鼓式制動器設計說明書

樂孫，凄大學課程設計小型轎車后輪鼓式制動器設計東北林業(yè)大學課程設計任務書小型轎車后輪鼓式制動器設計題目名稱：小型轎車后輪鼓式制動器設計任務內(nèi)容（包括內(nèi)容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求）內(nèi)容：.設計轎車后輪鼓式制動器.繪制鼓式制動器結構裝配圖工作進度安排:階段設計內(nèi)容設計任務時間1設計前準備準備設計資料、手冊、圖冊。分析設計任務及給定資料、總體布置，小組成員分工。22總體設計方案構思、算則與方案設計、設計計算、總體布置。53繪圖用CALB件繪圖。54編寫說明書設計圖的校對；說明書撰寫。25答辯其中：參考文獻篇數(shù)：4篇以上說明書字數(shù)：3000字以上圖紙張數(shù)：折合A0圖紙2張，其中至少1張裝配圖專業(yè)負責人意見簽名：年月日小型轎車后輪鼓式制動器設計隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，制動系統(tǒng)是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。如何開發(fā)出高性能的制動器系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關鍵。本說明書主要介紹了小型轎車()后輪鼓式制動器的設計計算，主要零部件的參數(shù)選擇的設計過程。關鍵詞：汽車；鼓式制動器目錄摘要緒論錯誤!未定義書簽。概述錯誤!未定義書簽。設計要求錯誤!未定義書簽。設計目標錯誤!未定義書簽。鼓式制動器結構參數(shù)選擇錯誤!未定義書簽。制動鼓直徑D或半徑R錯誤!未定義書簽。制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b錯誤!未定義書簽。摩擦襯片起始角0錯誤!未定義書簽。張開力P的作用線至制動器中心的距離a錯誤!未定義書簽。制動蹄支撐銷中心的坐標位置k與c錯誤!未定義書簽。摩擦片系數(shù)f錯誤!未定義書簽。制動輪缸直徑dw和管路壓力p錯誤!未定義書簽3制動蹄片上制動力矩的有關計算錯誤!未定義書簽。鼓式制動器主要零部件結構設計及校核計算錯誤!未定義書簽。鼓式制動器主要零件結構設計錯誤!未定義書簽。制動鼓錯誤!未定義書簽。制動蹄錯誤!未定義書簽。制動底板錯誤!未定義書簽。制動蹄的支撐錯誤!未定義書簽。制動輪缸錯誤!未定義書簽。自動間隙調(diào)整機構錯誤!未定義書簽。制動蹄回位彈簧錯誤!未定義書簽。校核錯誤!未定義書簽。摩擦力矩和摩擦材料的校核錯誤!未定義書簽。摩擦襯片的磨損特性計算錯誤!未定義書簽。制動蹄支撐銷剪切應力的校核計算錯誤!未定義書簽。結論錯誤!未定義書簽。參考文獻錯誤!未定義書簽。附錄錯誤!未定義書簽。致謝錯誤!未定義書簽。1緒論概述車輛的制動性能是車輛主動安全性能中最重要的性能之一。汽車制動性能是由汽車的制動系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整體性能的優(yōu)劣，直接關系到駕乘人員的生命財產(chǎn)安全，重大交通事故往往與制動距離過長、緊急制動時發(fā)生側滑和失去轉向能力等情況有關，因此汽車的制動性能是汽車安全行駛的重要保障。汽車的制動過程是很復雜的，它與汽車總布置和制動系各參數(shù)選擇有關。汽車制動系統(tǒng)主要由功能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，制動器的實際性能是整個制動系中最復雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動器的設計在整車設計中顯得非常重要。設計要求已知小型轎車后輪制動鼓內(nèi)徑為180mm制定出后輪鼓式制動器的結構方案，確定計算制動器的主要設計參數(shù)設計和結構設計計算。利用計算機輔助設計繪制裝配圖和零件圖。具體要求：具有足夠的制動效能。工作可靠在任何條件下制動時，汽車都不應該喪失操作性和方向穩(wěn)定性。防止水和污泥進入制動器工作表面。制動能力的熱穩(wěn)定性良好。操縱輕便，并具有良好的隨動性。制動時，制動系產(chǎn)生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質(zhì)，以減少公害。作用滯后性應盡可能好。摩擦襯片應有足夠的壽命。擦副磨損后，應有能消除因磨損而產(chǎn)生間隙的機構，且調(diào)整間隙工作容易，最好設置自動間隙調(diào)整機構。制動驅(qū)動裝置的任何元件發(fā)生故障時并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。設計目標具有良好的制動效能具有良好的制動效能穩(wěn)定性制動時汽車操縱穩(wěn)定性好制動效能的熱穩(wěn)定性好2鼓式制動器結構參數(shù)選擇制動鼓直徑D或半徑R已知制動鼓最大內(nèi)徑直徑D180mm,車型為轎車。制動蹄摩擦片襯片的包角和寬度b制動蹄片的包角可在90~120范圍內(nèi)選取，試驗表明，制動蹄摩擦襯片的包角在90~100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。此設計取900摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不宜保證與制動鼓全

