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專業(yè)綜合訓練說明書 題目： TOYOTA COASTER 客車后制動器設計 目錄 第一章 緒論 1 1.1汽車制動器的國內外現狀及發(fā)展趨勢 1 1.2制動器功能 2 1.3制動器要求 3 第2章 制動力分配 4 2.1參數 4 2.2法規(guī)要求 4 第3章 鼓式制動器的結構型式及選擇 5 3.1領從蹄式制動器 6 3.2雙領蹄式制動器 6 3.3雙從蹄式制動器 7 3.4雙向雙領蹄制動器 7 3.5單向增力式制動器 7 3.6雙向增力式制動器 8 第4章 制動器結構參數確定 8 4.1制動鼓直徑D 8 4.2摩擦襯片寬度和包角 9 4.3摩擦襯片初始角的選取 11 4.4張開力P作用線至制動器中心的距離a 12 4.5制動蹄支承點位置坐標c 和g 12 4.6摩擦片摩擦系數 12 第5章 制動器的設計計算 13 5.1壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 13 5.2計算蹄片上的制動力矩 14 5.3制動器的效能因數 18 5.4鼓式制動器的自鎖檢查 18 第6章 主要零部件設計 19 6.1制動蹄 19 6.2制動鼓 20 6.3制動底板 22 6.4制動蹄的支撐 23 24 6.5制動蹄回位彈簧 24 6.6制動器間隙的調整方法及相應機構 25 6.7摩擦襯片 26 第7章 校核計算 28 7.1摩擦襯片的磨損特性計算 28 7.2制動蹄支撐銷剪切應力計算 29 總結 30 摘要 關鍵詞 制動系統(tǒng) 鼓式制動器 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嚴重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現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。 本次設計的是鼓式制動器。通過對車輪的制動鼓、摩擦襯片等尺寸參數的選取，對鼓式制動器進行總體的設計，進一步查找相關的結構參數（制動鼓內徑D，摩擦襯片寬度b和包角β，制動中心到張開作用線距離等）進行部件設計，熟練使用三維設計軟件，通過相關結構參數繪制出各個組成零件的三維模型，并進行制動器整體的總成裝配。鼓式制動也叫塊式制動，現在鼓式制動器的主流是內張式，它的制動蹄位于制動輪內側，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內側，達到剎車的目的。?制動系統(tǒng)對于汽車來說是必不可少的，它不僅可以幫助駕駛員控制汽車，而且還能更好的減少因某些原因使駕駛員受到傷害。 車用制動器多分為兩種，鼓式制動器和盤式制動器。大型車輛出于成本的考慮多選用鼓式制動器，少部分轎車也采用此種制動器。雖然目前制動器的趨勢逐漸向全盤式發(fā)展，但鼓式制動器所獨有的優(yōu)勢是盤式制動器所無法代替的。 本說明書主要講述輕型客車鼓式制動器的設計，計算及關鍵零部件的校核，參數選擇等內容。 第一章 緒論 1.1汽車制動器的國內外現狀及發(fā)展趨勢? 對制動器的早期研究側重于試驗研究其摩擦特性，隨著用戶對其制動性能和使用壽命要求的不斷提高，有關其基礎理論與應用方面的研究也在深入進行。? 目前，汽車所用的制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。盤式制動器被普遍使用。但由于為了提高其制動效能而必須加制動增力系統(tǒng)，使其造價較高，故低端車一般還是使用前盤后鼓式。汽車制動過程實際上是一個能量轉換過程，它把汽車行駛時產生的動能轉換為熱能。高速行駛的汽車如果頻繁使用制動器，制動器因摩擦會產生大量的熱量，使制動器溫度急劇升高，如果不能及時的為制動器散熱，它的效率就會大大降低，影響制動性能，出現所謂的制動效能熱衰退現象。? 在中高級轎車上前后輪都已經采用了盤式制動器。不過，時下還有不少經濟型轎車采用的還不完全是盤式制動器，而是前盤后鼓式混合制動器（即前輪采用盤式制動器、后輪采用鼓式制動器），這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為轎車在緊急制動時，負荷前移，對前輪制動的要求比較高，一般來說前輪用盤式制動器就夠了。當然，前后輪都使用盤式制動器是一種趨勢。在貨車上，盤式制動器也有被采用的，但離完全取代鼓式制動器還有相當長的一段距離。? 現代汽車制動器的發(fā)展起源于原始的機械控制裝置，最原始的制動控制只是駕駛員操縱一組簡單的機械裝置向制動器施加作用力，那時的汽車重量比較小，速度比較低，機械制動已經能夠滿足汽車制動的需要，但隨著汽車自身重量的增加，助力裝置對機械制動器來說越來越顯得非常重要,從而開始出現了真空助力裝置。另外，近年來則出現了一些全新的制動器結構形式，如磁粉制動器、濕式多盤制動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。 1.2制動器功能 制動系統(tǒng)中用以產生阻礙車輛運動或運動趨勢的力的部件叫做制動器，一般制動器，都是通過其中的固定元件對旋轉元件施加制動力矩，使后者的旋轉角速度降低，同時依靠車輪與路面的附著作用，產生路面對車輪的反力，以使汽車減速。 目前，各類汽車所用的摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。鼓式制動還可分為內張式和外束式兩種。內張式即為前所述，外束式大部分使用電機驅動，散熱要比內張式好，但造價較高，一般車上并不采用。 旋轉元件固裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別作用于兩側車輪上的制動器，稱為車輪制動器。旋轉元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸上，其制動力矩需經過驅動橋再分配到兩側車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動（或應急制動）和駐車制動的。中央制動器一般只用于駐車制動和緩速制動。 