鼓式制动器设计说明书

课 程 设 计

小型轿车后轮鼓式制动器设计

学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学 院：

年 月

东北林业大学

课 程 设 计 任 务 书

小型轿车后轮鼓式制动器设计

学生姓名： 专业班级： 指导教师： 学 院：

题目名称：小型轿车后轮鼓式制动器设计 任务内容（包括内容、计划、时间安排、完成工作量与水平具体要求） 内容： 1． 设计轿车后轮鼓式制动器 2． 绘制鼓式制动器结构装配图 工作进度安排： 阶段 1 2 3 4 5 设计内容 设计前准备 总体设计 绘图 编写说明书 答辩 设计任务 准备设计资料、手册、图册。分析设计任务及给定资料、总体布置，小组成员分工。 方案构思、算则与方案设计、设计计算、总体布置。 用CAD软件绘图。 设计图的校对；说明书撰写。 2 5 5 2 时间 其中： 参考文献篇数： 4篇以上 说明书字数： 3000字以上 图纸张数： 折合A0图纸2张，其中至少1张装配图 专业负责人意见 签名： 年 月 日

小型轿车后轮鼓式制动器设计

摘 要

随着汽车保有量的增加，带来的安全问题也越来越引起人们的注意，制动系统是汽车主动安全的重要系统之一。如何开发出高性能的制动器系统，为安全行驶提供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加剧，如何缩短开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高产品的市场竞争力，已经成为企业成功的关键。

本说明书主要介绍了小型轿车（0.9t）后轮鼓式制动器的设计计算，主要零部件的参数选择的设计过程。

关键词：汽车；鼓式制动器

目录

摘要 1 绪论 .........................................................................................................错误！未定义书签。 1.1 概述 .................................................................................................... 错误！未定义书签。 1.2 设计要求 ............................................................................................ 错误！未定义书签。 1.3 设计目标 ............................................................................................ 错误！未定义书签。 2 鼓式制动器结构参数选择 .....................................................................错误！未定义书签。 2.1 制动鼓直径D或半径R .................................................................... 错误！未定义书签。 2.2 制动蹄摩擦衬片的包角?和宽度b ................................................. 错误！未定义书签。 2.3 摩擦衬片起始角?0 ........................................................................... 错误！未定义书签。 2.4 张开力P的作用线至制动器中心的距离a ..................................... 错误！未定义书签。 2.5 制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c .............................................. 错误！未定义书签。 2.6 摩擦片系数f ..................................................................................... 错误！未定义书签。 2.7 制动轮缸直径dw和管路压力p ....................................................... 错误！未定义书签。 3制动蹄片上制动力矩的有关计算..........................................................错误！未定义书签。 4 鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算.....................................错误！未定义书签。 4.1 鼓式制动器主要零件结构设计 ........................................................ 错误！未定义书签。 4.1.1 制动鼓 ............................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.2 制动蹄 ............................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.3 制动底板 ......................................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.4 制动蹄的支撑 ................................................................................. 错误！未定义书签。 4.1.5 制动轮缸 ......................................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.6 自动间隙调整机构 ......................................................................... 错误！未定义书签。 4.1.7 制动蹄回位弹簧 ............................................................................. 错误！未定义书签。 4.2 校核 .................................................................................................... 错误！未定义书签。 4.2.1 摩擦力矩和摩擦材料的校核 ......................................................... 错误！未定义书签。 4.2.2 摩擦衬片的磨损特性计算 ............................................................. 错误！未定义书签。 4.2.3 制动蹄支撑销剪切应力的校核计算 ............................................. 错误！未定义书签。 结论 .............................................................................................................................................14 参考文献 .....................................................................................................................................15 附录 .............................................................................................................................................16 致谢 .............................................................................................................................................17

