轎車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)

1、第 1章 緒 論1.1 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的意義汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運(yùn)輸工具。汽車制動(dòng)系是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動(dòng)的裝置。而制動(dòng)器又是制動(dòng)系中直接作用制約汽車運(yùn)動(dòng)的一個(gè)關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動(dòng)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(duì)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(dòng)系統(tǒng)。通過查閱相關(guān)的資料，運(yùn)用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識(shí)，確定汽車制動(dòng)器的設(shè)計(jì)方案，進(jìn)行部件的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。使其達(dá)到以下要求：具有足夠的制動(dòng)效能以保證汽車的安全性；同時(shí)在材料的選擇上

2、盡量采用對(duì)人體無害的材料。1.2 制動(dòng)系統(tǒng)研究現(xiàn)狀車輛在行駛過程中要頻繁進(jìn)行制動(dòng)操作，由于制動(dòng)性能的好壞直接關(guān)系到交通和人身安全，因此制動(dòng)性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動(dòng)性能始終是汽車設(shè)計(jì)制造和使用部門的重要任務(wù)。當(dāng)車輛制動(dòng)時(shí)，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導(dǎo)致汽車的速度逐漸減小至零，對(duì)這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動(dòng)系統(tǒng)的分析和設(shè)計(jì)，因此制動(dòng)過程受力情況分析是車輛試驗(yàn)和設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，由于這一過程較為復(fù)雜，因此一般在實(shí)際中只能建立簡化模型分析，通常人們主要從三個(gè)方面來對(duì)制動(dòng)過程進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)：（ 1 ）制動(dòng)效能: 即制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度；（ 2）制動(dòng)效能的恒定性：即抗

3、熱衰退性；（ 3）制動(dòng)時(shí)汽車的方向穩(wěn)定性；目前，對(duì)于整車制動(dòng)系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺(tái)架進(jìn)行，由于在汽車道路試驗(yàn)中車輪扭矩不易測量，因此，多數(shù)有關(guān)傳動(dòng)系! 制動(dòng)系的試驗(yàn)均通過間接測量來進(jìn)行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運(yùn)動(dòng)變化的根據(jù)，在汽車道路試驗(yàn)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(dòng)系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和性能評(píng)價(jià)。1.3 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)內(nèi)容（ 1 ）研究、確定制動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)成2）汽車必需制動(dòng)力及其前后分配的確定前提條件一經(jīng)確定，與前項(xiàng)的系統(tǒng)的研究、確定的同時(shí)，研究汽車必需的制動(dòng)力并把它們適當(dāng)?shù)胤峙涞角昂筝S上，確定每個(gè)車輪制動(dòng)器必需的制動(dòng)力。（3）確

4、定制動(dòng)器制動(dòng)力、摩擦片壽命及構(gòu)造、參數(shù)制動(dòng)器必需制動(dòng)力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動(dòng)器的型式、構(gòu)造和參數(shù)，繪制布置圖，進(jìn)行制動(dòng)力制動(dòng)力矩計(jì)算、摩擦磨損計(jì)算。（4）制動(dòng)器零件設(shè)計(jì)零件設(shè)計(jì)、材料、強(qiáng)度、耐久性及裝配性等的研究確定，進(jìn)行工作圖設(shè)計(jì)。1.4制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求制定出制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方案，確定計(jì)算制動(dòng)系統(tǒng)的主要設(shè)計(jì)參數(shù)制動(dòng)器主要參數(shù)設(shè)計(jì)和液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)計(jì)算。利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)繪制裝配圖和零件圖。第2章制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算車輪制動(dòng)器是行車制動(dòng)系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動(dòng)必須作用在車輛的所有的車輪上。2.1 捷達(dá)轎車的主要技術(shù)參數(shù)在制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需

