毕业设计（论文）-轿车鼓式制动器设计与分析.docx

毕业设计（论文）设计（论文）题目：轿车鼓式制动器设计与分析学生姓名二级学院班级提交日期摘要1Abstract21绪论31.1制动系统发展历史3L2制动系统的现状4L3鼓式制动器优缺点4L3.1优点41.3.2缺点41.4主要内容和研究意义52鼓式制动器设计与计算62.1 鼓式制动器的选择62.1.1 鼓式制动器的分类62.1.2 液压制动操纵系统的结构62.2 同步附着系数82.3 制动强度和附着系数利用率92.4 4制动器最大的制动力矩92.5制动器的结构参数与摩擦系数102.5.1制动鼓直径。112.5.2制动蹄摩擦片宽度以制动蹄摩擦片的包角夕和单个制动器摩擦面积&H2.5.3摩擦衬片起始角4122.5.4张开力P的作用线至制动器中心的距离e142.5.5制动蹄支承销中心的坐标位置与C142.5.6摩擦片摩擦系数142. 6制动蹄片上的最大压力143鼓式制动器的主要结构元件193. 1制动鼓193.2制动蹄193.3制动底板203.4制动蹄支承203.5制动轮缸203.6摩擦材料213.7制动摩擦衬片213.8制动器间隙224鼓式制动器的校核244.1摩擦衬片的磨损特性计算244.2制动器的热容量和温升的核算254.3制动器结构的校核264. 3.1轮缸直径与工作容积265. 3.2制动轮缸活塞宽度与缸筒的壁厚275鼓式制动器的有限元分析285.1 有限元分析法简介286. 2有限元分析在国内汽车制动器方面的应用285.3鼓式制动器的三维模型285.4运用有限元软件分析鼓式制动器296结论32参考文献33致谢34摘要轿车鼓式制动器设计与分析摘要制动系统在汽车各个系统中扮演者重要的角色，如果该系统出现问题就会产生严重的后果。制动器是制动系统的主要部件，如今汽车上主要使用的制动器是鼓式制动器和盘式制动器。本论文研究的就是鼓式制动器。本论文主要介绍了鼓式制动器的设计与分析。首先介绍了汽车制动系统的历史与现状，接着介绍了鼓式制动器的优缺点，再对鼓式制动器的结构类型进行选择。除此之外，根据整车参数对鼓式制动器的同步附着系数、最大制动力矩等进行设计计算，并对鼓式制动器进行校核。接着，完成对鼓式制动器进行三维建模分析完成零件图和装配图。最后，用有限元软件分析鼓式制动器。关键词：鼓式制动器；有限元分析；制动器设计；制动力矩；三维建模AbstractDesignandanalysisofcardrumbrakeAbstractThebrakingsystemplaysanimportantroleinthevarioussystemsofthevehicle,andifthesystemhasaproblem,itwillhaveseriousconsequences.Brakeisthemainpartofthebrakingsystem.Nowadaysthemainbrakeusedinautomobileisdrumbrakeanddiscbrake.Thispaperresearchesthedrumbrake.Thispapermainlyintroducesthedesignandanalysisofdrumbrake.Firstly,thehistoryandcurrentsituationofbrakingsystemisintroduced.Then,theadvantagesanddisadvantagesofdrumbrakeareintroduced,ThenWechoosethestructuretypeofdrumbrake.Besides,Accordingtotheparametersofthevehicle,thedesignandcalculationofthedrumbrakesynchronousadhesioncoefficient,themaximumbrakingtorqueandsoon,andchecktheDrumbrake.Then,completethethree-dimensionalmodelingandanalysisofdrumbrake.Finally,thedrumbrakeisanalyzedbyfiniteelementsoftware.Keywords：drumbrake;Finiteelementanalysis;brakedesign;brakingtorque;3Dmodeling1绪论1.1 制动系统发展历史汽车刚出现的时候，它的质量都比较小，速度也都比较低，驾驶它的人员只要控制一组简单的机械装置就能够使车辆安全的制动。