1.3制動器要求 汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則采用手制動桿操縱，且利用專設的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器的第二軸或傳動軸。 以前，大多數汽車的駐車制動和應急制動都采用中央制動器，其優(yōu)點是制動位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸，所需的制動力矩較小，容易適應手操縱力小的特點。但在用作應急制動時，則往往會使傳動軸超載。現代汽車由于車速的提高，對應急制動的可靠性要求更嚴格，因此，在中、高級轎車和部分總質量在1.5t以下的載貨汽車上，多在前輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用。 制動器設計一定要滿足諸多要求，其散熱一定要好，制動效能和制動效能穩(wěn)定性一定要符合國家標準，其熱衰退和誰衰退也一定要好，要滿足國家剎車標準。摩擦材料不應使用對人體有害的材料，對環(huán)境要無污染。 此次設計輕型客車滿載5750Kg，鑒于大多數客車都采用中央制動器作為駐車裝置，因此在此次設計的前輪制動器中不再加設駐車機構。 第2章 制動力分配 2.1參數 驅動形式:4*2前置前驅動 發(fā)動機：功率：102kw/4800rpm; 主減速比：5.625 一檔傳動比：5.18 扭矩：230N.m/4000rpm 整備質量：3620Kg 滿載總質量：5750Kg 輪胎型號：7.00R16-12PRLT 2.2法規(guī)要求 為了保證制動時汽車的方向穩(wěn)定性和有足夠的制動效率，聯(lián)合國歐洲經濟委員會制定的ECE R13制動法規(guī)對雙軸汽車前、后輪制動器制動力提出了明確的要求。我國的行業(yè)標準ZBT 24007-1989也提出了類似的要求。下面以轎車和最大總質量大于3.5t的客車為例予以說明。 法規(guī)規(guī)定： 對于φ = 0.2 ~ 0.8之間的各種車輛，要求制動強度z ≥ 0.1 + 0.85(φ -0.2) 車輛在各種裝載狀態(tài)時，前軸利用附著系數曲線應在后軸利用附著系數曲線之上。 對于最大總質量大于3.5t的客車，在制動強度z = 0.15 ~ 0.3之間，每根軸的利用附著系數曲線位于φ = z ± 0.08兩條平行于理想的附著系數直線的平行線之間；而制動強度z ≥ 0.3時，后軸的利用附著系數滿足關系式 z ≥ 0.3 + 0.74(φ - 0.38)，則認為也滿足了法規(guī)的要求。 但是對于轎車而言，制動強度在0.3~ 0.45之間，后軸利用附著系數曲線不超過直線φ = z + 0.05的條件下，允許后軸利用附著系數曲線在前軸利用附著系數曲線的上方。 第3章 鼓式制動器的結構型式及選擇 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 圖3-1鼓式制動器簡圖 (a) 領從蹄式（用凸輪張開）；（b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的轉動方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。 3.1領從蹄式制動器 無論車輪向哪個方向轉動，其都具有一個領蹄和一個從蹄的制動器稱為領從蹄式制動器。每塊蹄片都有自己的固定點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端。張開裝置有兩種形式，第一種用凸輪或楔塊式張開裝置。其中，平衡凸塊和楔塊式張開裝置中的制動凸輪和制動楔塊是浮動的，故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸（液壓傳 動），可保證作用在兩蹄上的張開力相等。本次設計采用凸輪領從蹄式制動器設計。 領叢蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游：前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；調整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易。但領叢蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均勻，壽命不同的特點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅動回路作用下工作。 領叢蹄式制動器得到廣泛的應用，特別是轎車和輕型客車、客車的后輪制動器用得較多。 3.2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?。兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動。 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。采用這種結構型式的前輪制動器并與領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(>，即前軸車輪的制動器制動力大于后軸車輪的制動器制動力)，并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。 3.3雙從蹄式制動器 雙從蹄式制動器的兩踢偏上各有一個固定值點，而且兩固定點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪剛張開蹄片。 雙從蹄式制動器在汽車前行時，兩個蹄都是從蹄。故制動穩(wěn)定性最好， 但因制動效能低，所以很少采用。 25 3.4雙向雙領蹄制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動蹄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。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，制動效能較高，多用于輕型汽車的前、后車輪，但缺點是其效能穩(wěn)定性較差，且結構復雜，生產成本較高，輪缸、管路、管接頭等零件多、造價高，而且更容易發(fā)生泄漏等故障。 