5、預(yù)先給定的整車參數(shù)如表2.1所示表2.1捷達(dá)轎車整車參數(shù)已知參數(shù)捷達(dá)轎車軸距L (mm2471整車整備質(zhì)量（Kg）1100滿載質(zhì)重（Kg）1500最圖車速（km）175同步附著系數(shù)0.89 (E) , 1.28()2.2 制動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇2.2.1 同步附著系數(shù)只有在附著系數(shù)中等于同步附著系數(shù)中0的路面上,中值的路面上制動(dòng)時(shí)，可能有以下三種情況4 O對(duì)于前后制動(dòng)器制動(dòng)力為固定比值的汽車, 前、后車輪制動(dòng)器才會(huì)同時(shí)抱死，當(dāng)汽車在不同1、當(dāng)中中0時(shí)B線在I曲線下方，制動(dòng)時(shí)總是前輪先抱死，這是種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力;2、當(dāng)中90時(shí)P線位于I曲線上方，制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死，這時(shí)容易發(fā)生

6、后軸側(cè)滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；3、當(dāng)中=中0時(shí)制動(dòng)時(shí)汽車前、后輪同時(shí)抱死，這時(shí)也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車制動(dòng)時(shí)前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動(dòng)過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時(shí)的制動(dòng)減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)中0的路面上d,制動(dòng)（刖、后車輪同時(shí)抱死）時(shí)，其制動(dòng)減速度為一u = qg =中0g ,即q =邛0, q為制動(dòng)強(qiáng)度。在dt其他附著系數(shù) 中的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)度q 邛。這表明只有在附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用華=華0的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用(2.1 )率

7、金（或稱附著力利用率）來表示，名可定義為式中：Fb汽車總的地面制動(dòng)力；G 汽車所受重力；q汽車制動(dòng)強(qiáng)度。當(dāng)* = *0時(shí)，q = *0,6=1 ,利用率最高?，F(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動(dòng)時(shí)后輪先抱死的后果十 分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會(huì)引起側(cè)滑甚至甩尾會(huì)發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的中0值均有增大趨勢。國外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時(shí)的同步附著系數(shù)：轎車取中0 2 0.6；貨車取 平020.5為宜。我國GB12676 1999附錄A制動(dòng)力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動(dòng)協(xié)調(diào)性要求中A31.2.3規(guī)定了除M

8、1、N1外其他類型汽車制動(dòng)強(qiáng)度的要求。對(duì)于制動(dòng)弓S度在0.150.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式q =q 0.08確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線(如圖2.1)之間，則認(rèn)為滿足 A31.2條件要求；對(duì)于制動(dòng)強(qiáng)度 q之0.3,若后軸附著利用曲線能滿足公式q之0.3 +0.74即0.38),則認(rèn)為滿足A31.2的要求4參考與同類車型的中0值，取中0 =0.78圖2.1除M1、M外的其他類別車輛的制動(dòng)強(qiáng)度與附著系數(shù)要求2.2.2制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率根據(jù)選定的同步附著系數(shù)50,已知：:L20hg一 L式中：L汽車軸距，L= 2471mm；制動(dòng)力分配系數(shù)；L1一一滿載時(shí)汽車質(zhì)心距前軸

9、中心的距離L = 1137；L1 滿載時(shí)汽車質(zhì)心距后軸中心的距離L2 =1334；hg 滿載時(shí)汽車質(zhì)心高度hg =553。求得：一：=0.714進(jìn)而求得Fb1 = Fb - = Gq - = (L20hg )qFb2 =Fb(1- ：) =Gq(1- 1 =&(L1 - hg)q式中：q制動(dòng)強(qiáng)度；(2.2)(2.(3)(2.(4)F b汽車總的地面制動(dòng)力;F B1前軸車輪的地面制動(dòng)力;F B2后軸車輪的地面制動(dòng)力。當(dāng)邛=Q 時(shí)，F(xiàn)b1=Fq,故 FB=G*,q=邛；8=1。此時(shí) q =0.78, q 0.3 十 0.74即 0 _ 0.38) =0.596 符合 GB126761999 的要求

