【正文】 lt in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe brake drum. The design of the friction drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requirements, the first model of the vehicle according to the given parameter and the technical requirements, determine the brake structure and, brake main parameters, and then calculate the braking torque brake, brake shoes on the pressure distribution, deformation shoe, brake effectiveness factor, braking deceleration, wear characteristics, brake temperature, etc., and in this brake on the basis of the structural design of major ponents. Finally, assembly drawings and parts to plete mapping.KEY WORDS：drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration, brake temperature risingI第1章 鼓式制動器結(jié)構(gòu)形式及選擇除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機(jī)排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。 鼓式制動器按蹄的屬性分類 領(lǐng)從蹄式制動器 （a），（b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進(jìn)時的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器稱為非平衡式制動器。因?yàn)橥馆喴髿鈮候?qū)動，因此這種結(jié)構(gòu)僅使用于總質(zhì)量大于或等于10t的貨車和客車上。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向?yàn)閱蜗螂p領(lǐng)蹄式制動器。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上（（d），）或其他張開裝置的支座上（，）。當(dāng)汽車前進(jìn)時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。只是當(dāng)制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。増力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動蹄的效能最低，故極少采用。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的，因此摩擦系數(shù)變化時。而對于汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)，同步附著系數(shù)，制動強(qiáng)度，附著系數(shù)利用率，最大制動力矩與制動因素等。此后制動力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。 由式（）中消去，得 式（）式中 L — 汽車的軸距。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是： 式（）由已知條件以及式（）可得滿載時：=空載時：=根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車：～；輕型客車、輕型貨車：～；大型客車及中重型貨車：～。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大。初選襯片包角。/2=。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動器設(shè)計(jì)時，取=?！苿犹?制動塊)與制動鼓(制動盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器約等于相應(yīng)制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍；——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計(jì)算； ，——鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗(yàn)確定。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，dα為單元面積的包角， 所示。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 式()由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下： == h=a+c=86+80=166mm 則： = = = =由式對于增勢蹄： = =對于減勢蹄： = =故對于后軸單個鼓式制動器有： =+ =對于后軸有：T=2=由式()得出自鎖條件。+ Sin) Sin+ COSCOS 式()式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對轉(zhuǎn)角。 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。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間內(nèi)耗散的能量，其單位為。磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功來衡量 式() 式中 ——汽車總質(zhì)量，kg；——汽車最高車速，m/s——車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，——許用滑磨功，對貨車?。?00～800；==由上式亦可得以上設(shè)計(jì)符合要求。 駐車制動的計(jì)算 汽車在上坡路上停住時的受力簡圖如圖 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=圖 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖車輪的附著力為： 式()同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： 式() 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 式()求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 式()汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 式()故 滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 = =176。制動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。兩者裝配后需進(jìn)行動平衡。制動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，并減少制動時的尖叫聲。 制動蹄的支承二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。 制動輪缸是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動器中布置方便。目前在制動器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負(fù)荷重的汽車。另外，制動器在工作過程中會因?yàn)槟Σ烈r的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)結(jié) 論通過對給定汽車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)算，提升了我對汽車的制動系統(tǒng)的認(rèn)識。由于這些問題的存在，使得新的解決方案的提出顯得尤為迫切。但是對于傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動器，可利用制動蹄的增勢效應(yīng)而達(dá)到很高的制動效能因數(shù)（一般約為2～7），并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，對各種汽車的制動性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動器中占主導(dǎo)地位。制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性并保證行駛的安全性。設(shè)計(jì)計(jì)算制動器時一般取 ～。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織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其缸筒為通孔，需搪磨。例如采用偏心支承銷或偏心輪。摩擦襯片的厚度，轎車多用 ～5mm。cm。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，而且減小了質(zhì)量。空載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 = =176。K)，對鋁合金c=880J／(kg故當(dāng)=40 km/h時： = =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 = = = =當(dāng)=0 km/h時： = =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 = = = = W/mm2對于鼓式制動器，比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂，／mm2，／mm2。汽車的制動過程是將其機(jī)械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。+ Sin=CCOS=C在一定轉(zhuǎn)角時，和都是常量。 = 從前面的分析可知，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)有很大影響。增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達(dá)如下： 式（）式中 ——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑(見圖 )。則全部輪缸的總工作容積V =4 mm3 = mm3 制動器所能產(chǎn)生的制動力計(jì)算由制動器因數(shù)BF的表達(dá)式（即，）， 式()它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。平行支座可視作斜支座的特例，對于最一般的情況： 浮式蹄(a)平行支座 (b) 斜支座單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)BFT3 = 式()單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)BFT4 = 式()上兩式中 式() 式() 式() 式() 式() 式()為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=～。初取a=，則取a=86mm 制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大( )。以及國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm?！?00186。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12= 故 D==228mm由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，輪輞直徑/in121314151620，制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420取得制動鼓內(nèi)徑=220mm輪輞直徑Dr=,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=~；經(jīng)過計(jì)算，~。通常，上式的比值：~；~，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 =