面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5Mpa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦襯片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式制動器襯片的摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，如表1所示。而單個襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即ARb(2—1)式中：是以弧度(rad)為單位，當A,R,確定后，由上式也可初選襯片寬度的b尺寸。表1汽車類別汽車總質(zhì)量m/t單個制動器總的襯片摩擦面積A/cm20.9~1.5100~200轎車1.5~2.5200~300制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。此設計總質(zhì)量m取0.9t,單個摩擦襯片摩擦面積取110,由(2—1)可得b38.92mm摩擦襯片起始角°摩擦起始角090-(/2)。所以，可得045。張開力P的作用線至制動器中心的距離a在保證制動輪缸能布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應使a距離盡可能地大，以提高其制動效能。初定a0.8R。即a72mm。制動蹄支撐銷中心的坐標位置與圖1制動蹄支撐銷中心的坐標位置k應盡可能地小，以使c盡可能地大，初定c0.8Ro即c72mm;h144mmo初選k20mm,則由c.(k2c2)

可得

'一，一

c74.73mm摩擦片系數(shù)f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)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(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，后者對蹄式制動器式非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值為0.3~0.5,少數(shù)可達0.7。設計計算時一般取f0.3~0.35。一般來說，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高的摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250C時，保持摩擦系數(shù)f0.3~0.4已無大問題。因此，在假設的理想材料下計算制動器制動力矩，取f0.3可使計算結果接近實際。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。此設計初選f0.3。制動輪缸直徑和管路壓力制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏈磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支撐差插入槽中的制動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)斷面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數(shù)有四個等直徑活塞。此設計主動輪缸缸體選用灰鑄鐵HT250材料，活塞選用鋁合金材料；有兩個等直徑活塞并用橡膠密封圈密封。(1)制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中液壓的液壓p之間有如下關系式：dw2v(PTP)(2—2)式中：p——考慮制動壓力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，p8~12Mpa。制動管路液壓在制動時一般不超過10?12Mpa,壓力越高則輪缸直徑越小，但對管路尤其是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格。輪缸直徑應在GB725487標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為,16,,19,,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm。一個輪缸的工作容積n2Vw(/4)dw(2—3)1此設計取p8MPa,dw14.5mm可得P132Q37N式中：dw——一個輪缸?S塞的直徑，mmn——輪缸的活塞數(shù)目；——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：1234在初步設計時，對鼓式制動器可取2~2.5mm；1——消除制動器與制動鼓間的間隙所需要的輪缸活塞行程；2——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算；3、4——分別為鼓式制動器制動蹄的變形而引起的輪缸活塞行程，具值由實驗確定。全部輪缸的總工作容積為mVVw(2—4)1式中：m——輪缸的數(shù)目。(2)活塞桿外徑d可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定，受拉力作用時，d0.3~0.5Do受壓力作用時：p5MPa時，d0.5~0.55D;5Mpap7Mpa時，d0.6~0.7D;p7Mpa時，d0.7D。已知p8Mpa,所以可知d0.7D0.714.5mm10mm(3)缸筒長度L缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即：

