中型货车后轮鼓式制动器设计及三.doc

本科毕业设计(论文)

题目：中型货车后轮鼓式制动器设计及三维建模

系 别 机械与车辆工程学院
专 业 汽车服务工程
班 级 汽服三班
姓 名 郭业立
学 号
导 师 李未

2023年 5月

中型货车后轮鼓式制动器设计及三维建模
摘 要
我们将使用制动驱动机构的制动蹄把制动摩擦片压在内心的制动鼓,导致制动力,为鼓式制动器。需要保护停车场不能可靠地滑,需要使车轮或在最短的距离停下来,为了保证行车安全。
制动系统由4部分组成,提供设备、控制装置、传动装置和制动。制动系统的重要功能是驾驶汽车减慢甚至停止,使下坡的速度驾驶汽车保持稳定,一直悬浮在汽车保持不动。汽车的制动系统中起着重要的作用,假如失效将导致劫难。制动系统的重要部件就是制动器,在现代汽车仍然广泛使用的是具有较高制动效能的蹄—鼓式制动器。制动器的设计相关的设计和计算。在设计过程中,实际的产品为基础,根据我国目前制动的一般过程和发展新产品,并结合设计理论的规定,一方面根据给定模型的车辆参数和技术规定拟定制动器的结构形式、制动和选择的重要参数,然后计算制动器的最大制动力矩、同步附着系数、制动功率和制动力分派系数,制动器结构参数和摩擦系数,在此基础上重要制动部件的结构设计。最后,完毕装配图和零件图的绘制。
关键词：鼓式制动器；制动力；最大制动力矩；结构参数；摩擦系数

The design of medium-sized truck rear wheel drum brake
Abstract
Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its brake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes.
In the vehicle braking system has a very important role, failure will result 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 their choice, and then calculate the maximum braking torque of brake, the synchronous adhesion coefficient and brake force and brake force distribution coefficient, the structural parameters of the brake and friction coefficient, 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 components. Finally, assembly drawings and parts to complete mapping.

KeyWords:drumbrake; braking force; maximum braking torque; Structure parameters; the coefficient of friction
目 录
1 绪论 1
1.1汽车制动器发展的概况 1
1.2研究制动器系统的意义 2
1.3制动系应满足的规定 2
1.4本设计要完毕的内容 2
2 鼓式制动器的结构形式与选择 3
2.1鼓式制动器的结构形式 4
2.1.1领从蹄式制动器 4
2.1.2双领从蹄式制动器 4
2.1.3双向双领从蹄式制动器 4
2.1.4单项增力式制动器 5
2.1.5双向增力式制动器 5
3 制动器的重要参数及其选择 6
3.1制动力与制动力分派系数 6
3.2同步附着系数的计算 10
3.3制动器最大制动力矩 11
3.4制动器的结构参数与摩擦系数 12
4 制动器的重要零件的结构计算 15
4.1制动鼓 15
4.2制动蹄 15
4.3制动底板 15
4.4支承 16
4.5制动轮缸 16
4.6摩擦材料 16
4.7制动器间隙的调整方法及相应机构 16
4.8液压驱动机构的设计与计算 17
4.9制动器的校核 17
5 结论 19
致 谢 20

参考文献 21
毕业设计（论文）知识产权声明 22
毕业设计（论文）独创性声明 23
附录1 24
附录2 25

1 绪论

1.1汽车制动器的发展及概况
从汽车的诞生,车辆制动系统在车辆的安全面扮演了重要的角色。近年来,随着车辆技术的进步和车辆的速度,这样的性能的重要性越来越明显。有许多种类的汽车制动系统,和各种形式。传统的制动系统结构重要是机械、气动、液压、气液混合物。它们的工作原理基本上是相同的使用制动装置,用工作产生摩擦热慢慢消耗车辆动能,达成车辆制动减速,或停止停车。
研发的节能和清洁能源车辆,制动系统有了很大的变化,出现了许多新的结构和功能。的出现新型的制动力系统也规定制动系统的结构和功能改变相应的. .如电动汽车引擎,不能提供真空助力器的真空源,一个解决方案是使用电动真空泵提供真空助力器的真空。制动系统的发展密切相关的改善汽车性能和汽车的结构。每个组件的制动系统有了很大的变化[1]。
1.2研究制动系统的意义
制动系统是汽车的一个重要组成部分,它直接影响汽车的安全性。高速公路的快速发展和交通密度的增长,交通事故越来越多。根据相关信息,汽车自身导致的交通事故的问题,刹车系统故障引起的事故总数的45%。可以看出制动系统是一个非常重要的系统,以保证行车安全。此外,制动系统直接影响到车辆的平均速度和车辆运送效率,这是保证运送经济效益的重要因素[2]。
近年来,一些专著发表了汽车制动器的某些方面,但数量和深度不能满足规定的汽车工业和汽车工业的发展。特别是在汽车制动系统的设计和开发,汽车发达国家相比标准远。这是由于我国在很长一段时间内的重要设计制造卡车,许多尖端技术问题对我们到目前为止还不太明白。所以研究和设计的制动器,它有一个非常重要的影响[3]。
1.3制动系应满足的规定
（1）充足的制动效能是必须需要的，行车制动效能和驻车制动效能都涉及在其中。
(2)可靠,需要至少两个制动和停车制动装置形成一辆车,和所需的车辆运营车辆制动和停车制动驱动机构。假如有一个损失函数,以保证不少于30%的正常价值的另一组汽车制动效率;机械制动驱动机构控制停车制动装置更加可靠,可以使用。
（3）制动效能的散热性好。导热性好，在制动时的操纵稳定性也规定好[4]。
1.4本设计要完毕的内容
对制动机构进行结构设计需要参考中型货车的各类重要参数，以此实现汽车的制动功能并满足制动性规定，对于软件绘制制动器总装配图以及重要部件的零件图须运用auto CAD，制动器进行建模、装配须运用Pro/E,并撰写毕业设计论文。
2 鼓式制动器的结构形式与选择
2.1鼓式制动器的结构形式
按制动蹄的受力情况可以将鼓式制动器进行分类（见图2.1），它们的制动效能、制动鼓的平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