3.5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、輕型客車和轎車上作為前輪制動器。 3.6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。 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。本次設計不采用此種方案。 綜合考慮，本次設計采用領從蹄式制動器。 第4章 制動器結構參數確定 4.1制動鼓直徑D 在輸入力一定時，制動鼓內徑D越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。但的增大受輪輞內徑限制，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20~30mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能損壞輪胎。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 乘用車 =0.64-0.74 商用車 =0.70-0.83 制動鼓內徑尺寸應參考專業(yè)標準QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》。轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm，設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑（見表4-1）。 表4-1 制動鼓最大內徑 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20 制動鼓最大內徑/mm 轎車 180 200 240 260 -- -- 客車、客車 220 240 260 300 320 420 本次設計輪胎規(guī)格7.00R16-12PRLT ，其中7.00為輪胎名義斷面寬度（in），16為輪輞名義直徑（in）,1 in=25.4mm 輪輞直徑16英寸，則輪輞直徑=16×25.4mm=406.4mm。 本次設計中初選制動鼓內徑=300mm，=300/406.4=0.7382，滿足客車對制動鼓直徑與輪輞直徑比值的要求。 4.2摩擦襯片寬度和包角 摩擦襯片的包角通常在=90~120度范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角=90~100度時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于120度，因為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。本次設計取為100度。 由《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度b=100mm 上述兩個參數：，b 加上已初定的制動鼓內徑決定了每個制動器的摩擦面積即 （4-1） 式中：D—制動鼓內經mm b—制動蹄摩擦襯片寬度mm ——分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。 ——單個制動器摩擦面積，mm2 則 ==523.3 圖4-1 鼓式制動器的主要幾何參數 表4-2制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量t 單個制動器摩擦面積cm2 乘用車 商用車 （多為） （多為） 由上表數據可知設計符合要求 4.3摩擦襯片初始角的選取 通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央。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，以改善制動效能和磨損的均勻性。 根據=-（/2）= 4.4張開力P作用線至制動器中心的距離a 在滿足制動輪缸能夠布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高制動效能，初步設計時可暫取左右。 =120mm 4.5制動蹄支承點位置坐標c 和g 應在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使c盡可能大而k盡可能小（圖4-1）。初步設計可取c取為120mm，g取為30mm 4.6摩擦片摩擦系數 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，后者對蹄式制動器非常重要。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。所以在設計制動器時，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=0.35～0.40已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.4可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時,應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 在本設計中選取=0.4。 第5章 制動器的設計計算 5.1壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分，本設計中后輪所用的領從蹄的蹄片為繞支承銷轉動的蹄片，為一個自由度。 如圖5-1所示，將坐標原點選在制動鼓中心O點，坐標軸線通過蹄片的瞬時轉動中心點和O點；軸線垂直于軸線。 制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉動中心轉動，同時還順著摩擦力作用的方向沿支撐面移動。如果蹄片不變形，則蹄片中心位于點。蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支撐點轉動角。E1E1線是未變形的襯片表面輪廓。摩擦襯片表面任意點B1沿蹄片轉動的切線方向的變形就是線段在半徑OB1延長線上的投影。