但随着生产技术的飞速发展，汽车变得越来越重，速度也变的越来越快，简单的机械制动已经不能满足汽车制动的要求。因此，助力装置就显得格外的重要。这时，真空助力装置开始出现了。1932年生产的凯迪拉克V16,其质量为2860kg,它的四个轮子采用的鼓式制动器的直径为419.1mm,并配备有真空助力装置。1,1在机械制动之后又有了一个重大的突破那就是液压制动。汽车液压制动器率先被DUeSenbergEight所使用。在1924年克莱斯勒的四轮液压制动器诞生。通用在1934年采用了液压制动，在五年后福特也同样采用这项新技术。虽然有了液压制动这项技术，但是过了10来年才实现了液压助力制动器。到了20世纪80年代后期，防抱死系统和最初的机械制动相比，在汽车领域已经成了最瞩目的成果。防抱死制动系统是结合了机械、电子两个领域高端技术的产品。它的安装极大的保证了驾乘人员的安全，提高了汽车的操控性能，使得汽车在制动时车轮与地面的附着力在最大值。防抱死装置由三个部分组成。传感器接收汽车行驶时的各种运动参数，再传送给控制器，接着由控制器进行计算并且将计算得到的结果与规定好的数据进行比较，最后，指令通过压力调节器发出。1936年，博世公司发明了一个新装置并且申请了专利，该专利是一个电液控制的ABS装置。博世公司的这一举动使得更多的汽车装配了防抱死系统。克莱斯勒车在1971年也采用了ABS装置，它不同于博世公司的专利，该ABS装置是由四轮电子控制的。这些早期的装置不能满足各种要求一方面成本高，另一方面性能也很有限。1979年，默本茨推出了一种ABS装置，这种装置是新型的，数字化控制的制动装置。该装置拥有了独立的液压助力器，因此性能和早期的那些ABS制动装置比起来有了大幅度的提高。又过了6年，美国开发出了一种“一体化”的ABS防抱死装置。公司和研究人员投入了大量的精力财力研究开发，使得ABS成为了一项有广泛应用前景的成熟产品。电子信息处理技术的高速发展也使得ABS的性能更加可靠，大幅度的提升了汽车的安全性，驾乘人员的安全也得到了极大的保护。到了1992年，全球生产的汽车中有20%装上了，并且ABS装置的全球年产量超过1000万台。为了保证驾乘人员的安全，在一些国家和地区将ABS列为汽车的标准设备。1.2 制动系统的现状传统的“油液制动系统”仍然占有优势地位，即便安装了防抱死装置后，因为要考虑基本的制动功能量，所以还是无法和“油液制动系统”相比。然而对于制动功能量而言，最方便、最经济的方法还是液压操控。传统的制动系统的特点是均匀分配油液压力，当制动踏板被驾驶人员踩下时，油液就被主缸输送到各个管路中并且输送的油液是等量的，为了达到前后油液压力的平衡就用比例阀来调节控制。而ABS防抱死装置在这方面就和传统的制动系统完全不同，它特点是根据每个制动器的需求来调节油液压力使之平衡的。目前，ABS装置已经发展成为热门的产品，被广泛认可并运用在各种汽车上。鼓式制动结构是早期设计的制动系统，一直以来，专家和研究人员们都在研究探索，改进技术。为的是更好的发挥鼓式制动器的优势，克服它的缺点，其中一些研究更是受到了高度的重视。这些研究工作的重点是探讨是何因素对制动效能和稳定性等性能起决定性的作用。研究取得了很多重要的成果，很多改进措施被专家们采用来提升制动器的各项性能。尽管近几年的研究探索让鼓式制动器在设计改进方面取得了一定的成果，但传统的鼓式制动器在设计中仍然起着重要的作用。没有传统的鼓式制动器作为依据，很难在接下来的设计进一步研究开发。1.3 鼓式制动器优缺点1.3.1 优点鼓式制动器不仅造价便宜，而且是早期设计的制动系统，在设计方面能满足传统的制动器的设计要求。