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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1設計的目的及意義
汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動器[1]。
通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定以比亞迪F3轎車的制動系統(tǒng)為基本的為其設計鼓式制動器的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。
1.2研究現(xiàn)狀
雖然在汽車制動器領域，盤式制動器將逐步取代鼓式制動器是必然的趨勢，但在現(xiàn)階段，鼓式制動器依然占據著很重要的位置。相對盤式制動器結構復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求高，造價高等缺點，鼓式制動器不僅結構較簡單、成本低，而且符合傳統(tǒng)設計，所以在輕、重型載貨汽車上，鼓式制動器還是在大量使用的。
鼓式相對盤式，其制動效能和散熱性要差許多。鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上，制動力變化很大，不易于掌控。而由于散熱性能差，在制動過程中會聚集大量的熱量，制動蹄和制動鼓在高溫影響下較易發(fā)生極為復雜的變形，容易產生制動衰退和振抖現(xiàn)象，引起制動效率下降。另外，鼓式制動器在使用一段時間后，要定期調校剎車蹄的空隙。針對以上缺點，現(xiàn)在鼓式制動器則采取一些改進措施： 1）合理確定制動鼓的直徑 2）合理確定摩擦襯片寬度 3）合理確定輪轂散熱結構 4）合理選擇輪胎和輪輞??5）加裝氣門嘴固定卡??6）采用目前較先進的技術，以防車輪過熱，如采用制動間隙自動調整臂、使用緩速器。設計中采用的是領從蹄式制動器，兼顧了制動器效能因數和制動器效能的穩(wěn)定性。它的工作原理是利用與車身(或車架)相連的非旋轉元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉動或轉動的趨勢，亦即由制動踏板的踏板力通過推桿和主缸活塞，使主缸油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩輪缸活塞推使制動蹄繞支承銷轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內圓面上。不轉的制動蹄對旋轉制動鼓產生摩擦力矩，從而產生制動力，使車輪減速直至停車。
鼓式制動器是早期設計的制動系統(tǒng)，其剎車鼓的設計1902年就已經使用在馬車上了，直到1920年左右才開始在汽車工業(yè)廣泛應用。四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此轎車生產廠家為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式。
汽車制動性能是確保車輛行駛的主、被動安全性和提升車輛行駛的動力性決定因素之一。鼓式制動器是應用非常廣泛的一種制動器，有其優(yōu)良的制動效果及簡單的結構形式[2]。應用Pro/E 軟件建立鼓式制動器主要零件的實體模型, 并完成虛擬裝配，然后利用Ansys軟件對制動器摩擦襯片有限元分析，為鼓式制動器的設計與研究提供了一種方法,，可縮短鼓式制動器的研發(fā)周期, 降低產品的研發(fā)成本, 并為以后進一步的結構優(yōu)化設計、制造及運動分析奠定了基礎。
目前使用計算機輔助設計已經成為如今研究現(xiàn)狀，也必將成為以后的發(fā)展趨勢，計算機輔助設計的使用可降低工程設計成本的13%~30%，減少產品設計到投產的時間30%~60%，增加分析問題的深度和廣度3~35倍，提高作業(yè)生產率40%~70%，提高設備利用率2~3倍，減少加工過程30%~60%,降低人工成本5%~20%。以PTC公司的Pro/Engineer為代表的基于特征的參數化設計系統(tǒng)的問市給機械設計自動化奠定了堅實的現(xiàn)實基礎，使得它變得其實可行。
近年來在計算機技術和數值分析方法支持下發(fā)展起來的有限元分析（FEA，F(xiàn)inite Element Analysis）方法則為解決這些復雜的工程分析計算問題提供了有效的途徑。我國在"九五"計劃期間大力推廣CAD技術，機械行業(yè)大中型企業(yè)CAD的普及率從"八五"末的20%提高到目前的70%。隨著企業(yè)CAD應用的普及，工程技術人員已逐步甩掉圖板，而將主要精力投身如何優(yōu)化設計，提高工程和產品質量，計算機輔助工程分析（CAE，Computer Aided Engineering）方法和軟件將成為關鍵的技術要素。在工程實踐中，有限元分析軟件與CAD系統(tǒng)的集成應用使設計水平發(fā)生了質的飛躍，主要表現(xiàn)在以下幾個方面：增加設計功能，減少設計成本；縮短設計和分析的循環(huán)周期； 增加產品和工程的可靠性； 采用優(yōu)化設計，降低材料的消耗或成本； 在產品制造或工程施工前預先發(fā)現(xiàn)潛在的問題； 模擬各種試驗方案，減少試驗時間和經費； 進行機械事故分析，查找事故原因。 在大力推廣CAD技術的今天，從自行車到航天飛機，所有的設計制造都離不開有限元分析計算，F(xiàn)EA在工程設計和分析中將得到越來越廣泛的重視。汽車的任何零部件都可以根據其所要求的性能對其進行有限元分析,尋找最優(yōu)的設計方案, 以做到既能降低生產成本, 又能提高其性能, 達到最優(yōu)的結合。例如,美國的ANSYS 公司已經利用有限元分析軟件ANSYS 進行了鋼板彈簧精確設計; 上海匯眾汽車制造有限公司利用有限元分析軟件ANSYS 進行油門踏板桿材料的斷裂優(yōu)化分析以解決國產化材料的替代等等。汽車工業(yè)代表著一個國家制造業(yè)發(fā)展的水平,世界經濟大國的經濟發(fā)展無一不與汽車工業(yè)有著極為密切的關系;作為世界經濟大國的美國的汽車就一直處于汽車行業(yè)領頭地位。作為制造業(yè)的中堅,汽車工業(yè)一直是以有限元為主的CAE技術應用的先鋒。既然汽車的發(fā)展與有限元技術的應用有如此密切的聯(lián)系,故必須要加大對此項技術的投入;不但要加大資金的投入,而且一定要加大人力資源的投入,培養(yǎng)一批熟練掌握并能更進一步開發(fā)此項技術的人才。