LlBAMC式中：l為活塞的最大工作行程；B為活塞寬度，一般為(0.6~1)D；A為活塞桿導向長度，取0.6~1.5D；M為活塞桿密封長度，由密封方式定；C為其他長度。一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的20倍。此設計輪缸缸筒長度選60mmo(4)缸體壁厚x因為本設計材料選用HT25cl是脆性材料，所以按第二強度理論計算，Di0.4Py1.3Py16Mpa時，Di0.4Py1.3Py16Mpa時，Py 1.5P；當缸的額定壓力^"2^"2DiD式中：Py為試驗壓力，當缸的額定壓力PP16MPa時，Py1.25P；D1Dx。經(jīng)查表可知，200MPa,所以可計算出x6mm且符合強度要求。3制動蹄片上制動力矩的有關計算理論分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大的影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上比較困難，因為除了摩擦襯片有彈性容易變形外，制動鼓、制動蹄以及支撐也會有彈性變形，但與摩擦襯片的變形量相比，則相對很小，因此在通常的近似近似計算中只考慮摩擦襯片的徑向變形的影響，其他零件的影響較小，可以忽略不計，即通常做如下一下假定：(1)制動鼓、蹄為絕對剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合胡克定律。制動蹄可設計成一個自由度和兩個自由度的形式。其中繞支撐銷轉動的蹄片只有一個自由度。此設計采用一個自由度的形式。如圖2所示，制動在$在張開力P作用下繞支撐銷O'點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點的位移AB為ABO'A(3—1)由于制動鼓剛性對制動器運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為ACACABcosACO/A-cos圖2即從圖2中的幾何關系可看到O-AcosODO'OsinACO'Osin'(3—2)因為甚為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成qq°sin(3—3)亦即，制動蹄片上壓力與正弦分布，其最大壓力作用在與OO連線成90的徑向線上在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關系

為了計算有一個自由度的制動蹄片上的制動力均Tm，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與Y1軸的交角a處，如圖3所示。若令摩擦襯片的寬度為b，則單元面積為bRd.其中R為制動鼓半徑，k為單元面積的包角。制動鼓作用在摩擦襯3—3—4)3—5)3—6)dNqbRdqmaxbRsind而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動力矩為：2

dTTfdNfRqmaxbRfsind在'至''區(qū)段上積分上式，得：2TTfqmaxbRf(cos'cos'')當法向力均勻分布時，則有：dNqpbRdp2TTfqpbR2f(''')（3—5）和式（3—6）可求出不均勻系數(shù)：（'''）/（cos'cos''）式（3—6）及式（3—5）給出的是由壓力計算制動力矩的方法，在實際計算中，也可采用由張開力P計算制動力矩的T方法，且更為方便。圖3增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下：TTf1fN11（3—7）式中：f——摩擦系數(shù)N——單元法向力的合力，N;1——摩擦力fN1的作用半徑（見圖4），若已知制動蹄的幾何參數(shù)及法向壓力的大小，便可用式（3—7）算出蹄的制動力如圖4所示，為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式：3—8)3—9)P1cos0S1xN3—8)3—9)P1S1xc'f1N10式中：S1x——支承反力在x1軸上的投影；1——x1軸與力N1的作用線之間的夾角。對式(3—8)求解，得：N1hP1/[c'(cos1fsin1)f1]式中：hacac'cos(見圖4)圖4將式(3—9)代入式(3—7),得增勢蹄的制動力矩Tm為：TTf1P1fh/[c'(cos1fsin1)f1]P1B1(3—10)由P1320.37N可得B188.73mm對于減勢蹄可類似地表示為：TTf2P1fh2/[c'(cos2fsin2)f2]P2B2(3—11)