后轮对于汽车的制动而言，只起辅助制动的作用，这是因为在制动时汽车因为惯性的作用，大部分的负荷都由汽车的前轮承受了，后轮只受到了汽车全部负荷的20%-30%o汽车生产厂家们就抓住了汽车的这个特点，为了节省成本，采用前后轮使用不同的制动器，前轮用盘式，后轮使用鼓式的。不过对于车速不是很高的重型车来说，如今还是使用四轮鼓式制动的设计，因为从耐用的程度考虑，鼓式制动器的制动蹄的比盘式制动器更耐用。1.3.2 缺点鼓式制动器缺点是在制动过程中会产生大量的热，散热性不好不能及时消散，进而被制动器吸收，温度快速上升，形成一个高温环境。在这样的环境下，制动鼓和制动蹄会发生复杂的形变，导致制动衰退和振抖，最终，降低其制动效率。另一方面，鼓式制动器的制动稳定性不好，不方便控制，在不同的路面下制动产生的制动力波动范围大。还有就是制动器间隙容易囤积刹车粉，需要定期清理。制动器的间隙也要经常注意，多检查是否准确，最好能够定期对其进行调整。1.4 主要内容和研究意义本文主要的探求内容是依照设计车型的特点，对鼓式制动器的结构形式进行选择，接着根据整车参数计算出一系列数据，如制动器的最大制动力矩；制动器的摩擦面积；单个蹄表面最大压力等。然后对磨损性能、温升等进行校核，保证符合设计要求。再在CATlA中画出鼓式制动器的零件图并且进行装配，然后导入ANSYS中进行分析得出结论。本次设计的目标是经过阅读大量文献，掌握鼓式制动器设计的基本步骤和要求，掌握鼓式制动鼓器的相关设计方法，以及传统的机械制图的步骤和规则。并且按照已有的参数进行设计计算，进一步扎实基础，稳固汽车设计的基本知识。学会运用CATIA>AUTOCAD等软件进行基本的三维或者二维建模和制图，同时也学会了如何运用ANSYS分析软件，提高了分析问题和解决问题的能力。2鼓式制动器设计与计算2.1 鼓式制动器的选择2.1.1 鼓式制动器的分类鼓式制动器可分为两种一种是液压鼓式，另一种是气压鼓式。而稠的液压鼓式制动器主要有以下三种腕：1）领从蹄鼓式制动器。2）双领蹄鼓式制动器。3）自增力式鼓式制动器，该形式的鼓式制动器和双领蹄鼓式制动器一样，分为两种：1）单向；2）双向。领从蹄鼓式制动器的制动效能和稳定性都一般，不好也不差，适合本次设计的经济型小轿车，而且领从蹄鼓式制动器不管是顺车时还是倒车时，制动性能一样，不会改变。最重要的是该鼓式制动器的结构简单，造价便宜，容易完成行车制动和驻车制动的一体化。单向双领蹄鼓式制动器由于其顺车制动效能很高，倒车制动效能很低，导致了它一般只用于轻型车的前轮上。而双向双领蹄鼓式制动器的制动性能和领从蹄鼓式制动器基本一样，差别就在于使用的车型不同，载重在两吨以上的轻型车一般都用这种形式的鼓式制动器。另外，当双向双领蹄鼓式制动器作为后轮制动器时就必须增加一个中央制动器。自增力式制动器很少用在行车制动中，虽然它是这几种制动器中制动效能最高的一种，但受限于稳定性差。轿车和轻型车的后轮可以使用这种形式的制动器，但是要选择合适的几何参数，以免制动器发生自锁现象。与此同时，选择的摩擦衬片的摩擦性能也要比较稳定。最后是双从蹄式制动器，这种制动器很少使用，因为它的制动效能过低。因此，综合以上三种制动器的比较以及考虑到各方面的原因，并且，该设计的鼓式制动器主要适用于普通家庭车型，对性能没有高要求，所以该设计就使用领从蹄式鼓式制动器。在所有类型的鼓式制动器中，领从蹄式鼓式制动器的各方面性能都处于中流水平，符合本文的设计思想理念。2.1.2 液压制动操纵系统的结构液压制动的意思是指车辆的车轮制动器的轮缸主要是由液压驱动的。真空助力和真空增压是最常使用的操纵系统。其中，真空助力使用最广泛，在如今的轿车和轻型货车上得到了广泛的应用；真空增压也应用于部分中、重型车上，在日本较为广泛目前各国都采用分立的管路系统，这种系统的管路分为两个或多个相互独立的回路，其中，双回路是最常见也是应用最多的，对于双轴汽车来说，双回路的布置形式有以下五类分配方式。1）前轴对后轴型。2）交叉型。3） 一轴半对半轴型。4）半轴一轮对半轴一轮型。5）双半轴对双半轴型。