1 绪论 1 绪论

1.1 概述

车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车制动性能是由汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整体性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动过程是很复杂的，它与汽车总布置和制动系各参数选择有关。汽车制动系统主要由功能装置、传能装置、控制装置和制动器组成，制动器的实际性能是整个制动系中最复杂和最不稳定的因素，因此制动器的设计在整车设计中显得非常重要。

1.2 设计要求

已知小型轿车后轮制动鼓内径为180mm，制定出后轮鼓式制动器的结构方案，确定计算制动器的主要设计参数设计和结构设计计算。利用计算机辅助设计绘制装配图和零件图。 具体要求：

（1） 具有足够的制动效能。 （2） 工作可靠

（3） 在任何条件下制动时，汽车都不应该丧失操作性和方向稳定性。 （4） 防止水和污泥进入制动器工作表面。 （5） 制动能力的热稳定性良好。

（6） 操纵轻便，并具有良好的随动性。

（7） 制动时，制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石

棉纤维等物质，以减少公害。 （8） 作用滞后性应尽可能好。 （9） 摩擦衬片应有足够的寿命。

（10）摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作容

易，最好设置自动间隙调整机构。

（11）当制动驱动装置的任何元件发生故障时并使其基本功能遭到破坏时，汽车制

动系应有音响或光信号等报警提示。

1.3 设计目标

（1） 具有良好的制动效能

（2） 具有良好的制动效能稳定性 （3） 制动时汽车操纵稳定性好 （4） 制动效能的热稳定性好

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东北林业大学本科设计 2 鼓式制动器结构参数选择

2.1 制动鼓直径D或半径R

已知制动鼓最大内径直径D?180mm，车型为轿车。

2.2 制动蹄摩擦片衬片的包角?和宽度b

制动蹄片的包角?可在90?~120?范围内选取，试验表明，制动蹄摩擦衬片的包角

?在90?~100?时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。再减小?虽有利于散热，但由于压力过高将加速磨损。?一般也不宜大于120?，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。

此设计取??90?。

摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不宜保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5Mpa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦衬片的产品规格选择b值。另外根据国外统计资料可知，单个鼓式制动器衬片的摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，如表1所示。而单个衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角?，即

（2—1） A?Rb?

式中：?是以弧度（rad）为单位，当A，R, ?确定后，由上式也可初选衬片宽度的

b尺寸。

表1

汽车类别 轿车

汽车总质量m/t

0.9~1.5 1.5~2.5

单个制动器总的衬片摩擦面积?A/cm2

100~200 200~300

制动器各蹄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。

（2—1）此设计总质量m取0.9t，单个摩擦衬片摩擦面积取110，由可得

b?38.92mm

2.3 摩擦衬片起始角?0

摩擦起始角?0?90?（。所以，可得?0?45?。 -?/2）- 2 -

2 鼓式制动器结构参数选择 2.4 张开力P的作用线至制动器中心的距离a

在保证制动轮缸能布置在制动鼓内的条件下，应使a距离尽可能地大，以提高其制动效能。初定a?0.8R。即a?72mm。

2.5 制动蹄支撑销中心的坐标位置k与c

图1

制动蹄支撑销中心的坐标位置k应尽可能地小，以使c尽可能地大，初定

c?0.8R。即

c?72mm； h?144mm。

初选k?20mm，则由

c'?(k2?c2)

可得

c'?74.73mm

2.6 摩擦片系数f

选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯追求摩擦材料的高摩擦系数，应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，后者对蹄式制动器式非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值为0.3~0.5，少数可达0.7。设计计算时一般取

f?0.3~0.35。一般来说，摩擦系数越高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时

并非一定要追求高的摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250?C时，保持摩擦系数f?0.3~0.4已无大问题。因此，在假设的理想材料下计算制动器制动

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东北林业大学本科设计 力矩，取f?0.3可使计算结果接近实际。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。

此设计初选

f?0.3。

2.7 制动轮缸直径dw和管路压力p

制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支撑差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断面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。