10、當(dāng)呼5。時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即Fbi = Fqv此時(shí)求得：表2.2中取不同值時(shí)對(duì)比GB 12676-1999的結(jié)果0.10.20.30.40.50.60.71144.12376.953269.325080.196585.778207.5713725.480.0780.16170.22240.34560.448010.558330.677530.780.80850.74150.863980.896020.930560.9679GB12676-999-i符合符合符合符合符合符合符合國家標(biāo)國家標(biāo)國家標(biāo)國家標(biāo)國家標(biāo)國家標(biāo)國家標(biāo)準(zhǔn)準(zhǔn)準(zhǔn)準(zhǔn)準(zhǔn)準(zhǔn)準(zhǔn)當(dāng)中 外 時(shí)，可能得到的最

11、大的制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即Fb2 = F0 o此時(shí)求得：表2.3邛取不同值時(shí)對(duì)比GB 12676-1999 的結(jié)果0.82.212191.15.30.8052制1.0066動(dòng)GB126761999符合國家標(biāo)準(zhǔn)最大的制動(dòng)力矩為保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩。最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力Zi、Z2成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為：Ffi乙L2：0hg一=（ 2.5）Ff2Z2Li - 0hg式中：Li, L2 汽車質(zhì)心離前、后軸的距離

12、;50 同步附著系數(shù);hg汽車質(zhì)心圖度。g制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即Tf2 = Ff2e(2.6)式中：Ffi 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，F(xiàn)fi=Z嚴(yán)；Ff 2后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，F(xiàn)f2=Z2邛；Z1 作用于前軸車輪上的地面法向反力;Z2 作用于后軸車輪上的地面法向反力;re 車輪的有效半徑。對(duì)于選取較大 中0值的各類汽車，應(yīng)從保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng) 中中0時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度q 邛，故所需的后軸和前軸制動(dòng)力矩為_ GT f 2 max = ( L1 qhg ) rePT 一 二T 一f 1 maxf 2 max1 一 ：(2.(7)(2

13、.(8)式中： 該車所能遇到的最大附著系數(shù);q制動(dòng)強(qiáng)度;re車輪有效半徑。G.1500 9.8Tf2max = (Li -qhg) re =(1.137 -0.8060 0.553) 0.7 0.37 -1065 N?mL2.471Tf1max =Tf2max0，353274.25 = 5840.28 N?m1 1 -0.635單個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為Tf1 max 、Tf 2max 的一半，為 2920.14 N?m 和 532.5N?m。2.3制動(dòng)器因數(shù)和制動(dòng)蹄因數(shù)制動(dòng)器因數(shù)又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出 的力或力矩，用于評(píng)比不同結(jié)構(gòu)型式的

14、制動(dòng)器的效能。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即Tf, 、BF =（2.9）PR式中：BF 制動(dòng)器效能因數(shù)Tf 制動(dòng)器的摩擦力矩；R 制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；P 輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力（或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力）的平均值為輸入力對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為R、P2,制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動(dòng)鼓工作半徑為R ,兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為TTf 1和TTf2，則兩蹄的效能因數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為:整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為BF當(dāng)P1 =P2 = P時(shí)，則BFtiTrf 1PRBFt2TTf 2p2r(2.10)(2.11 )Tf

15、TTf1 Trf 22(TTf1 Trf 2)PR - 0.5(P1 P2)R - (PP2)R(2.12)Trf 1 Trf 2BF = BF+ BFt2(2.13)PR蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在張力P的作用下制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.2所示作用于襯片的B點(diǎn)上。這一法向力引起作用于制動(dòng)蹄襯片上的摩擦力為Nf,f為摩擦系數(shù)。a, b, c, h, R及0（為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖3.2所示。圖3.2鼓式制動(dòng)器的簡化受力圖對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn) A的力矩平衡方程，即Ph nFC Nb=0(2.14)由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為BFN

16、f(2.(15)當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力Nf的方向與圖3.2所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程，即Ph -nFC -Nb-0(2.(16)BFt2 = - = - -f(2.17)P b 1+f b J由式(2-15)可知：當(dāng)f趨近于占b/C時(shí)，對(duì)于某一有限張開力P ,制動(dòng)鼓摩擦力趨于無窮大。這時(shí)制動(dòng)器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺 寸的函數(shù)。通過上述對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)蹄因數(shù)的分析與計(jì)算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力對(duì)蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開力對(duì)蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)