最简约的布置形式是前轴对后轴型，因为成本相对便宜。目前来讲，货车最常用的就是这类管路。但当选用时应该要考虑到的情况是当一个回路失效的时候，另一个回路应该要能满足应急制动效能。交叉型管路布置结构也很简单。但当任何一个回路失效的时候，前后制动力分配不能改变，而且剩余的总制动力要能够保持正常值的50%。但是，假若出现某一回路不起作用，就会造成后轴单轮制动无法进行转弯制动的结果，假若，在只有外后轮制动的情况下，将会造成转向角度过小的结果，假若在只有内后轮制动的情况下，将会造成转向角度过大的结果。综上所述，交叉型管路布置形式只能在某种特定的情况下运用，也就是这辆汽车的前轮主销移动的距离为负值时，这样能够确保在制动中一直保持在稳定的状态。因此该布置形式常用于中、小型轿车。第三种是一轴对半轴型，在紧急制动时后轮很容易抱死，因为只有一轴半回路，因此剩余制动力较大。只有半轴回路制动时，它的制动效果比较差。第四种是半轴一轮对半轴一轮型，当任何一个回路失效的时候，前轮制动力和后轮制动力之比不变，并且剩余的总制动力还可达到正常值的50%以上。但它处于不稳定的工况下，因此采用很少。第五种是双半轴对双半轴型，若失效一套管路时，四个车轮仍能全部实施制动，其制动效果最好。只要适当增加踏板力，仍与管路完好时制动距离没有明显差别。但是其结构较复杂，成本较高，因此只在极少数高级轿车上采用，如红旗CA770轿车和吉尔114轿车等。因此，我们选择交叉型管路布置结构。该款轿车的主要整车参数如下:轴距（mm）2140汽车质量（kg）770（空载）1387（满载）前轴负荷（N）422（空载）544（满载）后轴负荷（N）348（空载）843（满载）质心高度(mm)576(空载)586（满载）质心距前轴距离(mm)967(空载)1300（满载）质心距后轴距离(mm)1173(空载)840（满载）轮胎规格155/65R13车轮有效半径(mm)2802.2同步附着系数图2汽车I曲线与6线若要发生前后车轮一起抱死的状况，只有行驶在路面上，该路面的附着系数e等于同步附着系数外，并且汽车的前后制动器的制动力比值为固定值。值不同，汽车制动时发生的状况也会不同：(1)当°<%时：这种情况在图2.1中对应为B点前面的图像，A线处在/曲线下方,此时汽车制动时前轮先抱死，转向失灵。(2)当°>0o时这种情况在图2.1中对应为B点后面的图像，夕线处在/曲线上方,此时汽车在制动时总是后轮先抱死，虽然这时汽车还能够转向，但是很容易发生侧滑事件。(3)当°=%时：这时汽车在制动时前后轮会同时抱死，虽然不会发生侧滑，但是会转向失灵。汽车的最高减速度，不应该单单想到在最短时间内使车辆停下来的最高减速度，他还要确保汽车能够在该速度下保证车辆的正常行驶。具体来讲意思就是汽车的任一前轮或者后轮在即将抱死时候，并没有任意轮子出现抱死情况的临界状态。如果制动时.，那么在同步附着系数外相等于路面附着系数9上进行，并且于制动过程中，车辆的前后轮都能确定全部抱死，则此时的自动减速度为4/4=能=%,q=ii,而4是制动的强度。如果车辆在在其他9值的路面上行驶，如果发生上述情况，那么这个时候的9必然大于“值，引入£能够表示路面附着系数的使用情况，公式为：£=丝=V(2-1)G式中：FB汽车总的地面制动；;G汽车所受重力；q一汽车制动强度。当°=%时，q=(Po,£=1,利用率最高。社会进到21世纪后，因为各种技术的日益发展进步使得道路的条件也越来越好，最后导致汽车的速度越来越快和上世纪比起来不可同日而语，所以由仰值设置的过低引起的汽车前后轮同时抱死而造成的交通事故越来越多，驾乘人员的伤亡也越来越严重。因此一定程度的提高了一般轿车和货车的外值的设定，在满载情况下合适的外值的选取范围为轿车取外0.6;货车取°oO.5<>以其他类似的车型作为参考，在该设计中设置%=0.7。