此设计主动轮缸缸体选用灰铸铁HT250材料，活塞选用铝合金材料；有两个等直径活塞并用橡胶密封圈密封。

（1）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液压的液压p之间有如下关系式：

（2—2） dw?2(P/?p)

式中：p——考虑制动压力调节装置作用下的轮缸或管路液压，p?8~12Mpa。

制动管路液压在制动时一般不超过10~12Mpa，压力越高则轮缸直径越小，但对管路尤其是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性、强度以及接头的密封性的要求就更加严格。

轮缸直径应在GB7254?87标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为14.5,16,17.5,19,20.5,22,24,26,28,30,32,35,38,42,46,50,56mm。

一个轮缸的工作容积

（2—3） Vw?(?/4)?dw?

1n2此设计取p?8MPa，dw?14.5mm 可得

P?1320.37N 式中：dw——一个轮缸活塞的直径，mm；

n——轮缸的活塞数目；

?——一个轮缸活塞在完全制动时的行程： ???1??2??3??4

在初步设计时，对鼓式制动器可取??2~2.5mm；

?1——消除制动器与制动鼓间的间隙所需要的轮缸活塞行程；

?2——由于摩擦衬片变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片的厚度、材料的弹性模量及单位压力值来计算；

?3、?4——分别为鼓式制动器制动蹄的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由实验确定。 全部轮缸的总工作容积为

V??Vw （2—4）

1m式中：m——轮缸的数目。

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2 鼓式制动器结构参数选择 （2）活塞杆外径d

可根据活塞杆受力状况来确定， 受拉力作用时， d?0.3~0.5D。 受压力作用时：p?5MP时a， d?0.5~0.55D； 5Mpa?p?7Mpa时，d?0.6~0.7D；p?7Mpa时, d?0.7D。

已知p?8Mpa，所以可知

d?0.7D?0.7?14.5mm?10mm

（3）缸筒长度L

缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：

L?l?B?A?M?C

式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6~1)D；A为活塞杆导向长度，取?0.6~1.5?D；M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。

此设计轮缸缸筒长度选60mm。 （4）缸体壁厚x

因为本设计材料选用HT250，是脆性材料，所以按第二强度理论计算，

?1.3D??????0.4Py?0.4D2 p???? D1?D????1.3PyD?D22121?式中:

Py为试验压力,当缸的额定压力P?16Mpa时,Py?1.5P;当缸的额定压力

P?16MPa时,Py?1.25P；

D1?D?x。

经查表可知，????200MPa，所以可计算出

x?6mm

且符合强度要求。

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东北林业大学本科设计 3 制动蹄片上制动力矩的有关计算

理论分析可知，制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大的影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上比较困难，因为除了摩擦衬片有弹性容易变形外，制动鼓、制动蹄以及支撑也会有弹性变形，但与摩擦衬片的变形量相比，则相对很小，因此在通常的近似近似计算中只考虑摩擦衬片的径向变形的影响，其他零件的影响较小，可以忽略不计，即通常做如下一下假定：

（1） 制动鼓、蹄为绝对刚性；

（2） 在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上； （3） 压力与变形符合胡克定律。

制动蹄可设计成一个自由度和两个自由度的形式。其中绕支撑销转动的蹄片只有一个自由度。此设计采用一个自由度的形式。

如图2所示，制动蹄在张开力P作用下绕支撑销O'点转动张开，设其转角为??，则蹄片上某任意点的位移AB为

（3—1） AB?O'A???

由于制动鼓刚性对制动器运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为

ACAC?ABcos?

AC?O'A·??cos?

图2

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3 制动蹄片上制动力矩的有关计算 即

从图2中的几何关系可看到

（3—2） O'Acos??O'D?O'Osin?AC?O'Osin?·??

因为O'O???为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成

（3—3） q?q0sin?