車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作,由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全,因此制動器的性能是車輛非常重要的性能之一,改善汽車的制動器的性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時,由于車輛受到與行駛方向相反的外力,所以才導致汽車的速度逐漸減小至0,對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計,因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎,由于這一過程較為復雜,因此一般在實際中只能建立簡化模型分析,通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價:
(1)制動效能:即制動距離與制動減速度；
(2)制動效能的恒定性:即抗熱衰退性；
(3)制動時汽車的方向穩(wěn)定性；
目前,對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行,由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數有關傳動系和制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛,其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據,在汽車道路試驗中,如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化,則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數據和性能評價[2]。
1.3預期目標
(1)具有良好的制動效能
(2)具有良好的制動效能的穩(wěn)定性
(3)制動時汽車操縱穩(wěn)定性好
(4)制動效能的熱穩(wěn)定性好
1.4設計主要內容
確定鼓式制動器的基本參數，對制動器的制動鼓、蹄片和支撐的幾何尺寸進行計算及強度校和，利用Pro/E軟件建立制動器三維模型裝配圖，通過干涉檢查驗證制動器設計的正確性，利用Ansys軟件對摩擦襯片有限元分析。
制定出鼓式制動器的結構方案，確定計算制動器的主要參數。利用計算機輔助設計繪制裝配圖和零件圖。對設計出的鼓式制動器的各項指標進行評價分析。
第2章 總體方案的確定
2.1制動器形式方案分析
汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。
2.2鼓式制動器
鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經廣泛用于各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為：
1、領從蹄式制動器
如圖2.1所示，若圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉)，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小[3]。
圖2.1 領從蹄式制動器
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與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。
2、雙領蹄式制動器
若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。如圖2.2所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器[4]。
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。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為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。
圖2.2 雙領蹄式制動器
3、雙向雙領蹄式制動器
當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。如圖2.3所示。
圖2.3 雙向雙領蹄式器
4、單向增力式制動器
單向增力式制動器如圖所示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。由于制動時兩蹄的法向反力 不能相互平衡，因此它居于一種非
平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。如圖2.4所示。
圖2.4 單向增力式制動器
5、雙向增力式制動器
將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。
雙向增力式制動器在大型高速轎車上用的較多，而且常常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經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機械操縱系統(tǒng)進行操縱。雙向增力式制動器也廣泛用作汽車的中央制動器，因為駐車制動要求制動器正向、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也不會產生高溫，故其熱衰退問題并不突出[5]。
但由于結構問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領域上己經逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。如圖2.5所示。
圖2.5 雙向增力式制動器
2.3盤式制動器
盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。
（1）鉗盤式
鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。
①定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。
②浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。
（2）全盤式