由P1320.37N可得B243.54mm為了確定1,2及1,2,必須求出法向力N及其分量。如果將dN(見圖3)看做是它投影在xi軸和yi軸上的分量dNx和dNy的合力，則根據(jù)式(3—4)有：2Nx'dNsinqmaxbR'sindqmaxbR(2sin2''sin2')/4(3—12)**Ny,dNcosqmaxbR'sincosdqmaxbR(cos2'cos2'')/4(3—13)式中：'o因此：NYarctan()arctan[(cos2'cos2'')/(2sin2sin2')]Nx由0arctan(k/c)15.53可知900(/2)029.470'119.470所以112.040由于設計時兩個摩擦襯片對稱布置，所以有12。根據(jù)式(3—5)和式(3-7),并考慮到：Ni.N2N2則有：1[4R(cos'cos'')]/.(cos2'cos2'')2(2sin2''sin2')298.82mm同理可得98.82mm如果順著制動鼓旋轉的制動蹄和你這制動鼓旋轉的制動蹄的‘和"角不同，顯然兩種蹄的和1值也不同。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即：TfTf TTf1 TTf2P1B1 P2B2對液壓驅(qū)動的制動器，由于PiP2,故所需的張開力為:PTf/(BiB2)由上式可知Tf174.65NmTf1117.16NmTf257.48NmN13951.95NN21939.00N計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(3—10)得出自鎖條件，當該式的分母等于零時，蹄自鎖，既蹄式制動器的自鎖條件為：c'(cos1fsin1)f10如果式:

fc'cos1

1c'sin1成立，則不會自鎖。由已知條件可知f0.878,所以不會自鎖。由式(3—5)和式(3—10)可求出領蹄表面的最大壓力為：Ph1qmaxi._2,；-、■~「"："""bR(cos'cos)[c'(cos1fsin1)f1]qmaxl0.91Mpa式中：P1,h,1,R,c,1——圖4;,圖3;b——摩擦未t片寬度/mmf——摩擦系數(shù)。4鼓式制動器主要零部件結構設計及校核計算鼓式制動器主要零部件設計制動鼓制動鼓應該具有非常好的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不超過其極限值。制動鼓的材料應與摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄造的制動鼓；輕型貨車和一些轎車采用由鋼板沖壓成形的腹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廣泛的應用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這種內(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，而且減少了質(zhì)量。在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓之間的單位壓力不均勻，且會減少踏板行程。鼓筒變形后圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外援鑄有整圈的加強肋條，也常加鑄一些軸向肋條以提高其散熱性能。也在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合構成制動鼓。轎車制動鼓厚度建議范圍是7~12mm。此設計制動鼓選用灰鑄鐵HT200材料，厚度選擇8mm制動蹄轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用T型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多采用鑄鐵、鋼鑄或鑄鋁合金制成。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，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均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字型、山字形和H字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車為3~5mm火車為5~8mm摩擦襯片的厚度，轎車多為~5mm貨車多為8mm以上。襯片可怫接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。此設計制動蹄選用灰鑄鐵HT200材料，制動蹄腹板和翼緣的厚度為3mm摩擦襯片選用金屬基材料，厚度為。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反力矩。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45鋼材料。制動蹄的支撐二自由度制動蹄的支撐，結構簡單，并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(diào)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。制動輪缸制動輪缸為液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏈磨。活塞由鋁合金制造。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支撐差插入槽中的制動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)斷面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞，少數(shù)有四個等直徑活塞。此設計主動輪缸缸體選用灰鑄鐵HT250材料，活塞選用鋁合金材料；有兩個等直徑活塞并用橡膠密封圈密封。自動間隙調(diào)整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。一般來說，鼓式制動器之間的間隙為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(chǎn)生熱變形和機械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下應設的間隙要通過試驗來確定。另外，制動器在工作過程中會由于摩擦襯片的磨損而使間隙增大，因此制動器必須設置間隙調(diào)整機構。本設計采用自動間隙調(diào)整機構。本設計的自動間隙調(diào)整機構是有級式的，利用帶有棘齒螺母（下面統(tǒng)稱為螺母）和普通螺紋的結構來改變間隙的大小。具體的工作原理就是：螺母和撥齒相對應的確定整個間隙調(diào)整機構的最小間隙和最大間隙。在間隙的大小超過所允許的最大間隙后，撥齒就會上下擺動，并帶動螺母旋轉（轉動是單向的即只能向撥齒轉動的方向轉動），螺母的周向旋轉位移轉變?yōu)樗椒较蛭灰频脑龃?，這樣，間隙就能恢復至所允許的范圍之間。經(jīng)設計計算，螺母內(nèi)徑是12mm且外部是有16個棘齒，帶有螺紋的調(diào)整桿直徑取標準的12mm，螺距1.5mm。所以可知，當棘齒轉一個齒時，橫向移動量為1.5/160.09375mm。因為張開力到支撐銷的距離h144mm，撥齒距它本身在蹄片上的轉動瞬時中心距離32.41mm,所以可知，如果橫向移動1mm時，制動蹄所需橫向移動的距離為0.9375144/32.414.5mm。另外也可得出輪缸中每個活塞的最小行程=蹄片厚度+蹄片作用需要的位移，即4.50.54.56.75mm。設計時取8mm，而其實活塞在襯片未磨損的情況下最大行程是2.25mm。由以上可得到結論，蹄片橫向位移是間隙調(diào)整機構橫向位移的4.5倍。設計時，由于蹄片距制動鼓的間隙為0.4mm，令撥齒控制的最小位移為0.3mm，又撥齒和調(diào)整桿控制的最小橫向位移是0.1mm，所以可知此自動間隙調(diào)整機構能控制的間隙范圍是0.3~0.5mm。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1%~4%。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(shù)應盡量取得多數(shù)。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。由于此設計是對稱平衡式制動器，所以用兩根多圈數(shù)的回位彈簧。