亦即，制动蹄片上压力与正弦分布，其最大压力作用在与O'O连线成90?的径向线上。 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间

的关系。

为了计算有一个自由度的制动蹄片上的制动力均Tm，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与Y1轴的交角a处，如图3所示。若令摩擦衬片的宽度为b，则单元面积为bRd?.其中R为制动鼓半径，k?为单元面积的包角。制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：

（3—4） dN?qbRd??qmaxbRsin?d? 而摩擦力fdN产生的制动力矩为：

2 dTTf?dN?fR?qmaxbRfsin?d?

在?'至?''区段上积分上式，得：

TTf?qmaxbR2f(cos?'?cos?'') （3—5） 当法向力均匀分布时，则有：

dN?qpbRd???（3—6） ? 2TTf?qpbRf(?''?')??（3—5）（3—6）由式和式可求出不均匀系数：

??(?''??')/(cos?'?cos?'') （3—6）（3—5）式及式给出的是由压力计算制动力矩的方法，在实际计算中，也可采用由张开力P计算制动力矩的T方法，且更为方便。

图3

增势蹄产生的制动力矩可表达如下：

TTf1?fN1?1 （3—7）- 7 -

东北林业大学本科设计 式中：f——摩擦系数

N——单元法向力的合力，N;

?1——摩擦力fN1的作用半径（见图4），

（3—7）若已知制动蹄的几何参数及法向压力的大小，便可用式算出蹄的制动力矩。

如图4所示，为了求得力与张开力的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式：

Pco?s0?S1x?N1(co?s?1)?0?1?fsin（3—8） 1 ? P1??S1xc'?f?1N1?0?式中：S1x——支承反力在x1轴上的投影；

?1——x1轴与力N1的作用线之间的夹角。

（3—8）对式求解，得：

（3—9） N1?hP1/[c'(cos?1?fsin?1)?f?1]

式中： h?a?c?a?c'cos? （见图4）

图4

（3—9）（3—7）将式代入式，得增势蹄的制动力矩TTf1为：

（3—10） TTf1?P?1?fsin?1)?f?1]?P1fh?/[c'(cos1B1

由P?1320.37N可得

B1?88.73mm

对于减势蹄可类似地表示为：

（3—11） TTf2?P ?s?2)?f?2]?P2B2 1fh?2/[c'(co2?fsin由P?1320.37N可得

B2?43.54mm

为了确定?1,?2及?1，?2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN（见图3）看

（3—4）做是它投影在x1轴和y1轴上的分量dNx和dNy的合力，则根据式有：

Nx??dNsin??qmaxbR?sin2?d??qmaxbR(2??sin2?''?sin2?')/4 （3—12） Ny??dNcos??qmaxbR?sin?cos?d??qmaxbR(cos2?'?cos2?'')/4 （3—13）

?'?'?''?''?'?''?'?''式中：

???''??'。

因此：

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3 制动蹄片上制动力矩的有关计算 NY)?arctan[(cos2?'?cos2?'')/(2??sin2?''?sin2?')] NX由?0?arctan(k/c)?15.53? 可知

??arctan(‘??900?（?/2）??0?29.470

?''????'?119.470

所以

?1?12.040

由于设计时两个摩擦衬片对称布置，所以有?1??2。

（3—5）（3—7）根据式和式，并考虑到：

22N1?Nx?Ny

则有：

?1?[4R(cos?'?cos?'')]/(cos2?'?cos2?'')2?(2??sin2?''?sin2?')2

?1?98.82mm

同理可得

?2?98.82mm

如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和你这制动鼓旋转的制动蹄的?'和?''角不同，显然两种蹄的?和?1值也不同。对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即：

