领从蹄鼓式制动器设计.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流领从蹄鼓式制动器设计.精品文档.课程设计任务书课程名称： 汽 车 设 计 课 程 设 计 题 目： 领 从 蹄 式 鼓 式 制 动 器 设 计 学 院： 机械工程与自动化 系： 车辆工程 专 业： 车 辆 工 程 班 级： 10级 学 号： 021000606 学生姓名： 陈嘉斌 起讫日期： 2013.12.29-2014.01.17 指导教师： 严 世 榕 职称： 教 授 一、课程设计的要求和内容（包括原始数据、技术要求、工作要求）原始数据：设计一款适用于整备质量为1200kg左右、驾乘人员最多为5人的普通家用轿车的后轮制动用的鼓式制动器。

2、要求当车速为32km/h时，刹车距离不大于9.8米。具体汽车的有关参数，通过汽车实验室、网上资料等自己查找确定具体的一款轿车的相关参数。技术要求：1）设计的该型鼓式制动器满足刹车要求。同时要求便于维护、维修、检查、调整等。2）该鼓式制动器的强度、刚度等满足使用要求和安全要求。3）图纸质量、制造与安装要求，以及尺寸标注等，按通常机械设计规范要求。4）尽量选用标准零部件工作要求：1）图纸用手工绘画；2）课程设计内容由图纸、设计说明书等构成，后者要求用电脑打印。3）每天按时到达指定地点进行课程设计。在设计地点，不影响他人正常工作。4）按时完成设计任务，按时提交设计图纸、说明书，并按时参加答辩。5）时

3、间上，要求：第一周的头二天，复习掌握该种制动器的结构与工作原理；第三天初步设计计算。第二周进行装配总图绘画、分析计算与改进。第三周头三天相关零部件。后两天完善计算说明书、打印、准备答辩、参加答辩等。二、课程设计图纸内容及张数设计一张完整的制动器装配图；完成若干零部件图。（总图量大约相当于1.5张0号图,全部手工画图）三、课程设计实物内容及要求除了上述规定的图纸外,还要提供设计说明书一本.四、主要参考资料1 刘惟信, 汽车设计, 北京:清华大学出版社, 20012 王望予, 汽车设计(第三版), 北京:机械工业出版社, 20023 余志生, 汽车理论(第三版), 北京:机械工业出版社, 2000

4、4 陈家瑞, 汽车构造(下), 北京:机械工业出版社, 20015 机械设计手册编委会, 机械设计手册(新版),北京：机械工业出版社,20046 (日)安部正人, 陈辛波译,汽车的运动和操纵, 北京:机械工业出版社, 19987 Jay Webster, Automotive suspension, steering and brakes, New York: Delmar Publishers Inc., 19878 简晓春, 杜仕武, 现代汽车技术及其应用, 北京:人民邮电出版社, 20049 汽车工程手册编委会,汽车工程手册（设计篇），北京：人民邮电出版社,200110 汽车标准汇编，长

5、春：中国汽车技术研究中心标准化中心， 200011 中国汽车技术研究中心等,中国汽车车型手册, 北京:学苑出版社,2000任务下达日期 2013 年 12 月 29 日完成日期 2014 年 1 月 17 日指导教师 （签名）学 生 （签名）说明：本表除签名外均可采用计算机打印。本表不够，可另加页。目 录第1章 制动系的主要参数及其选择11.1 制动力与制动力分配系数21.2 同步附着系数71.3制动器最大制动力矩91.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数11.4.1 制动鼓内径D111.4.2制动鼓厚度n121.4.3 摩擦衬片起始角131.4.4 制动器中心到张开力P作用线的距离a131.4