在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。
通過對盤式、鼓式制動器的分析比較可以得出盤式制動器與鼓式制動器比較有如下均一些突出優(yōu)點:
①制動穩(wěn)定性好.它的效能因素與摩擦系數關系的K-p曲線變化平衡，所以對摩擦系數的要求可以放寬，因而對制動時摩擦面間為溫度、水的影響敏感度就低。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性[6]。
②盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關系，而鼓式制動器卻是非線性關系。
③輸出力矩平衡.而鼓式則平衡性差。
④制動盤的通風冷卻較好，帶通風孔的制動盤的散熱效果尤佳，故熱穩(wěn)定性好，制動時所需踏板力也較小。
⑤車速對踏板力的影響較小。
2.4制動器形式的確定
因為比亞迪F3轎車屬于家庭用經濟型小型轎車，所以基于汽車的生產成本應符合適用人群的原則，再綜合以上優(yōu)缺點最終確定比亞迪F3轎車的制動器設計采用前盤后鼓式。而我所設計的后輪鼓式制動器采用的是雙向雙領蹄式。
2.5本章小結
本章對此次設計的總體方案進行分析，對比了目前各種制動器形式的利弊，為確定本設計的設計方案提供了依據，作為設計的開始本章顯得十分的重要，確定了制動器的形式為以后的設計奠定了基礎。
第3章 鼓式制動器的設計計算
3.1制動系統(tǒng)主要參數數值
3.1.1相關主要技術參數
設計鼓式制動器的參數數據是采用比亞迪F3轎車的具體參數如下： 整車質量： 空載：1200kg
滿載：1600kg
質心位置： a=1.04m b=1.56m
質心高度： 空載：hg=0.60m
滿載：hg=0.55m
軸 距： L=2.6m
輪 距: L=1.48m
最高車速： 180km/h
最大功率/轉速：78/6000 kw/rpm
最大轉矩/轉速：134/4500 N·m/rpm
輪 胎： 195/60R15
3.1.2同步附著系數的分析
(1)當＜時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力；
(2)當＞時：制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；
(3)當＝時：制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。
分析表明，汽車在同步附著系數為的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為，即，為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度＜這表明只有在＝的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。
根據相關資料查出轎車0.6，故取=0.7。
3.2制動器有關計算
3.2.1地面對車輪的法向反作用力
——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N；
——車輪有效半徑，m。
令 （3.1）
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。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度>0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，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，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力，
即≤ （3.2）
或 （3.3）
式中： ——輪胎與地面間的附著系數；
Z——地面對車輪的法向反力。
當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑
移。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升(見圖3.1)。
圖3.1 制動力與踏板力的關系
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：
＝（1560+x6.86）＝8955N （3.4）
＝（1040－x6.86）＝2805N （3.5）
式中： G——汽車所受重力；
L——汽車軸距；
——汽車質心離前軸距離；
——汽車質心離后軸距離；
——汽車質心高度；
g ——重力加速度；
-——汽車制動減速度。
3.2.2前后軸制動力的確定
汽車總的地面制動力為
（3.6）
式中： ——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、后軸車輪附著力為
（3.7）
（3.8）
上式表明：汽車在附著系數為任意確定值的路面上制動時，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、后軸的軸荷分配，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(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。
由式（3.9）、式(3.10)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
= （3.9）
（3.10）
式中： ——前軸車輪的制動器制動力，；
——后軸車輪的制動器制動力，；
——前軸車輪的地面制動力；
——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。
選取j=0.7，則：= （3.11）
=x=8232N
/=4.2 （3.12）
由式（3.11）、式（3.12）得：=6256.32N,=1975.68N
3.2.3制動器最大制動力矩的確定
制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即：
=6256.32×0.3075=1923.8N·m (3.13)
=1975.68×0.3075=607.5 N·m (3.14)
式中：——前軸制動器的制動力，；
——后軸制動器的制動力，；
一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算結果的半值。則后輪制動器應有的最大力矩為 303.75N·m
3.3鼓式制動器的結構設計與計算