2.3制动强度和附着系数利用率已经选择牝=0.7,同时己经知道汽车轴距为L=2140mm,在满载的情况下，车辆的质心至前轴中心的距离为Z1=1300mm,在满载时汽车质心距后轴心的距离为L2=840mm,在满载的情况下，汽车质心高度为力=586mm,有以下公式作为参考：L1+nht,、=2Og(2-2)L得到结果：制动力分配系数4=0.584通过以下两个公式：FBl=Flt=Gq=y(L2+仰/M(2-3)Fr2=FBQr)=GqQ-伊=”岫)q(2-4)公式中的字母意思为：4一制动强度；厂加一前轴车轮的地面制动力；Fb1后轴车轮的地面制动力。当。=仰时，FBI=Fif)2,所以EJ=G»q=£=10所以4=0.7,4>0.3+0.74(%0.38)=0.596,符合要求。当夕<%的时候，FBl=F,求得以下结果:GL21387X9.8X0.84X911417.784L?+电一(P)h0.84+(0.7-)×0.586-1.2502-0.586夕L20.840.84LZ(PO-(P)h&0.84+(0.7-¢9)×0.5861.2502-0.586夕L10.84¢90.84¢)L2+(0-)hg0.84+(0.7-)×0.586-1.2502-0.586«9这里，我们依次设置9=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7得到以下数据，Fb=958.2、2015.5>3188.1>4496.1>5964.2>7623.7、9514.8£=0.705、0.741、0.782、0.826>0.878>0.93514=0.071、0.148、0.235、0.331>0.439、0.561、0.7此结果正确。当°>外的时候，Fb2=F2,求得以下结果：_LlL31.3L+M-)hg1.3+(0.7-e)x0.5861.7102-0.5860一L_3CfL1+(0-)hfi1.7102-0.586F_GL_1387x9.8x1.3x8_17670.38?B一+(例一8)81.3+(0.7-e).586-1.7102-0.5860取°=0.8可以得到以下数据：0=11387.4、4=0.8378、£=1.04722.4 制动器最大的制动力矩当车辆处于满载的状态时，如果获得的制动力是最大的，这个制动力一定是和地面上对车轮的法向力Z,Z2成正比。与此同时，在制动器的制动作用处于稳定状态下，我们要确保前后轮制动力矩的合理分配。汽车前轮和后车轮的Ff指力同时被充分利用或司时抱死时的制动力之比为：CL二二+0(2.5)F/?ZzZZI-(POhg公式中字母意思为：L1,L一汽车质心离前、后轴的巨离；外一同步附着系数；4汽车质心高度。制动器的制动力矩跟车轮的制动力矩有以下关系Tf'=FKITf2=Ff2reJ(2-6)公式中字母意思为：&前轴制动器的制动力，Ff=Z;Fe后轴制动器的制动力，En=Z的Z一作用于前轴车轮上的地Jn法向反力；Z2一作用于后轴车轮上的ffi法向反力；一车轮的有效半径。对于外值较大的汽车，我们应该要先保证汽车制动稳定性，然后才是确定轮胎每周的最大制动力矩。当时，q>,因此确定前后轴的最细IJ动力矩为Tf2ma*=(k-qhg)r,(2-7)Olmax-Tn 2max(2-8)公式中字母意思为：9该车所能遇到的最大Ff指系数；1一制动强度；一车轮有效半径。将数据放入公式中计算可以得出：Tf2max=-(Li-qhg)re=3?鲁8(1.3-0.838×0.586)×0.28=1439N勿O584TrIma、=-Tf2max=X1439=2020Nm“max_02max4l6每个车轮的制动器最大制动力矩为77InIaX、42max的一半，即IOlON.和719.5N.小。2.5 制动器的结构参数与摩擦系数2.5.1 制动鼓直径。在该设计中，虽然我们要尽量选取制动鼓直径相对来说比较大的，但并不是直径越大的越好。主要原因是，如果制动鼓直径很大的话，则它和空气的接触表面积就更大，这样就能更快的散热，同时也会使其制动力矩变得更大。相反的如果制动鼓直径选择的太小，那么汽车的非悬挂部分的重量就会变大，同样的，车辆的颠簸感也也增加了很多。在此设计中须要考虑的还有轮棚的选择，轮辆的直径不能过大否则在选择过程中会有很大问题，所以为了能和轮辆互相合作工作，直径D一定不能太大。制动鼓与轮车罔之间的空隙是正面对制动鼓直径影响的。