6、.5 制动蹄支承点位置坐标k和c131.4.6 衬片摩擦系数f14第2章 制动器的设计计算142.1浮式领从蹄制动器(平行支座面) 制动器因素计算142.2制动驱动机构的设计计算162.2.1所需制动力计算162.2.2制动踏板力验算172.2.3 确定制动轮缸直径182.2.4轮缸的工作容积182.2.5 制动器所能产生的制动力计算192.3行车制动效能计算20第三章 制动器主要零部件的结构设计 213.1 制动鼓213.2 制动蹄213.3制动支承21第四章 校核 223.4 驻车制动的计算42结 论50致 谢51参考文献52附 录 53 一选定车型 整车性能参数： 轴距 2605mm车轮

7、滚动直径： 605mm 满载轮距前/后 1355/1250满载质量1600 kg满载时质心高度 810mm整备质量 1140kg空载时轮距前/后 1205/1400空载时质心高度 950mm轮胎型号 195/60R15手动5挡制动系的主要参数及其选择制动器设计中需要预先给定的参数有：汽车轴距L；车轮滚动半径；汽车空，满载时的总质量，；空，满载时的质心位置，包括质心高度，质心离前轴距离，质心离后轴轴距，；空，满载时的轴荷分配：前轴负荷，后轴负荷，等。而对于汽车制动性能有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，最大制动力矩与制动因素等。2.1 制动力与制

8、动力分配系数汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度0的车轮，其力矩平衡方程为-=0 式（2.1）式中： 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反， 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。令 式（2.2）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0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动

9、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。但地面制动力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即 =Z 式（2.3） 或 = Z 式（2.4） 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增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图2.1）图 2.1 制动器制动力，地面制动力与踏板力的关系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

10、求得地面对前，后轴车轮的法向反力,为： = 式（2.5） 式中：G 汽车所受重力，N； L 汽车轴距，mm； 汽车质心离前轴距离，mm； 汽车质心离后轴距离，mm； 汽车质心高度，mm； 附着系数。取一定值附着系数=0.8；所以在空，满载时由式（2.5）可得前后制动反力Z为以下数值故 满载时：=11424.43N=4255.57N 空载时：=9268.32N=1908.46N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载9268.321908.46汽车满载11424.434255.57表2.1图 2.2 制动时的汽车受力图汽车总的地面制动力为 =+=Gq

11、 式（2.6）式中q（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。由以上两式可求得前，后车轮附着力为 = 式（2.7）由已知条件及式（2.7）可得得前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为故 满载时：=9139.54N=3404.45N 空载时：=7413.60N=1526.77N故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为：车辆工况前轴车轮附着力，N后轴车轮附着力,N汽车空载7413.601526.77汽车满载9139.543404.45表 2.2上式表明：汽车附着系数为任意确定的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常熟，而是制动强度q或总之动力的函数。当汽车各

12、车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前，后的周和分配，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。 由以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。 由式（2.6），（2.7）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是+=+=G = 式（2.8）式中 前轴车轮的制动器制动力，=； 后轴车轮的制动器制动力，=； 前轴车轮的地面制动力； 后轴车轮的地面制动力； ， 地面对前，后轴车

13、轮的法向反力； G 汽车重力； ， 汽车质心离前，后轴距离； 汽车质心高度。 由式（2.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是的函数。 由式（2.8）中消去，得 式（2.9）式中 L 汽车的轴距。 将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前，后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图2.3所示。如果汽车前，后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，能使前后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车由其是货车的前后制动力之比为一定值，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 = 式（2.10）联立式（2.8）和式（

14、2.10）可得带入数据得 满载时： =0.73 空载时： =0.82 由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀，同时整个制动系应加装ABS防抱死制动系统。图 2.3 某载货汽车的I曲线与线2.2 同步附着系数 由式（2.10）可得表达式 = 式（2.11） 上式在图2.3中是一条通过坐标原点斜率为的直线，它是具有制动器制动力分配系数的汽车的实际前，后制动器制动力分配线，简称线。图中线与I曲线交于B点，可求出B点处的附着系数=，则称线与I线交线处的附着系数为同步附着系