由于很小，可以認為 所以，襯片在點的徑向變形 (5-1) 根據正弦定理，有如下關系 (5-2) 把式（5-2）代入（5-1），得 假定摩擦襯片上各點的壓力與該點的徑向變形成正比，是比例系數（蹄片剛度），則 綜上所述，緊蹄片上各點的壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。由于在以上分析中并沒有用到摩擦力，所以上述公式也適用于松蹄。 圖5-1 計算摩擦襯片徑向變形 5.2計算蹄片上的制動力矩 (1)利用壓力 在摩擦襯片表面取一微元面積（b是襯片寬度）。在這一微元面積上的法向力為 如圖5-2所示 圖 5-2 計算緊蹄制動力矩的力學模型 摩擦力產生的制動力矩為 其中，f是蹄與鼓之間的摩擦系數。 當法向壓力分布均勻，即=常數時，有 由此可得 由上式得 則不均勻系數為 由于在以上分析中都沒有考慮摩擦力方向的影響，分析結果既適用于緊蹄，也適用于松蹄。 （2）制動力矩與張開力的關系 在實際計算中，也可采用由張開力計算制動力矩的方法，且更為方便。如圖5-3所示。 緊蹄制動力矩可用下式表達 其中，F1是緊蹄的法向合力；R1是摩擦力的作用半徑。 分別建立沿軸方向的力平衡方程和繞制動鼓中心O的力矩平衡方程 其中，是軸和F1之間的夾角；是支承反力在軸上的投影。 圖5-3 計算緊蹄張開力的模型 由（5-3）式可得 (5-5) 把（5-5）代入（5-4）得 在緊蹄上的制動力矩為 本次設計中R=150mm， a=120mm， c=120mm g取為30mm h=a+c=240mm 如圖5-2所示 是法向合力F1與軸的夾角，根據其定義有如下關系 即R1僅取決于 緊蹄上制動力矩 緊蹄的法向合力 緊蹄的效能因數 緊蹄上的最大壓力 同理計算松蹄的效能因數時 松蹄上的制動力矩 松蹄的法向合力 松蹄的效能因數 5.3制動器的效能因數 領從蹄式制動器有兩塊蹄片，鼓上的制動力矩等于它們的摩擦力矩之和，即 又 制動器的效能因數 從下圖5-4可看出，計算所得效能因數基本正確。 圖 5-4一種領從蹄式制動器的效能因數K隨著摩擦系數f的特性曲線 1-制動器的效能因數K 2-領蹄的效能因數 3-從蹄的效能因數 5.4鼓式制動器的自鎖檢查 在設計鼓式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能。 緊蹄的制動力矩 可以看出，緊蹄自鎖的條件是 而不發(fā)生自鎖的條件是 所以不會自鎖 第6章 主要零部件設計 6.1制動蹄 轎車和微型、輕型客車的制動蹄廣泛采用T形型鋼碾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位客車的制動蹄則多用鑄鐵、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，但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。 本設計中制動蹄采用T形型鋼鋼板沖壓焊接制成。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車約為mm；對于客車約為 mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為 mm；對于客車多為8 mm以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的優(yōu)點在于允許的磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲小。 本次設計時制動蹄厚度取為6mm，摩擦襯片厚度取為15mm,襯片鉚接在制動蹄上。 6.2制動鼓 制動鼓應該具有較高的剛度和較大的熱容量，制動時其溫升不應該超過允許值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有較高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。 中、重型載貨汽車和中、大型客車采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓，具有機械加工容易、耐磨、熱容量大等優(yōu)點；輕型客車和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鼓。 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加強肋，用來加強剛度和散熱效，如圖6-1所示。制動鼓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熱容量，但實驗表明，壁厚由增至20 mm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：乘用車為7-12 mm；中，商用車為13-18 mm。 此設計制動鼓選用灰鑄鐵HT200材料，厚度選擇13mm。 圖 6-1 制動鼓 （a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓 6.3制動底板 制動底板是除制動鼓外各零件的安裝基體，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，因此它應有足夠的制動剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH370—12的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 此設計制動底板選用08鋼材料。 6.4制動蹄的支撐 二自由度制動蹄的支撐，結構簡單，能使制動蹄相對制動鼓自動定位。 具有長支撐銷的支撐能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。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調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開插入，以保持制動蹄的正確位置。 6.5制動蹄回位彈簧 制動蹄回位彈簧的拉力應等于制動輪缸張開力的。對于簡單平衡式制動器，只用一根回位彈簧；而對于對稱式或簡單平衡式的用兩根回位彈簧。在設計制動器回位彈簧時，彈簧的圈數應盡量取得多數。但由于有的汽車制動器，應有回位彈簧不好布置，因此用兩個螺旋彈簧中間借彈簧鋼絲串聯(lián)起來。 