由于在整车参数中轮胎的规格155/65R13,因此我们采用13山的轮辆。一般对于轿车而言，。/。=0.640.74,所以取£>/£>,.=0.7。Dt=13Zn=33().2mmD=Dr×0.7=330.2×0.7=231.14mm2.5.2 制动蹄摩擦片宽度/八制动蹄摩擦片的包角夕和单个制动器摩擦面积冬据工作制动鼓直径和N动蹄片一系列宽度尺寸的要求，选择了制动蹄的摩擦片宽为b=40mm;摩擦片的厚为=IOmm。当摩擦衬片的角度为£=90。120。，此时为最低磨损程度。此外，制动鼓拥有最好的制动能力和最低温度。如果我们再次减小£值，虽然这样更加利于散热，但是对于磨损程度的损耗会更加严重。同时包角夕的获取值不可以大于120。，因为增大了包角虽然能增加散热，但是这也会让驾驶员在车辆制动时，用户能感受到特别强烈的冲击感，并且更加容易发生自己锁定不可用的问题。通过以上论述，我们选取领蹄4=100。，从蹄色=IO0。一个制动器的摩擦面积4工：A=(71+2)36O(2-9)公式中的字母表示为：&一单个制动器摩擦面积，mm2D制动鼓内径，mm；制动蹄摩擦片宽度，mm；c片一分别为两蹄的摩擦衬片包角。将数据放入公式中，计算可以得出A+72)360=3.14×231.14×40×200/360=161.3cm2由表2.1中的数值，我们可知符合我们的本次毕设要求。表2.1制动帮衬片摩摞面积V汽车类别一汽车总质量ma!好单个制动器摩擦面积NHcm0.91.5100200口轿车一L52.5200300pL01.5o120200L52.5d150250（多为150200）,253.5-250400客车与货车3.57.0d300650-7.012.0550100012.017.0-6001500（多为6001200）/2.5.3 摩擦衬片起始角色下图2.2表示摩擦衬片起始角片。摩擦衬片位于蹄外援的中央，并且片=90°-，。可得，领蹄包角从蹄包角均为夕°=40°图2.2鼓式制动箜的主要几何参数2.5.4 张开力P的作用线至制动器中心的距离e因为较大的距离e有利于提高制动效能，所以在设计中应尽可能的增大距离e,前提是要保证制动轮缸能够装配在制动鼓内（见图2.2）o该设计中，我们初步设置e=0.8R左右,而后再依据实际测试的情况取e=92mm°2.5.5 制动蹄支承销中心的坐标位置”与C如图2.2所示，C应该取的尽可能的小，在本次设计中采取c=19.5mm,这样使。值尽可能取大，在设计的初期可以暂时取=0.8R,根据实际情况取o=93mm.【2. 5.6摩擦片摩擦系数在我们开始对摩擦片进行选择时，须多方面考虑各种因素。在选择摩擦片时.，我们不仅仅要选择摩擦系数高的，还要选择热稳定性高的，这样就能够承受高温和高压的双重影响。但是在本次设计中也不是摩擦系数越高越好，我们更看重的是摩擦系数的稳定性，和制动器对摩擦系数偏离正常值时应该拥有的正常稳定性。就目前摩擦材料而言，在温度小于250摄氏度的工作环境中工作的话，其稳定性还是较好的，可以控制摩擦系数，确切值为f=0.300.40。综上，为了在该次设计中计算出的理想的制动力矩，并且要使之更加符合现实情况，在选取材料是要尽可能的选择环境友好型的材料，另外，我们取f=0.30.2.6制动蹄片上的最大压力首先在计算鼓式制动器的制动力矩之前，要先查找，了解其与蹄压紧到制动鼓上的力的关系。在摩擦衬片表面取一横向微元面积，目的是计算有一个自由度的蹄片上的力矩，如图2.3所示。网它位于角内，面积为力Rd。，其中b为图2.3制动力矩计算置图摩擦衬片宽度。作用在微元面积上的法句力dFi=PbRda=pmaRsinada(2-10)摩擦力川片产生的制动力矩，是(/为摩擦因数，计算时取).3)dM©=dFfR=pnR2jsmada从'到区段积分上式得到x1=PmaXbR2/(COSa'-COSCJf")(2-11)法向压力均匀分布时，得到以下公式d片=PrbRda(2-12)A叔M=RbR2/(£一，)从式(2-11)和式(212)能计算出不均匀系数为aQaW-a!)