17、值小。兩者在f =0.30.35范圍內(nèi)，當(dāng)張開力 P1=P2時(shí)，相差達(dá)3倍之多。圖2.3給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當(dāng)f增大到一定值時(shí)，領(lǐng)蹄的85和85/均趨于無限大。它意味著此時(shí)只要施加一極小BFT1 和 dBFT1 /df 隨 f張開力P,制動(dòng)力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動(dòng)踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動(dòng)狀態(tài)，發(fā)生自鎖”現(xiàn)象。這時(shí)只能通過倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓消除制動(dòng)。領(lǐng)蹄的的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的BFT2和 dBFT2 /df隨f的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。在制動(dòng)過程中，襯片的溫度、相對(duì)滑動(dòng)速度、壓力以及濕

18、度等因素的變化會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。制動(dòng)器因數(shù) BF對(duì)摩擦系數(shù) 的敏感性可由dBFT/df來衡量，因而dBFT/df稱為制動(dòng)器的敏感度，它是制動(dòng)器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而f除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，50% ,而下制動(dòng)時(shí)摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。熱衰退的臺(tái)架試驗(yàn)表明，多次重復(fù)緊急制動(dòng)可導(dǎo)致制動(dòng)器因數(shù)值減小長坡時(shí)的連續(xù)和緩制動(dòng)也會(huì)使該值降至正常值的30%1 一領(lǐng)蹄；2 從蹄圖2.3制動(dòng)蹄因數(shù) BF及其導(dǎo)數(shù)dBFT/df與摩擦系數(shù)的關(guān)系由圖2.3也可以看出，領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)雖大于從蹄

19、，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差。就整個(gè)鼓式制動(dòng)器而言，也在不同程度上存在以BF為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù)(dBFT /df)為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好。2.4制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)2.4.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)1、制動(dòng)鼓直徑 D當(dāng)輸入力 P 一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑越大，則制動(dòng)力矩越大，且使制動(dòng)器的散熱性能越好。但直徑D的尺寸受到輪輛內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動(dòng)鼓與輪輛之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪車同過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪車周的尺寸即可求

20、得制動(dòng)鼓直徑D的尺寸。但由于捷達(dá)車型在制動(dòng)鼓直徑均為固定值，所以現(xiàn)取鼓式制動(dòng)器的直徑為180mm o2、制動(dòng)蹄摩擦片寬度 b、制動(dòng)蹄摩擦片的包角P和單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積A由QC/T309 -1999制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，選取制動(dòng)蹄摩擦 片寬度b=45mm；摩擦片厚度l =5mm。摩擦襯片的包角P通常在9 =90 一 100 -范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角9 =90二 100二時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)效能則最高。再減小P雖有利于散熱,但由于單位壓力過高將加速磨損。包角P也不宜大于100 因?yàn)檫^大不僅不利于散熱，而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。綜上

21、所述選取 P =96 =o單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積Ay：A = nDbP/360(2.18)式中：A單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積，mm2D制動(dòng)鼓內(nèi)徑，mm ；b 制動(dòng)蹄摩擦片寬度，mm；- 為制動(dòng)蹄的摩擦襯片包角，（）。A% = =Db /360 = 3.14 310 75 96/360 = 135.6cm2表2.4制動(dòng)器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量ma / t單個(gè)制動(dòng)器摩擦回枳A A/cm轎車客車與貨車150 250 （多為 150 200）600 1500 （多為 6001200）由表2.4數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。3、摩擦襯片起始角0摩擦襯片起始角P。如圖3.4所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央

22、，并令P0 =902制動(dòng)蹄包角 飛=90=90 -96- =4222圖2.4鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù)4、張開力P的作用線至制動(dòng)器中心的距離a在滿足制動(dòng)輪缸布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a （見圖2.4）盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取a = 0.8R ,根據(jù)設(shè)計(jì)時(shí)的實(shí)際情況取a = 72 mm5、制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)位置k與c如圖3.4所示，制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸k盡可能地小設(shè)計(jì)時(shí)常取k=11mm,以使c盡可能地大，初步設(shè)計(jì)可暫取，c = 0.8R根據(jù)設(shè)計(jì)的實(shí)際情況取c = 72 mm。6、摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時(shí)，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和