由于此設計是對稱非平衡式制動器，所以用一根多圈數的回位彈簧。 6.6制動器間隙的調整方法及相應機構 制動鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉動。一般，鼓式制動器的設定間隙為0.2～0.5mm；此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產生機械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片的磨損而加大，因此制動器必須設有間隙調整機構。 凸輪式鼓式制動器所用間隙調整機構如下圖。 此間隙調整機構由油嘴，調整蝸桿，鎖止球，蝸桿軸，彈簧，制動調整臂體，調整蝸桿，鉚釘等組成。通過蝸輪蝸桿的相互轉動來調整間隙大小，通常在第一次調整間隙時，需要十幾次的調整才能找到合適的位置。 6.7摩擦襯片 以前制動器摩擦襯片使用的是由增強材料（石棉及其他纖維），粘結劑，摩擦性能調節(jié)劑組成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮傷對偶等優(yōu)點。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數隨溫度升高而降低，磨耗增高和對環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。 由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調節(jié)劑組成的半金屬磨阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，今年來得到廣泛的應用。 當前，在制動器中廣泛采用模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂黏結劑、調整摩擦性能的填充劑與噪聲消除劑等混合后，在高溫下模壓成形的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(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，再浸以樹脂結合劑經干燥后輥壓制成。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。在溫度下，它具有較高的摩擦系數（f>4.0），沖擊強度比模壓材料高4～5倍。但耐熱性差，在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輕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調整劑，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，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的客車等制動器負荷重的汽車。 綜上所述，本次設計選用模壓材料。 總結 第7章 校核計算 7.1摩擦襯片的磨損特性計算 （1）比能量耗散率 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 式中：-汽車回轉質量換算系數，緊急制動時，； . -汽車總質量； -制動力分配系數。 ，-汽車制動初速度與終速度，/；計算時3.5t以上的客車取18m/s； ：制動時間，；按下式計算 ：制動減速度，， =0.6×106； ，-前、后制動器襯片的摩擦面積； 本次設計=563.225cm = 鼓式制動器的比能量耗散率應該不大于1.8，故符合要求。 (2) 比摩擦力f 鼓式制動器摩擦襯片磨損特性指標可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。 式中：—單個制動器的制動力矩； —制動鼓半徑； —單個制動器的襯片摩擦面積。 當制動減速度，鼓式制動器的比摩擦力應不大于 可見符合條件。 7.2制動蹄支撐銷剪切應力計算 在算得制動蹄片上的法向力，，制動力矩及張開力后，求得支撐銷的承受力，及支撐銷的剪切應力，如下： 式中：—支撐銷的截面積，。 也可以用下述方法求得。假設制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點位于制動蹄摩擦襯片的工作表面上，其法向合力，與支撐銷的反力，分別平行。 對兩蹄分別繞中心點取矩，得 得 一般來說，的值總要大于，故僅計算領蹄的支撐銷的剪切應力即 == (7-1) —許用剪切應力，銷材料選為45鋼，為 選支撐銷的直徑為，則由式可得 可見符合要求 總結 通過幾個周的鼓式制動器的整個設計過程，我學習到很多，在設計過程中有很多意想不到的問題出現，畫總裝圖時，由于缺乏設計經驗，制動器的好多尺寸都不能確定。因而接下來我查閱了大量的設計書籍和國家標準，又去實驗室觀察制動器結構，才大體上確定了一些尺寸標注過程中，由于對去年所學的互換性這門課有所遺忘，導致標注時有一定困難。尤其是零件圖標注時，許多公差不太清楚。裝配圖填明細表時對一些零件的材料也不是很確定。經過多次查閱互換性課本和機械設計手冊，才最終標注完成。但是多虧有老師同學們的幫助以及督促和指導，所以讓這個過程過的充滿了快樂和充實的感覺，如果沒有這些幫助完成這個過程應該會非常困難。所以，?在課程設計的結尾必須要好好感謝我的裴永生老師。裴永生老師是一位非常好的老師，非常認真負責，平易近人，任何問題都悉心指導，總是因為我們的設計問題來回奔波，經過多次查圖和講解，我才對某些零件的結構和功用有了進一步的了解，使我的圖更加完善。他非常辛苦卻還總是笑顏對待我們每一位同學，課程設計的每一個細節(jié)老師都親自認真指導，如果沒有裴永生老師我的課程設計一定會異常艱辛。老師給我的影響將一直延續(xù)到我今后的生活。?其次要感謝我的同學們，我親愛的同學們在這個過程中真的給與我很大的幫助，讓我感受到了友情的味道，無論什么問題，同學們都無怨言的告知我，真的很感謝。 參考文獻 [1] 汽車設計 王望予 機械工程出版社 [2] 汽車構造 陳家瑞 機械工程出版社 [3] 汽車廠實習教程 哈爾濱工業(yè)大學出版社 [4] 汽車拖拉機制造工藝學 機械工業(yè)出版社 [5] 汽車零部件熱處理技術 王忠誠，孫向東編著，化學工業(yè)出版社