=(COSa'-cosa")制动力矩与压力之间的关系能够从式(2-11)和式(212)计算出。紧蹄产生的制动力矩M加Mml=犷IRl(2-13)式中，片为紧蹄的法向合力；Rl为摩擦力户的作用半径(图2.4)。图2.4张开力计算萱图如果在事先知道蹄的几何参数与法向压力值的大小，便能用式（2-11）计算出蹄的制动力矩。为计算力片，列出以下力平衡方程式(2-14)FolCGSaO+F；-K(cosSl+fcos4)=0FOiaF；C+因K=OJ公式中字母意思为，4为再轴和力耳的夹角；H为支撑反力在X轴上的投影。解得：F1=也<C（COSbafsina）-JRJ对于紧蹄，其制动力矩为M1=-<C（COSG+/sin4）-阳同理，对于松蹄，制动力矩为2=HS10=为2。21c（cos2+sn2）-fli2沿着相应的轴线作用有d工和（1以，其合力为db（图3.3）。根据式（2-10）有(2-18)(2-19)ad="mMW-si2"+sin2)dFcosa = PmaPRL.PmaXhR(COS2'-cos22")smaCOSada=所以e/Fr(CoS2'-cos2")=arctan()=arctanJFx(24-Sin2"+sin2')式中，="-a'o由图2.3和图2.4可知c24tan(y-ar)=-=-=0.25a93因为已知A)=40。所以优=28。又得a*=7+ar=lo+28o=128o因止匕=arctan(-)=arctan-化温。-c°s2)_=s.5oFx(2-sin2an+sin2af)根据式(2-11)和式(2-13),并考虑到6=正+C4R(cosa,-cosa”)R1=/1'=129mmJ(CoS2a'-cos2">+(2-sin2a"+sin2az)2制动鼓上的制动力矩等于两块制动蹄片的摩擦力矩之和，即用液力驱动时，=用2。所需的张开力为M11p二°(D1+D2)我们在计算鼓式制动器的力时,同时一定要确保制动蹄不会自动锁定不可用。上述公式(216)可以得到自动锁定的条件。【当式公(2.16)中的分母为零时，那么蹄将会自动锁定；反之，则不会自锁，即c'(cos+sin<51)-=0如果<css5就不会自锁。Rl-cSind1由计算得/=0.3<-=0.83Ri-cSInR因此，不会自锁。领蹄表面的最大压力可由式(2-11)和式(216)计算出为D=迹ImaX7R2(cosa'-COSa")c'(cosb+/sing)-阳由式(2-16)得D1=0.12m同理得D2=OJzn因此Mn益=Kr=25=32705NDl+D2最后得出Plmax 一FO幽bR2(cos a' - cos a")c'(cos a + f sin 可)一 "J5.62 ×105 Pa3鼓式制动器的主要结构元件3.1制动鼓制动鼓需要刚性良好，因为它在工作时受力情况较为复杂。另外，制动过程中，温度的上升必须保证在可控范围内，所以对制动鼓热容量的大小有严格的要求。对于不同型号的车辆，它们的制动鼓的类型也是不一样的，比如灰铸铁HT200或合金铸铁如图3.1(a)经常作为体积中等载重量大的货车和中型大巴的制动鼓的材料。而小型货车和部分轿车一般使用组合型的制动鼓，如图3.1(b)所示，将辐板和铸铁鼓筒两部分铸造在一起形成一体。铝合金制动鼓就普遍的的运用在轿车中，这种制动鼓很难被磨损，同时对温度的控制也要满足规定的要求，这种制动鼓才是我们理想中的，它对材质和构造的要求极高，其中内鼓筒的材质是铸铁。(a)铸造制动鼓；(b),(c)组合式制动鼓1一冲压成形辐板；2一铸铁鼓筒；3灰铸铁内鼓；4一铸铝台金制动鼓图3.1制动鼓利用直径为4的圆柱表面的配合，可以用来满足在装配过程中使制动鼓的中心与轮毂在一条线上的要求。另外，还要对制动鼓内表面进行精加工，通过精加工来光滑内表面。还要对车轮进行动平衡测试，通过这个测试来达到防止汽车在高速行驶时不稳定的目的。轿车的不平衡度范围只能允许在1520Ncm之间。制动鼓壁厚在刚度和强度两方面有极高的要求。由于小型汽车的设计传统都是取7mm到12mm之间的。所以在多次思考后，本课题确定选用壁厚为IOmm,材料选择灰铸铁。