23、壓力的影響 小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù) 偏離正常值的敏感性的要求。后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的 穩(wěn)定值約為 0.30.5,少數(shù)可達(dá) 0.7 o 一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在 制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250 c時(shí)，保持摩擦系數(shù)f =0.350.4已不成問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取f =0.3可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無害 的材料。2.4.2盤式制動(dòng)器的

24、結(jié)構(gòu)參數(shù)1、制動(dòng)盤直徑 D制動(dòng)盤直徑D希望盡量大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動(dòng)鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動(dòng)盤的直徑D受輪物直徑的限制，通常，制動(dòng)盤的直徑 D選擇輪物直徑的70%79%,而總質(zhì)量大于 2t的汽 車應(yīng)取上限D(zhuǎn) =0.77 355.6 = 276mm取制動(dòng)盤直徑D = 276mm2、制動(dòng)盤厚度h制動(dòng)盤厚度h直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制 動(dòng)盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫開，制動(dòng)盤厚度又不宜過小。實(shí)心盤的厚度選擇 10mm20mm,選擇制動(dòng)盤厚度為 h=13mm。3、摩擦襯塊工作面積 A推薦根據(jù)制動(dòng)器摩擦

25、襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6kg /cm2 3.5kg /cm2范圍內(nèi)選取。根據(jù)推薦值取2.2,依汽車質(zhì)量1100kg,得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為2 8058cm o4、摩擦襯塊內(nèi)半徑 Ri與外半徑R2推薦摩擦襯塊的外半徑 R2與內(nèi)半徑R的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減 小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。取摩擦襯塊外半徑 R2 = 170mm,內(nèi)半徑R1 = 120mmRimm =0.7則r = 0.24 0.25R21m2摩擦襯塊半徑選取符合要求。2.5制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算2.5.1 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律

26、從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定：(1)制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合虎克定律由于本次設(shè)計(jì)采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析。如圖2.5所示，制動(dòng)蹄在張開力P作用下繞支承銷 O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為A6 ,則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移AB為AB =OA A0(2.19)式中；O-A制動(dòng)蹄的作用半徑。由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的

27、限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為AC圖2.5制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡圖從圖2.5中的幾何關(guān)系可看到AC = O-Osin因?yàn)镺O 八8為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫成q = qosin ：(2.20)式中：qo摩擦片上單位壓力。即制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與OO連線呈90。的徑向線上。上述分析對(duì)于新的摩擦襯片是合理的，但制動(dòng)器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會(huì)有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式(2.21 )式中：Wi

28、 磨損量;Ki 磨損常數(shù)； f摩擦系數(shù)； q單位壓力； v 磨擦襯片與制動(dòng)鼓之間的相對(duì)滑動(dòng)速度。圖2.6作為磨損函數(shù)的壓力分布值通過分析計(jì)算所得壓力分布規(guī)律如圖2.6所示。圖中表明在第 11次制動(dòng)后形成的單位面積壓力仍為正弦分布 q =132sino(。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系：22W = K2 fq V(2.22)式中：K2 磨損常數(shù)。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為q =CjSn(C也為一常數(shù))。結(jié)果表示于圖2.6。2.5.2制動(dòng)器因數(shù)及摩擦力矩分析計(jì)算如前所述，通常先通過對(duì)制動(dòng)器摩擦力矩計(jì)算的分析，再根據(jù)其計(jì)算式由定義得出制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式。假設(shè)鼓式制動(dòng)器中制動(dòng)蹄只具有一個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)，由