3.3.1 制動鼓內徑
輸入力一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。
圖3.2雙領蹄式鼓式制動器
但增大D受輪輞內徑限制，如圖3.2所示。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm．否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：
乘用車： D／Dr=0.64～0.78
貨車： D／Dr=0 .74～0 .83
制動鼓內徑尺寸應參照專業(yè)標準ZB T24 D05—89《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。
依據汽車后輪輪胎型號：195/60R15
于是，得輪輞直徑Dr: Dr =25.4 x 15=381 mm （1 in=25.4mm）
取 D／Dr=0.78
則制動鼓內徑直徑:D=0.78 x Dr=0.78x381=297.18mm
參照中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》，輪輞直徑15英寸的制動鼓最大內徑不超過300mm。
取 D=300mm。
3.3.2 制動鼓壁厚
制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其散熱容量，但試驗表明，壁厚由11mm增至20mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：
轎車制動鼓壁厚取為7—12mm。
貨車取為13—18mm。
本設計取制動鼓厚度為 n=10mm。
制動鼓有鑄造的和組合式兩種。鑄造制動鼓多選用灰鑄鐵，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點。為防止制動鼓工作時受載變形，常在制動鼓的外圓周部分鑄有肋，用來加強剛度和增加散熱效果。精確計算制動鼓壁厚既復雜又困難，所以常根據經驗選取。
3.3.3 摩擦襯片的寬度和包角
摩擦襯片寬度尺寸b的選取對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，則質量大，不易加工，并且增加了成本。
制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為
Ap=Rβb (3.15)
式中: θ以弧度（rad）為單位。
制動器各蹄襯片總的摩擦面積∑Ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。
試驗表明，摩擦襯片包角β=90°～100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120°。
?。?β=108°。
襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動時產生的單位面積越小，從而磨損也越小。根據中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》，對于（0.9~1.5）t的轎車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（100~200）cm2,見表3.1。這里?。篈p=150cm2.，b=64mm。
表3-1 襯片摩擦面積
汽車類別
汽車總質量
m/t
單個制動器的襯片摩擦面積 /cm
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
250~400
300~650
550~1000
600~1500
3.3.4 摩擦襯片的起始角
一般將襯片布置在制動碲的中央，即令=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，以改善磨損均勻性和制動效能。
此設計中 令=90°－=90°－=36°
3.3.5 摩擦襯片的摩擦系數
摩擦片摩擦系數對制動力矩的影響很大，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)定性要好，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，摩擦系數愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數已無大問題。
本設計取=0.3。
3.4鼓式制動器主要零件的結構設計
3.4.1 制動鼓摩擦襯片的摩擦系數
制動鼓應具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料向匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面摩擦均勻。
中型，重型載貨汽車和中型、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鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合制動鼓；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也是鑄到一起的，這中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，而且減少了質量。
本設計采用的制動鼓材料：鑄鐵內鼓筒與鋁合金鑄到一起
3.4.2 制動蹄
轎車和微型，輕型載貨汽車的制動蹄管飯采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓--焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，單小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。
制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3mm~5mm；貨車的約為5mm~8mm。摩擦片的厚度，轎車的多為4.5mm~5mm。
本設計制動蹄選用：T形HT200
制動蹄腹板厚度：5mm
制動蹄翼緣厚度：5mm
摩擦襯片厚度：5mm
3.4.3 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，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應該有足夠的剛度。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程增大，襯片磨損也不均勻。