15、数。它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式是： 式（2.12）由已知条件以及式（2.12）可得满载时：=0.78空载时：=0.67根据设计经验，空满载的同步附着系数和应在下列范围内：轿车：0.650.80；轻型客车、轻型货车：0.550.70；大型客车及中重型货车：0.450.65。故所得同步附着系数满足要求。故所得同步附着系数满足要求。制动力分配的合理性通常用利用附着系数与制动强度的关系曲线来评定。利用附着系数就是在某一制动强度q下，不发生任何车轮抱死所要求的最小路面附着系数。前轴车轮的利用附着系数可如下求得： 设汽车前轮刚要抱死或前、后轮刚要同时抱死时

16、产生的减速度为，则 式(2.13)而由式 可得前轴车轮的利用附着系数为 式(2.14)同样可求出后轴车轮的利用附着系数为： 式(2.15)由此得出利用附着系数与制动强度的关系曲线为：图2.4 制动强度与利用附着系数关系曲线空载图2.5 制动强度与利用附着系数关系曲线满载根据GB 126761999附录A，未装制动防抱死装置的M1类车辆应符合下列要求：(1) 值在0.20.8之间时，则必须满足q0.1+0.85(-0.2) (2) q值在0.150.8之间，车辆处于各种载荷状态时，1线，即前轴利用附着系数应在2线，即后轴利用附着系数线之上；但 q值在0.30.45时，若2不超过=q线以上0.05

17、，则允许2线，即后轴利用附着系数线位于1线，即前轴利用附着系数线之上。由以上两图所示，设计的制动器制动力分配符合要求。2.3制动器最大制动力矩应合理的确定前，后制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定性。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式（2.8）可知，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= 式（2.16） 式中 , 汽车质心离前，后轴距离； 同步附着系数； 汽车质心高度。通常，上式的比值：轿车约为1.31.6；货车约为0.50.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即

18、 = 式（2.17） = 式（2.18） 式中： 前轴制动器的制动力，； 后轴制动器的制动力，； 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。 根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准GB 9744-2007；选取的轮胎型145/80R12。由GB2978可得有效半径=270mm对于常遇到的道路条件较差，车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为保证在的良好路面上（例如=0.8）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移，前，后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为= 式（2.19）= 式（2.20） 由式（2.19），式（2.20）可得=2451.94

19、= =538.23当汽车各车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。2.4 鼓式制动器的结构参数与摩擦系数2.4.1 制动鼓内径D输入力P一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。但增大D(图 2.6 )受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，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

20、且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。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。由选取的轮胎型号195/60R15，得Dr=1525.4=381mm 故 取 DDr=0.68 则制动鼓内径直径 D=0.68x Dr=0.68x381=259.08mm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，轮辋直径15英寸的制动鼓最大内径不超过260mm。轮辋直径/in121314151620，22.5制动鼓最大内径/mm轿车180200240260货车220240260300320420表2.3取得制动鼓内径=260mm轮辋直径

21、Dr=381mm,制动鼓的直径D与轮辋直径之比的范围：D/Dr=0.640.83；经过计算，初选数值约为0.682，属于0.640.83范围内。因此符合设计要求。图2.6鼓式制动器的主要几何参数3.2制动鼓厚度n制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其散热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车制动鼓壁厚取为712mm。货车取为1318mm。本设计取制动鼓厚度为 n=10mm。制动鼓有铸造的和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常

22、在制动鼓的外圆周部分铸有肋，用来加强刚度和增加散热效果。精确计算制动鼓壁厚既复杂又困难，所以常根据经验选取。2.4.2 摩擦衬片宽度b和包角摩擦衬片宽度尺寸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。 制动鼓半径R确定后，衬片的摩擦面积为A=Rb。制动器各蹄衬片总的摩擦面积越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。根据统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增大而增大，具体数据见表2.5。试验表明，摩擦衬片包角为：90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能