29、此可得：(1)定出制動(dòng)器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向；(2)參見2.4.1節(jié)確定制動(dòng)蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令 q =qsin中；(3)在張開力 P作用下，確定最大壓力q0值。參見圖2.7, 6邛所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為qRd中，摩擦力為fqRd邛把所有的作用力對(duì)。點(diǎn)取矩，可得22ph=卜 q0 RMsin *d*- & fq0 R(R-Mcos * )sin 中 (2.23)據(jù)此方程式可求出qo的值。圖2.7制動(dòng)蹄摩擦力矩分析計(jì)算4、計(jì)算沿摩擦片全長總的摩擦力矩222Tf=0 fq0 R Sin*d*=fq0R (cos %-cos 2)

30、(2.24)5、由公式(2.9)導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)從蹄制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算。由于導(dǎo)出過程的繁瑣，下面對(duì)支承銷式領(lǐng)單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BF tifhBFti =: (2.25)a r A- - fB i 【r .1單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFT2fhBFt2 =： (2.26)r A+fB i r以上兩式中：以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖2.8 o整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)BF為圖2.8支承銷式制動(dòng)蹄2.5.3制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩1、鼓式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的力矩TTf1,在摩擦襯片表面上取一橫向單元

31、面積，并使其位于與yi軸的交角為 a處，單元面積為 bRdx。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，足 為單元面積的包角，如圖2.8所示。由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：dN =qbRd- -qmaxbRsin 二d(2.27)而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為在由s至a ”區(qū)段上積分上式，得Trf = qmaxbR2 f (cos： 一 cos： )( 2.28)當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，2TTf = qpbR f (： - : )(2.29)式(2.24)和式(2.25)給出的由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力P計(jì)算制動(dòng)力矩 Trf1的方法則更為方便。圖2.9張開力計(jì)

32、算用圖增勢蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩TTf1可表達(dá)如下：TTf1 = fN1Pl(2.30)式中：Ni 單元法向力的合力；R 摩擦力fNi的作用半徑(見圖2.9)。如果已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動(dòng)力矩。為了求得力 Ni與張開力Pi的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式：Pa -SxC+ fPiNi =0(2.31)式中：i Xi軸與力Ni的作用線之間的夾角；Six支承反力在工：軸上的投影。解式(3.27),得Ni = hP /cr(cos3i + f sinSi) - f(2.32)對(duì)于增勢蹄可用下式表示為Trfi =PifhPi/c(cos6i + f sin6i) - fP1

33、 = PB (2.33)對(duì)于減勢蹄可類似地表示為TTf2 = P2 fh :2 /c (cos、2 -f sin、2) fP2 =F2B2(2.34)圖2.10制動(dòng)力矩計(jì)算用圖為了確定 弓，2及鳥，占2,必須求出法向力 N及其分量。如果將 dN (見圖2.10)看作是它投影在Xi軸和yi軸上分量dNx和dNx的合力，則根據(jù)式(2.23)有：一 ：1 一二. 2. 八、Ny =dNcos： =-qmaxbR _ sin - cos： d- - qmaxbR(2- - cos2- )(2.35)因此對(duì)于領(lǐng)蹄：1 = arctan() = arctan(cos21-cos2： )/(2 ： -sin

34、2;sin2：(2.36)Nx=arctan (cos 40 -cos260 )/(3.454 sin 260 sin 40 L10根據(jù)式(2.24)和式(2.26),并考慮到22Ni = NxNy(2.37)則有P1 = 4R(cos_：- - cos .： ) L，J(cos2_i - cos 2： )2 (2 sin a2.：sin 2： )2(2.38)4 0.155 (cos 20 - cos130 )=0.18322(cos40 -cos260 )(2 110 二/180 -sin 260 sin 40 )2對(duì)于從蹄：=arctan (cos50 -cos250 )/(3.454

35、-sin 250 sin 50 1=11式中：則有：P2 = 4r(cos： -cos：).(cos2二-cos2： )2 (2-sina2：sin2： )2 (2.38)4 0.155 (cos25 -cos125 )=0.179, 一 2_ . 一 . 、2.(cos50 -cos250 )2 (2 100 二/180 -sin 250 sin 50 )2由于設(shè)計(jì)和口”相同，因此 6和P值也近似取相同的。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即Tf =TTf1 +TTf2 =PBi +P2B2(2.39)由式(2.33)和式(2.34)知= 0.40.2380.