Tf?TTf1?TTf2?P1B1?P2B2

对液压驱动的制动器，由于P1?P2，故所需的张开力为：

P?Tf/(B1?B2) 由上式可知

Tf?174.65N?m

Tf1?117.16N?m Tf2?57.48N?m

N1?3951.95N N2?1939.00N

（3—10）计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能。由式得出自锁条件，当

该式的分母等于零时，蹄自锁，既蹄式制动器的自锁条件为：

c'(cos?1?fsin?1)?f?1?0

如果式：

c'cos?1 f??1?c'sin?1成立，则不会自锁。

由已知条件可知f?0.878，所以不会自锁。

（3—5）（3—10）由式和式可求出领蹄表面的最大压力为：

P1h?1 qmax1?2bR(cos?'?cos?'')[c'(cos?1?fsin?1)?f?1]qmax1?0.91Mpa 式中：P1,h,?1,R ,c', ?1——图4；

?', ?''——图3； b——摩擦衬片宽度/mm。 f——摩擦系数。

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东北林业大学本科设计 4 鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算

4.1 鼓式制动器主要零部件设计

4.1.1 制动鼓

制动鼓应该具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不超过其极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。

中型、重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸造的制动鼓；轻型货车和一些轿车采用由钢板冲压成形的腹板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓；带有灰铸铁内鼓筒的铸铝合金制动鼓在轿车上得到了广泛的应用。铸铁内鼓筒与铝合金制动鼓本体也是铸到一起的，这种內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。

在工作载荷作用下制动鼓会变形，导致蹄与鼓之间的单位压力不均匀，且会减少踏板行程。鼓筒变形后圆柱度过大时也易引起制动器的自锁或踏板振动。为防止这些现象的发生，应提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外援铸有整圈的加强肋条，也常加铸一些轴向肋条以提高其散热性能。也在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合构成制动鼓。轿车制动鼓厚度建议范围是7~12mm。

此设计制动鼓选用灰铸铁HT200材料，厚度选择8mm。

4.1.2 制动蹄

轿车和微型、轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T型钢辗压或钢板冲压—焊接制成；大吨位载货汽车的制动蹄则多采用铸铁、钢铸或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但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，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均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字型、山字形和Ⅱ字形几种。

制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为3~5mm；火车为5~8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5~5mm，货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。

此设计制动蹄选用灰铸铁HT200材料，制动蹄腹板和翼缘的厚度为3mm，摩擦衬片选用金属基材料，厚度为4.5mm。

4.1.3 制动底板

制动底板是除制动鼓外各零件的安装基体，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，因此它应有足够的制动反力矩。为此，由钢板冲压成形的制动底板均具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370—12的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。

此设计制动底板选用45钢材料。

4.1.4 制动蹄的支撑

二自由度制动蹄的支撑，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自动定位。

具有长支撑销的支撑能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开插入，以保持制动蹄的正确位置。

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4 鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算 4.1.5 制动轮缸

制动轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支撑差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断面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞，少数有四个等直径活塞。

此设计主动轮缸缸体选用灰铸铁HT250材料，活塞选用铝合金材料；有两个等直径活塞并用橡胶密封圈密封。

4.1.6 自动间隙调整机构

制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般来说，鼓式制动器之间的间隙为0.2~0.5mm。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热变形和机械变形，因此，制动器在冷却状态下应设的间隙要通过试验来确定。

另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬片的磨损而使间隙增大，因此制动器必须设置间隙调整机构。本设计采用自动间隙调整机构。

本设计的自动间隙调整机构是有级式的，利用带有棘齿螺母（下面统称为螺母）和普通螺纹的结构来改变间隙的大小。具体的工作原理就是：螺母和拨齿相对应的确定整个间隙调整机构的最小间隙和最大间隙。在间隙的大小超过所允许的最大间隙后，拨齿就会上下摆动，并带动螺母旋转（转动是单向的即只能向拨齿转动的方向转动），螺母的周向旋转位移转变为水平方向位移的增大，这样，间隙就能恢复至所允许的范围之间。

经设计计算，螺母内径是12mm且外部是有16个棘齿，带有螺纹的调整杆直径取标准的12mm，螺距1.5mm。所以可知，当棘齿转一个齿时，横向移动量为?1.5/16?0.09375mm?。