23、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，包一般不宜大角于120。衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。初选衬片包角。摩擦衬片宽度b取得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。通常根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa，以及国家标准QC/T3091999选取摩擦衬片宽度b=40mm。表 2.4 制动器衬片摩擦面积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

24、大，并且制动器各蹄片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。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 式(2.21)式中，是以弧度(rad)为单位，故摩擦衬片的摩擦面积A=13040100/1803.14mm2=90.7cm2单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=181.4 cm2，如表2.4所示，摩擦衬片宽度b的选取合理。2.4.3 摩擦衬片起始角 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令=90-/2=。2.4.4 制动器中心到张开力P作用线的距离a 在保证轮缸能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a(图 2.6 )尽可能大，以提高制动效

25、能。初取a=0.8R左右，则取a=104mm2.4.5 制动蹄支承点位置坐标k和c 应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使k尽可能小而c尽可能大(图2.6 )。初取k=0.2R=26mm，c=104mm。2.4.6 衬片摩擦系数f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数高，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。但不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，对领从蹄式制动器而言，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是非常重要的。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。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=0.350.40已无大问题。

26、因此，在假设的理想条件下进行制动器设计时，取=0.38可使计算结果接近实际。第3章 制动器的设计计算3.1浮式领从蹄制动器(平行支座面) 制动器因素计算 对于浮式蹄，其蹄片端部支座面法线可与张开力作用线平行(称为平行支座)或不平行(称为斜支座)。参见图3.1。平行支座可视作斜支座的特例，即图3.1中，对于最一般的情况：图3.1 浮式蹄(a)平行支座 (b) 斜支座单个斜支座浮式领蹄制动蹄因数BFT3 = 式(3.1)单个斜支座浮式从蹄制动蹄因数BFT4 = 式(3.2)上两式中 式(3.3) 式(3.4) 式(3.5) 式(3.6) 式(3.7) 式(3.8)为蹄片端部与支座面间摩擦系数，如为

27、钢对钢则=0.20.3。角正负号取值按下列规则确定：当，为正；，为负。这样浮式领从制动器因数为 式(3.9)对于平行支座式的支撑形式，以上各式中，取=0.3，f=0.4，故可得： =104/120+104/120+0.3（26/120） =1.80 =0.3（104/120） cos0 =0.26 =0.53 =1 =0.53-（0.3cos0-0） =0.23 =0.3得： = =（0.381.8+0.3820.26）/（0.53-0.381+0.3820.23） =3.15 =（0.381.8-0.3820.26）/（0.53+0.381+0.3820.23） =0.68得 =3.15+0

28、.68 =3.83表 3.1不同类型制动器的制动器因数3.2制动驱动机构的设计计算3.2.1所需制动力计算 根据汽车制动时的整车受力分析，由之前的分析得：地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：汽车总的地面制动力为： 前、后轴车轮附着力为：故所需的制动力F需= 式(3.10) =3404.45N3.2.2制动踏板力验算制动踏板力可用下式计算： . 式(3.11)式中 主缸活塞直径，为23.81mm；制动管路的液压；踏板机构传动比，一般为25，取4.5；真空助力比，取4.5 ，见图3.2；踏板机构及制动主缸的机械效率，可取0.850.95，取为0.92。 图3.2 液压制动驱动机构计算用简图根

29、据设计经验取制动时的踏板力为=250N，可得制动管路的液压p= 式(3.12) =9mpa3.2.3 确定制动轮缸直径 制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压力P有如下关系： 式(3.13)式中 考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压= 812MPa，取= 9MPa。由 ， 式(3.14)及张开力的计算公式：与制动器因数定义得 =22.13mm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 =24mm3.2.4轮缸的工作容积一个轮