36、183/0.1237(cos10 0.4sin10)-0.40.1831=0.3= 0.40.2380.179/ 0.1237(cos11 - 0.4sin11) 0.40.1790.09對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來說，P = P2,所需的張開力為P =Tf1 /(BiB2) =1835.5/(0.3 0.09) = 4706N?m(2.40)計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(3.33)得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖：(2.41)c(cos、1 f sin、1) - f ：1 =0c cos 10.1237 cos10f =0.4 -=0.75(2.42)成立，不會(huì)自鎖-

37、1 -c sin 10.1826 -0.1237 sin 10由式(2.24)和式(2.29)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為:n_ 附：1qm ax1 -2-bR (cos - - cos 二)c (cos 1 f sin12) - f: 1 4706 0.2380 0.1830.0018 (cos20 -cos130 )0.1237 (cos10 0.4 sin10 ) -0.0732=1.26 106 Pa式中：P, h, Pi , R, c , 1見圖 2.9;ot , a -見圖 2.10 ;b 摩擦襯片寬度；f 摩擦系數(shù)。因此鼓式制動(dòng)器參數(shù)選取符合設(shè)計(jì)要求。2、盤式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩盤

38、式制動(dòng)器的計(jì)算用簡圖如圖2.11所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為Tf =2f N R式中： f摩擦系數(shù)；(2.44)N 單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力（見圖2.11）;R作用半徑。圖2.11盤式制動(dòng)器計(jì)算用圖圖2.12鉗盤式制動(dòng)器作用半徑計(jì)算用圖對(duì)于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取精確。如圖41所示，平均半徑為R為平均半徑Rm或有效半徑 Re已足夠式中R1, R2 扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。根據(jù)圖2.12,在任一單元面積只RdRd中上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的力矩為q為襯塊與制動(dòng)盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動(dòng)塊作用于制動(dòng)

39、盤上的制動(dòng)力矩為單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤的總摩擦力為得有效半徑為fqR2dRd中，式中令員=m,則有R2431m2(1 m)Rm(2.45)Rim 1因 m = 一 1 , 2 1 ,故 Re a Rm。當(dāng) Ri T R2 , mT 1 , Re T Rm。但當(dāng)R2(1 m)24小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計(jì)算方法失效。由Tf2 =2fNR求得：N =Tf2/2fR =3193/2 0.4 0.175 =22807 NN 228072則單位壓力 q =一 = =6.5N/mmA 3480R22 . .433.Tf

40、1 = 2 i i fqR dRd = fq(R2 - R1 )1-3252 N?mTf1max =3193 N?m-RR113因此盤式制動(dòng)器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計(jì)要求。2.6摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系 數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不 及逸散到大氣中，致使制動(dòng)

41、器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨 損愈嚴(yán)重。W/mm 2。(2.46)制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量 負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為e = 1 ma2 -丫2%22tA2I式中：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù);ma汽車總質(zhì)量;V| , V2 汽車制動(dòng)初速度與終速度，m/s；計(jì)算時(shí)總質(zhì)量3.5t以上的貨車取 V1=18m/sj 制動(dòng)減速度，m/s2,計(jì)算時(shí)取 j =0.6 g ；t 制動(dòng)時(shí)間，s；Ai, A2前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積; 制

42、動(dòng)力分配系數(shù)。在緊急制動(dòng)到 v2=0時(shí),并可近似地認(rèn)為6 =1 ,則有e221 m.=-a-L(1 -1)2 2tA2(2.47)鼓式制動(dòng)器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm 2為宜，但當(dāng)制動(dòng)初速度Vi低于式（2.40）下面所規(guī)定的V1值時(shí)，則允許略大于1.8W/mm 2,盤式制動(dòng)器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂。ei21 maV122tA124060 182X2 2 3.06 435200.635 =1.56 :二 6.0 w/mm/21maV1e222tA214060 1822(1 - )0.365 =