因为张开力到支撑销的距离h?144mm，拨齿距它本身在蹄片上的转动瞬时中心距离32.41mm，所以可知，如果横向移动1mm时，制动蹄所需横向移动的距离为?0.9375?144/32.41??4.5mm。另外也可得出轮缸中每个活塞的最小行程=蹄片厚度+蹄片作用需要的位移，即?4.5?0.5?4.5??6.75mm。设计时取8mm，而其实活塞在衬片未磨损的情况下最大行程是2.25mm。

由以上可得到结论，蹄片横向位移是间隙调整机构横向位移的4.5倍。

设计时，由于蹄片距制动鼓的间隙为0.4mm，令拨齿控制的最小位移为0.3mm，又拨齿和调整杆控制的最小横向位移是0.1mm，所以可知此自动间隙调整机构能控制的间隙范围是0.3~0.5mm。

4.1.7 制动蹄回位弹簧

制动蹄回位弹簧的拉力应等于制动轮缸张开力的1%~4%。对于简单平衡式制动器，只用一根回位弹簧；而对于对称式或简单平衡式的用两根回位弹簧。在设计制动器回位弹簧时，弹簧的圈数应尽量取得多数。但由于有的汽车制动器，应有回位弹簧不好布置，因此用两个螺旋弹簧，中间借弹簧钢丝串联起来。

由于此设计是对称平衡式制动器，所以用两根多圈数的回位弹簧。

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东北林业大学本科设计 4.2 校核

4.2.1 摩擦力矩和摩擦材料的校核

根据

表2 摩擦片材料 石棉基材料 单位压力p0/Mpa 摩擦因数f 0.15~1.25 0.20~0.25 模压 0.25~0.35 0.25~0.35 编织 0.25~0.35 铜基 0.35~0.5 粉末冶金材料 0.35~0.5 铁基 0.70~1.5 0.4 金属陶瓷材料 可知，摩擦材料应选用金属基材料，所以f?0.4，带入，重新计算，可知 P不变；

Tf?259.55N?m；

Tf1?188.90N?m Tf2?70.65N?m

N1?4778.78N N2?1787.28N

qma1x?1.1Mpa 符合条件。

4.2.2 摩擦衬片的磨损特性计算

鼓式制动器摩擦衬片磨损特性指标可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。

每个车轮制动器的比摩擦力为

Tf Ff0?

RA式中：Tf——单个制动器的制动力矩；

R——制动鼓半径；

A——单个制动器的衬片摩擦面积。

当制动减速度j?0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N/mm2为宜。 已知Tf?259.55N?m、R?90mm、A?110cm2 所以可得Ff0?0.26?0.48，符合条件。

4.2.3 制动蹄支撑销剪切应力计算

在算得制动蹄片上的法向力N1，N2，制动力矩TTf1，TTf2及张开力P1，P2后，求得支撑销的承受力S1，S2及支撑销的剪切应力?1，?2如下：

S1???????A ?

S2?2???????A?式中：A——支撑销的截面积，mm2。

也可以用下述方法求得。如图6所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力N1，N2与支撑销的反力S1，S2分

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4 鼓式制动器主要零部件结构设计及校核计算 别平行。

对两蹄分别绕中心O点取矩，得

P1a?N1fR?S1c'?? '?P2a?N2fR?S2c??Pa?N1fR?S1?1??c'?