校核摩擦力矩和摩擦材料的校核根據(jù)表2摩擦片材料單位壓力p0/Mpa摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0.15~1.250.20~0.25編織0.25~0.350.25~0.35粉末冶金材料銅基0.35~0.50.25~0.35鐵基0.35~0.5金屬陶瓷材料0.70~1.50.4可知，摩擦材料應選用金屬基材料，所以f0.4,帶入，重新計算，可知P不變；Tf259.55Nm；Tf1188.90NmTf270.65NmN14778.78NN21787.28Nqmaxi1.1Mpa符合條件。摩擦襯片的磨損特性計算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。每個車輪制動器的比摩擦力為Ff0TFf0TfRA式中：Tf——單個制動器的制動力矩；R——制動鼓半徑；A——單個制動器的襯片摩擦面積。當制動減速度j0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力Ffo以不大于0.48N/mm2為宜。已知Tf259.55Nm、R90mm、A110cm2所以可得Ff00.260.48,符合條件。制動蹄支撐銷剪切應力計算支撐銷的承受力S,S2及支撐銷的剪切應力在算得制動蹄片上的法向力N1,N2,制動力矩Rf1,TTf2及張開力Pi,P支撐銷的承受力S,S2及支撐銷的剪切應力1,2如下:SiAS2A式中：A——支撐銷白^截面積，mm2。也可以用下述方法求得。如圖6所示，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N1,N2與支撐銷的反力S,S2分

別平行對兩蹄分別繞中心。點取矩，得'P1aN1fRS1cP2aNzfRS2cP1aN1fRS2P2aN2fR'S2般來說，Si的值總要大于S2,故僅計算領蹄的支撐銷的剪切應力即可:S1PaN1fR1==-—41AAc'式中：Pi,N1,f,a,R,c見圖6;A——支撐銷白^截面積，mm2；f——摩擦系數(shù)；——許用剪切應力。選支撐銷白直徑為8mm,則由式41可得171.48Mpa經(jīng)查表，可知45鋼的許用剪切應力為80Mpa,所以滿足條件。結論根據(jù)設計要求，本設計采用了領從蹄式的鼓式制動器，并且是小型轎車的后輪鼓式制動器。設計中制動系的每一部分的設計均按照相關要求進行，達到了所需的制動力矩。雖然本設計在每一個單獨的設計部分滿足要求，但是汽車是一個相當復雜的整體，并且現(xiàn)在轎車絕大多數(shù)都是前盤后鼓的制動器，且后輪的制動效