43、0.92 ：二 1.8 w/mm 22 2 3.06 42586因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。2.7制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件(2.48)(mdCd mhCh) t - L式中:md 各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量;mh 與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪車同等）的總質(zhì)量;為前、Cd 制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482 J/ (kg?K),對(duì)鋁合金 c=880 J/ ( kg?K );Ch 與制動(dòng)鼓（盤）相連的受熱金屬件的比熱容;t 制動(dòng)鼓（盤）的溫升（一次由Va=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制溫升不應(yīng)超過15 C）；L滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能

44、，因制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即2”一:)(2.49)式中 ma 滿載汽車總質(zhì)量;Va 汽車制動(dòng)時(shí)的初速度；-一汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。盤式制動(dòng)器：(mdcd mhch),：t =(30 482 60 880) 15 = 1008900 . L = 51667.5鼓式制動(dòng)器：(mdcd mhch) ：t = (50 482 100 880) 15 = 1681500 . L = 51667.5由以上計(jì)算校核可知符合熱容量和溫升的要求。2.8駐車制動(dòng)計(jì)算圖2.11為汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力情況，由此可得出汽車上坡停

45、駐時(shí)的后軸車輪的附著 力為:_ .mag :(2.50)(2.51)Z2 = -(L1 cos;，hg sin 二)同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為:mag :Z2= - ( Li cos二 - hg sin ：)圖2.11汽車在坡路上停駐時(shí)的受力簡圖根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限 傾角口，口，即由magP(L1 cos工, hg sin 二)=magsin ;(2.52)求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為(2.53)arctan-L 二 arctan第 一37 二 arctan12467 : 29.7L- hg2.471

46、-0.7 0.5532.185汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為L11.2467:-arctan = arctan =19.5(2.54)L hg3.515g一般對(duì)輕型貨車要求不應(yīng)小于16%20% ,汽車列車的最大停駐坡度約為12 %左右。為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為口的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動(dòng)力矩接近于由口所確定的極限值 magresin a (因久a a),并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī) 定值。單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為1magresin 二0.5 1500 9.8 0.37sin 29.7 = 3646.96 N?m 22.9制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

47、2.9.1 制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓(圖2.13(a);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(dòng)鼓(圖2.13(b);帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖2.12(c)在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì) 量。(a)鑄造制動(dòng)鼓；(b) , ( c)組合式制動(dòng)鼓1沖壓成形輻板；2一鑄鐵鼓筒；3一灰鑄鐵內(nèi)鼓；4一鑄鋁臺(tái)金制動(dòng)鼓圖2.1

48、3制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓相對(duì)于輪轂的對(duì)中如圖2.12所示，是以直徑為dc的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動(dòng)鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。許用不平衡度對(duì)轎車為1520N?cm ;對(duì)貨車為 3040N?cm。制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm ,摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為712mm,中、重型貨車為1318mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。捷達(dá)屬于乘用車，因此本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓采用HT200灰鑄鐵鑄造，制動(dòng)鼓壁的厚度選取12mm。2.9.2

49、 制動(dòng)蹄轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T 形型鋼輾壓或鋼板沖壓 焊接制成；大噸位貨車的 制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形、山字形和n字形幾種。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為35mm；貨車的約為 58mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.55mm；貨車多在 8mm以上。襯片可以釧接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。因此

50、，本設(shè)計(jì)制動(dòng)蹄采用熱軋鋼板沖壓 焊接制成，制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度分別取5mm 和6mm 。2.9.3 制動(dòng)底板制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370 12 的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。因此，本設(shè)計(jì)制動(dòng)底板采用熱軋鋼板沖壓成形，制動(dòng)底板的厚度取5mm 。2.9.4 制動(dòng)蹄的支承二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。為了使

51、具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)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(hào)鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370 12) 或球墨鑄鐵(QT400 18) 件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)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(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。本設(shè)計(jì)為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，采用支承銷。2.9.5 制動(dòng)輪缸是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250 制成。其缸筒為通孔，需搪磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞；少數(shù)有四個(gè)等直徑活塞；雙 領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的兩蹄則各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)。由于采用的是領(lǐng)