通常情况下，我们都会在制动器的关闭口开一个小洞，这样做就是为了能够更加简单直接的检查制动器之间的空隙。3.2 制动蹄不同型号的车辆在制动蹄方面提出的要求都不一样。中小型车辆的制动蹄一般都是用钢板冲压然后再焊接制成的。在大型重型车辆中，制动蹄断面的形状有三种，本次设计的是小轿车，所以不予考虑。但不管用何种形状，都必须要有足够的刚度，防止制动时制动蹄刚度不够而损坏。厂家经常会在小型车的钢板制的制动蹄腹板上开一到两条径向槽，这么做的话，在制动时，不仅能使摩擦衬片和制动鼓之间的压力变得更加的均匀，而且能让摩擦片的使用率更久。这两类车辆中的摩擦衬片所要求的厚度也是不一样的。小型车中，该厚度通常设值为4.55mm,中大型车中，该厚度通常设置在8mm以上。网粘接和钾接这两种是常见的摩擦衬片与制动蹄的连接的方式，两者各有优点。若需要有大的磨损厚度就选粘接，若需要降低运动产生的噪音就选钾接，可以在不同情况下选择不同的连接方式。1对于小型车和中大型货车来讲，制动蹄腹板和翼缘对于厚度的要求也是不一样的，小型车一般为3-5mm,中大型货车一般是5-8mm0综上所述，在该设计中，我们对于制动蹄的要求是，使用热轧钢板冲压一焊接，制动蹄腹板厚度为4mm,翼缘厚度为5mmo3.3 制动底板该设计中，我们要在制动底板上安装制动蹄以及其他零件，而且要保证安装的位置必须准确。另外还需要有足够的刚度来承受制动反力矩。这就要求钢板冲压成型且在钢板上会出现凹凸不平的形状。在重型车辆中由于制动力矩比较大，所以为了获得更好的制动效果，一般不选用钢板而选择使用可锻铸铁KTH37012。1为了让踏板行程大小和摩擦衬片磨损程度处在一个适当的范围内，就必须保证制动底板具有足够的刚度。该论文设计是基于经济型的小型轿车，所以在制造材质上，我们选择的制动底板是采用热轧钢板冲压成形，然后厚度取5mm。3.4 制动蹄支承如果一个制动蹄支承拥有两个自由度，那么他的核心优点是结构简单可靠、制动蹄的自动定位。支承经常运用这种，主要理由是根据制动蹄与制动鼓的工作表面内容，通过判断偏心支承或偏心轮，能否按照轴心自动调整他们的定位。其中偏心轮的另一个作用是，对腹板上的支承孔进行保护作用，使他不因为非它零件的损坏而损坏。其中的支承销的材质是经过高频淬火处理过的45号钢，其中的支撑底坐是可锻铸铁(KTH37012)或球墨铸铁件(QT40018)。要使制动蹄在制动底板上拥有相较准确无误不偏移的位置，以下几点是鼓式制动器常用的三种方法:1）使用具有长支承销的支承2）在制动底板上加压紧装置3）让制动蹄腹板张开端插入轮缸活塞顶块上的槽或张开机构调整推杆端部的槽。161综上该设计中，我们选择的是使用支承销，在这种情况下，制动蹄与制动鼓的工作表面为相同的轴心。3.5 制动轮缸制动轮缸是由灰铸铁材料制成，缸筒结构使用的是通孔，需经过锤孔和打磨，使缸筒的内壁较为光滑，提升其密封性，这类结构在制动器的布置和使用都较为方便，一个鼓式制动器中一般配有两个活塞。活塞由一个铝合金的主体和橡胶密封垫圈，此密封圈的功能是防止液压油的泄露。本课题中所设计的制动器，为领从蹄式制动器，所以采用HT250的铸铁，左右各两个活塞。1,811.2 6摩擦材料制动摩擦材料的工作环境：温度高、压力大、磨损剧烈。因为它是与制动鼓直接接触摩擦的。考虑到这些原因摩擦系数一定要又高又稳定，但是摩擦系数越是高，材料就也不耐磨。为了增加材料的使用寿命，对材料提出以下要求：1）耐磨性要好；2）吸水率要低；3）要耐挤压；4）要耐冲击。同时，由于国家的环保方面的更新要求，所使用的材质在制动过程中，对噪音和气味有一定的要求，主要是不能对环境产生污染。现在来说，应用最多的是模压材料，但是一定要按规格进行模压。因此，摩擦材料选择树脂基复合摩擦材料。该设计在计算过程中，摩擦系数通常取值为0.30.35。3.7 制动摩擦衬片该设计选择汽车用制动器衬片中的第二类，性能如下表3.1：表3.1汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项目试验温度100150C200250300C3501类摩擦系数一3OO.7O0