本設計底板的材料：HT200
3.4.4 后輪制動輪缸直徑與工作容積的設計計算
（3.16）
式中：p—考慮到制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或灌錄液壓，p=8Mp～12Mp。
取：p=10Mp
經查比亞迪F3轎車使用與維護手冊得： P=7065N
所以： =30mm
根據GB7524-87標準規(guī)定的尺寸中選取,因此輪缸直徑為30mm[5]。
一個輪缸的工作容積
根據公式
（3.17）
式中：——一個輪缸活塞的直徑；
n——輪缸活塞的數目；
δ——一個輪缸完全制動時的行程：
初步設計時δ可取2mm-2.5mm
δ=2mm
式中：——消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。
——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞。
，——分別為鼓式制動器變形與制動鼓變形而引起的輪缸活塞行程。
得一個輪缸的工作容積：
=2826mm
3.5制動性能分析
3.5.1 制動性能評價指標
汽車制動性能主要由以下三個方面來評價：
（1）制動效能，即制動距離和制動減速度；
（2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能；
（3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側滑、以及失去轉向能力的性能[6]。
3.5.2 制動效能
制動效能是指在良好路面上，汽車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。制動距離越小，制動減速度越大，汽車的制動效能就越好[9]。
3.5.3 制動效能的恒定性
制動效能的恒定性主要指的是抗熱衰性能。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度。因為制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉換為熱能，所以制動器溫度升高后能否保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。
3.5.4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性
制動時汽車的方向穩(wěn)定性，常用制動時汽車給定路徑行駛的能力來評價。若制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力。則汽車將偏離原來的路徑。
制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力稱為方向穩(wěn)定性。影響方向穩(wěn)定性的包括制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力三種情況[6]。制動時發(fā)生跑偏、側滑或失去轉向能力時，汽車將偏離給定的行駛路徑。因此，常用制動時汽車按給定路徑行駛的能力來評價汽車制動時的方向穩(wěn)定性，對制動距離和制動減速度兩指標測試時都要求了其試驗通道的寬度。
方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側滑以及失去轉向能力等方面考驗。
制動跑偏的原因有兩個：
（1）汽車左右車輪，特別是轉向軸左右車輪制動器制動力不相等。
（2）制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調（互相干涉）。
前者是由于制動調整誤差造成的，是非系統(tǒng)的。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。
側滑是指汽車制動時某一軸的車輪或兩軸的車輪發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。最危險的情況是在高速制動時后軸發(fā)生側滑。防止后軸發(fā)生側滑應使前后軸同時抱死或前軸先抱死后軸始終不抱死[7]。
理論上分析如下，真正的評價是靠實驗的。
3.5.5 制動器制動力分配曲線分析
對于一般汽車而言，根據其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況：
（1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。
（2）后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。
（3）前、后輪同時抱死拖滑。
所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設計汽車制動系必須妥善處理的問題。
根據所給參數及制動力分配系數，繪制出制動力分配曲線如圖3.3：
當I線與β線相交時，前、后輪同時抱死。
當I線在β線下方時，前輪先抱死。
當I線在β線上方時，后輪先抱死
1
2
1
2
I線
I線（滿載）
I線（滿載）
I線（空載）
j=0.7
B
0
Fb1/KN
FB2/KN
圖3.3轎車的I曲線和線
3.5.6 制動減速度
制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。
假設汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產生。此時=
式中：—汽車前、后輪制動力矩的總合。
= M+ M=785+1600=2385Nm （3.18）
r—滾動半徑 r=370mm
Ga—汽車總重 Ga=1200kg
代入數據得=(785+1600)/0.377×1200=6.16m/s
轎車制動減速度應在5.8—7m/s,所以符合要求。
3.5.7 制動距離
在勻減速度制動時，制動距離S為
S=1/3.6（t+ t/2）Va+ Va/254 （3.19）
式中：t—消除蹄與制動鼓間隙時間，取0.1s
t—制動力增長過程所需時間取0.2s
故S=1/3.6（0.1+ 0.2/2）30+ 30/254×0.7=7.2m
轎車的最大制動距離為：S=0.1V+V/150
V取30km/小時：S=0.1+30/150=9m
S
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