Pa?N2fR?S2?2?c'?一般来说，S1的值总要大于S2，故仅计算领蹄的支撑销的剪切应力即可：

SPa?N1fR ?1=1=1???? ?4?1? 'AAc式中：P1，N1，f ，a，R，c'见图6； A——支撑销的截面积，mm2； f——摩擦系数；

???——许用剪切应力。

选支撑销的直径为8mm，则由式?4?1?可得

?1?71.48Mpa

经查表，可知45钢的许用剪切应力为80Mpa，所以满足条件。

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东北林业大学本科设计 结论

根据设计要求，本设计采用了领从蹄式的鼓式制动器，并且是小型轿车的后轮鼓式制动器。

设计中制动系的每一部分的设计均按照相关要求进行，达到了所需的制动力矩。虽然本设计在每一个单独的设计部分满足要求，但是汽车是一个相当复杂的整体，并且现在轿车绝大多数都是前盘后鼓的制动器，且后轮的制动效能要小于前轮盘式的制动器效能。在设计过程中对整个制动性能部分和其它部件的匹配或者影响考虑的不够，所以难免对于汽车的制动性能这一块有一定的影响。

鼓式制动器的衬片在以前都使用石棉的摩擦材料，但随着汽车的高速发展，对制动性能的要求越来越高，而石棉材料存在着致癌公害和热稳定性低的缺点，现在逐渐被半金属基和金属基的摩擦材料代替，本设计就采用了金属基的摩擦材料。

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参考文献 参考文献

[1] 王望予主编. 汽车设计 第4版. 北京：机械工业出版社，2004 [2] 陈家瑞主编. 汽车构造 北京：机械工业出版社，2000 [3] 刘惟信主编. 汽车设计 清华大学出版社

[4] 关强，李胜琴主编. 车辆工程专业综合实习指导书 东北林业大学出版社 [5] 汽车设计标准资料手册 吉林科学技术出版社

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东北林业大学本科设计 附录

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致谢 致谢

在此次设计之前，我有过一次设计经历，但是上次的设计数据、参数全面，我们只需要非常有条理的按照步骤和过程解决一个一个问题就可以了，但是这次完全是由各小组讨论，查找资料和结构设计，并且进行计算、分析和校核。通过这次设计，我们学到了很多在课堂上和理论上不会接触到的东西，我相信这对我们在以后的专业知识学习中有很大的帮助，也对我们明年做毕业设计奠定了基础。

感谢我们的指导老师朱宝全老师和我们的课程设计老师李宏刚老师。李宏刚老师在课堂上教授我们理论知识，朱宝全老师在课程设计中帮助我们解决一些实际的问题。其实在刚开始的设计计算过程中就出现了问题，因为没有经验，所以在设计过程中不知道该注意哪些地方，虽然按照参考书目上的步骤完成了计算，但是却一头雾水，不知道下一步该怎么办。这时老师的耐心指导让我们重新找到了方向。有了第一个的经验，在接下来的过程中，我们学会了在网上查找资料，去对比分析，找到有用的适合我们的知识。此外，还要感谢实验室的王老师，每一次我们对结构有迷惑的时候，我们就找王老师，这时王老师会带我们到有鼓式制动器实物的实验室，有时候还会给我们指导，让我们对原理和结构有了进一步的认识。最后，感谢朱保全老师，在设计的最后，自动间隙调整机构把我们难住了，即使对结构和原理也有了清楚的认识，但仍旧不清楚设计计算的内容。这时朱老师带我们到实验室，看着实物给我们讲解，我们才明白了。最终完成了所有的设计。

这次课程设计会是我们小组所有成员在大学非常有意义的经历之一，再次感谢所有老师的指导，也感谢学院给我们提供实物器件。

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毕业设计评审意见表A

毕业设计题目 学生姓名 指导教师评语: 专业班级 建议成绩： 指导教师（签字）： 年 月 日

毕业设计评审意见表B

毕业设计题目 学生姓名 评阅人评语: 专业班级 建议成绩： 评阅人（姓名、职称）: 年 月 日

毕业设计评审意见表B

毕业设计题目 学生姓名 评阅人评语: 专业班级 建议成绩： 评阅人（姓名、职称）: 年 月 日

答辩委员会意见:

答辩委员会(教师姓名、职称)：

毕业设计成绩：

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