輪胎規(guī)格及國家標準 取的輪胎胎型 175/70R 16。由 得有效半徑 03.2 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了

25、較小的同步附著 系數(shù) 0 值的汽車，為了保證在 0 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(chǎn)生的最大制動力矩為： )( 21m （ m （ 12 式中： 該車所能遇到的最大附著系數(shù)； 車輪有效半徑。 在本設(shè)計中，中型貨車在滿載時的數(shù)據(jù)如前所述，代入式（ (，得： 1m 2 m 一個車輪制動器的最 大制動力矩為上列計算結(jié)果的半值。 動器的結(jié)構(gòu) 參數(shù)與摩擦系數(shù) 在有關(guān)的整車總 布置參數(shù)和制動器的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)參數(shù)進行初選 7。 圖 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 動鼓直徑或半徑 當輸入力 F 一定時，制動

26、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(nèi)徑的限制，而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車的非懸掛質(zhì)量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪轂之間應(yīng)有 相當?shù)拈g隙，此間隙一般不應(yīng)小于 2030 利于散熱通風(fēng)，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 比的一般范圍為： 轎車 ：車：r 車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125 50 載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 80 00 本次設(shè)計 后輪胎型號： 175/70表 動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定 可得制

27、動鼓最大內(nèi) 13 徑為 320次設(shè)計去 D=300 表 （ 309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 /2 13 14 15 16 20,動鼓最大直徑 /車 180 200 240 260 - - 貨車 220 240 260 300 320 420 動蹄摩擦襯片的包角和寬度 摩擦稱片的包角 可在 90120范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角 90100時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小 雖有利于散 熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。 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 120。 摩擦襯片寬度 b

28、 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(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過 國家標準 309取摩擦襯片寬度 b=100 根據(jù)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(zhì)量的增大而增大，如表 示。而單個摩擦襯片的摩擦面積 決定于制動鼓半徑 R、襯片寬度 b 及包角 ，即 （ 式中 是以弧度為單位，當 , 確定后，由上式也可初選襯片寬 b 的尺寸 。見 表 動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質(zhì)量 Ga/個制動器總的襯片摩擦面積 A/ 車 00200 200300 客 車 與 貨 車 20200 150250（多為 150200） 250400 3

29、00650 5501000 6001500（多為 6001200） 故摩擦襯片的摩擦面積 5010012080 314 單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積 =2A=628表 示，摩擦襯片寬度 b 的選 取合理 8。 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0 90 2/。有時為了適應(yīng)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0 30。 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(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a 盡可能地大，以提高其制動效能。初步設(shè)計可暫定 a 右。取 a 110 動蹄支承中心的坐標位置 制動蹄支承中心的坐標

30、尺寸 k 應(yīng)盡可能地小，以使尺寸 c 盡可能大，初步 設(shè)計可暫定 c 右。取 c 110 k 20 擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)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(shù)，應(yīng)提高對 摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)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。數(shù)可達 般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性越差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù) f 此，在假設(shè)的 理想條件下計算制動器的制動力矩，取 f 使計算結(jié)果接近實際。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料 9 。 本設(shè)計取摩擦系數(shù)f

31、制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 15 4 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 中型、 重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵 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(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這鐘內(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)計中采用 0。 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 至 20 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 712

32、 中、重型貨車為 1318 壁厚為 14 制動鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動器間隙 11。 本設(shè)計制動鼓壁厚為 13 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 35車的約為 58擦襯片的厚度，轎車多用 車多在 8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(fù)雜，且不易更換襯片。鉚接的噪聲較小。 故 選用鉚接。 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零應(yīng)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。 二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位

33、。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(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 號鋼制造 16 并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵（ 12）或球墨鑄鐵（ 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(cè)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(gòu)調(diào)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(shè)計中采用偏心支承銷。 采用活塞式制動蹄張開結(jié)構(gòu)。輪缸的缸體由灰鑄鐵 成。其缸筒為通孔，需

34、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(nèi)端面處的橡膠皮碗密封 13。 擦材料 制動摩擦材料應(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；材料的耐磨性能好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應(yīng)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(diào)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(yīng)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

35、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(jīng)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 100120 溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)（ f=上），沖擊強度比模壓材料高 45 倍。但耐熱性差，在200250 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(shù)調(diào)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

36、劣的貨車等制動器負荷重的汽車 14。 17 綜上所述，故選用編織材料。 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(yīng)有工作間隙，以保證制動鼓（制動盤）能自由轉(zhuǎn)動。一般，鼓式制動器的設(shè)定間隙為 式制動器的為 間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)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(shè)有間隙調(diào)整機構(gòu) 15。 故選用楔塊式自動調(diào)整機構(gòu)。 (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 輪剛直徑 d 和制動管路

37、壓力 p 的關(guān)系為： 2/10 )/4( ( 制動管路壓力不超過 1012 p=12 d=因為輪缸直徑 d 應(yīng)在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，故取 d=25 （ 2） 制動主缸的直徑 確定 第 i 個輪缸的工作容積為： 24(式中： 第 i 個輪缸活塞的直徑； n 為輪缸中活塞的數(shù)目； i 為第 i 個輪 。 在初步設(shè)計時，對鼓式制動器可取 i=2 所有輪缸的總工作容積為： 2/4252981 m 為輪缸的數(shù)目。 所以 V=4943 0( 18 式中：V為制動軟管的容積變形。 在初步設(shè)計時，制動主缸的工作容積可取為： 轎車）； 貨車）。 主缸活塞行程 活塞直徑 用下確定： 4/020 ( 一般 ：

38、 因為主缸直徑 在標準規(guī)定尺寸系列中選取，故取 0 （ 3） 制動踏板力 動踏板力 下式計算： pp ( 式中： 踏板機構(gòu)的傳動比； 為踏板機構(gòu)及液壓主缸的機構(gòu)效率，可取 =中：制動踏板杠桿比一般為 間 91/(291=4， (說明：由制動踏板設(shè)計圖得 )。管路壓力不大于 1012裝合適的真空 助力裝置可以使踏板力 F m 。 因此后輪最大制動力矩符合要求。 致謝 19 5 結(jié)論 致 謝 參考文獻 20 參考文獻 1 汽車工程手冊編輯委員會 計篇） M人民交通出版社 ,2001. 2 清華大學(xué)汽車工程系編寫組編著 M人民郵電出版社 ,2000. 3 吉林工業(yè)大學(xué)汽車教研室編 M機械工業(yè)出版社 ,1981. 4 唐宇民編著 M東南大學(xué)出版社 ,1995. 5 齊志鵬編著 M人民郵電出版社 ,2002. 6 陳家瑞編著 冊） M機械工業(yè)出版社 ,2001. 7 劉惟信編著 M清華大學(xué)出版社 ,8 劉惟信主編 M清華大學(xué)出版社 ,2001. 9 劉惟信編著 M清華大學(xué)出版社出版社 ,1996. 10 美 汽 車制動系統(tǒng)的分析與設(shè)計 M陳名智譯 機械工業(yè)出版社 ,1985. 11