30、缸的工作容积： 式(3.16)式中 一个轮缸活塞的直径；n轮缸的活塞数目；一个轮缸活塞在完全制动时的行程：在初步设计时，对鼓式制动器取=22.5mm。消除制动蹄(制动块)与制动鼓(制动盘)间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的2倍；因摩擦衬片(衬块)变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片(衬块)的厚度、材料弹性模量及单位压力计算； ，鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。可得：一个轮缸的工作容积： =mm3 =2079.94 mm3全部轮缸的总工作容积 式(3.17) 式中 m轮缸数目。则全部轮缸的总工作容积V =42079.94 mm

31、3 =8319.76 mm33.2.5 制动器所能产生的制动力计算由制动器因数BF的表达式（即，）， 式(3.18)它表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 式(3.19)式中 制动器的摩擦力矩；R制动鼓或制动盘的作用半径；P输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平均值为输入力。由张开力计算公式， 式(3.20)式中制动轮缸直径 P制动轮缸中的液压压力，可得： 张开力P=（3.14/4）2429

32、N =4069.44N由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力F能=BFPR/re =3.834069.44130/304.5 =6654.10N后轴能产生的制动力F=2 F能=26654.10N =13308.20NF=2F能=13308.20N F需=3414.45N故所设计制动器结构参数合理。3.7行车制动效能计算 行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。汽车的最大减速度由下式确定： 式(3.54)由此得出 式(3.55)式中： 汽车所受重力，N 附着系数 g重力加速度，=9.8 v制动初速度，m/s.故最大减速度=0.8 g制动距离S

33、= 式(3.56) 式中：机构制动滞后时间，取0.15s 制动器制动力增长过程所需时间，取0.6s +制动作用时间，一般在0.2s0.9s之间 V制动初速度，由表 取为32km/h故制动距离S=9.04m9.8m故该制动系的行车制动效能满足要求。四制动器主要零部件的结构设计4.1 制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料向匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面摩擦均匀。中型，重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓；轻型货车和一些轿车则采用钢板冲压成形的辐板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合制动鼓；带有灰

34、铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了日益广泛的应用；铸铁内鼓筒与铝合金也是铸到一起的，这中内镶一层珠光体组织的灰铸铁作为工作表面，其耐磨性和散热性都很好，而且减少了质量。本设计采用的制动鼓材料：铸铁内鼓筒与铝合金铸到一起4.2 制动蹄轿车和微型，轻型载货汽车的制动蹄管饭采用T形型钢碾压或钢板冲压-焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多采用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，单小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。制动蹄腹板和翼缘的

35、厚度，轿车的约为3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦片的厚度，轿车的多为4.5mm5mm。本设计制动蹄选用：T形45号钢制动蹄腹板厚度：5mm制动蹄翼缘厚度：5mm摩擦衬片厚度：5mm4.3制动底板 制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应该有足够的刚度。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程增大，衬片磨损也不均匀。本设计底板的材料：45号钢4.4制动蹄的支承为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。本设计采用支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（

36、KTH37012）或球墨铸铁（QT40018）件。4.5制动轮缸制动轮缸的刚起由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内的橡胶皮碗密封。4.6制动器间隙 制动鼓(制动盘)与摩擦衬片(摩擦衬块)之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓(制动盘)能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm；盘式制动器的为0.10.3mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器

37、在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片(衬块)的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。鼓式制动器的间隙调整是通过凸轮轴和制动气室之间的连接杆系 制动臂实现的，在制动臂的内部有一蜗轮和蜗杆副，通过调整蜗杆转动蜗轮带动凸轮转动，消除摩擦副间的多余间隙。五校核5.1校核制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件：式中 制动鼓的总质量；初选=16kg与制动鼓相连的受热金属件(如轮毂、轮辐、轮辋、制动鼓等)的总质量；初选=27kg制动鼓材料的比热容，对铸铁=482J(kgK)，对铝合金c=880J(kgK)；=482J(kgK)制动鼓的温升。一次由=30kmh到完全停车的强烈制动，初选=14 温升不应超过15)；=269438 JKL汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动生成的热能全部为