图2.1制动器的结构形式图
制动蹄可以分为领蹄和从蹄是按其张开时的旋转方向和制动鼓的旋转方向是否一致分类的。领蹄是制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，反之，则称为从蹄[4]。
鼓式制动器的各种结构形式如图2.2a-f所示。

图2.2 鼓式制动器简图
（a） 领从蹄式（用凸轮张开）；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式）；(d)双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式
2.1.1领从蹄式制动器
领从蹄式制动器的两个蹄通常有固定支点。打开设备有一个凸轮式,楔型、曲柄类型,和制动轮缸两个或四个相同直径活塞。后者可以保证张开力和液压传动,两蹄平等而凸轮式、楔型和曲柄打开设备是由气压驱动的. .当制动凸轮和制动楔漂浮在打开设备,同样的也可以保证开放的两个蹄,当凸轮。尚有一个非平衡的制动凸轮,其中心是固定的,不能浮动,所以不能保证同样的力量作用于两个蹄。
从领从蹄式制动器制动效率和稳定性处在中档水平,但由于其在汽车正向和反向制动性能不变,具有结构简朴、成本低、并且容易附加停车制动机制,因此它被广泛用于中型和重型卡车前面和后轮和汽车后轮制动器。
2.1.2双领蹄式制动器
当汽车的进步,假如两个刹车片领蹄式制动器,称为双领蹄式制动器。但是这种制动器在汽车倒车,两个制动蹄,已经成为从蹄。因此,它也被称为单向双领蹄式制动器。
双领蹄式制动器具有很高的积极的制动性能,但当扭转,就双从蹄式,刹车性能大大减少。中级车前面刹车经常使用这种形式。这是由于连续的汽车制动器,前轴动态轴重和附着力大于后桥,和扭转相反,当使用这种结构作为前轮刹车和领子从后轮制动蹄类型匹配的,你可以很容易地得到的希望前、后轮制动力分派和前后制动相同大小的许多地方。因此不同于后轮也由于有两个对称的制动轮缸,这是很难把停车制动驱动机构,但容易双重循环制动系统。
2.1.3双向双领蹄式制动器
当制动鼓正向和反向旋转的两个制动蹄领蹄式制动器,称为双向双领蹄式制动器。两端的两个脚是浮动的,不支持在桥台,但支持轴承两个活塞的制动轮缸或其他打开设备的支持.油压制动时,制动轮缸活塞的双方或其他开放设备双方表面上移动,这样两个刹车蹄片压在制动鼓的内圆筒。制动鼓摩擦传动系统蹄小角度,两个刹车片旋转方向与制动鼓的旋转方向一致,当反向旋转的制动鼓,流程相似但相反的方向。因此,制动鼓向前,反向旋转的两个制动蹄是领先的蹄,它被称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡刹车。由于刹车同样汽车向前和向后,广泛用于前轮和后轮的轻型卡车和汽车。然而,当使用后轮制动器,中央制动器应位于其中.
2.1.4单向增力式制动器

两脚的低端与顶杆连接,和第二个刹车片支持支持轴承销的闸瓦的上端。
当车子前进,第一个活塞制动轮缸的制动片推内圆柱表面上的制动鼓。摩擦制动鼓是由第一个刹车蹄片与制动鼓被推到制动鼓和支持的工作表面的上端支撑销. .显然,第一个闸瓦增长势头领先的鞋,和第二个闸瓦不仅是一种增长势头领先的鞋,和推杆传播其推力问第一个闸瓦制动轮缸推力P远远大于第二个闸瓦制动转矩的第一个闸瓦制动转矩,2 ~ 3次。自反力的两个蹄制动力不能平衡,它属于一种非平衡的刹车。

2.1.5双向增力式制动器

双向增力式制动器在大型高速汽车有更多的倾向于制动和停车制动和刹车,但驾驶制动是通过液压制动轮缸产生制动蹄打开力量,驻车制动器是制动操作解决通过钢丝绳拉索和杆操纵。此外,它还被广泛用于汽车中央制动器,由于制动停车制动规定积极和反向制动效率非常高,和紧急制动停车制动假如不是不会产生高温,因此热衰退并不是一个严重的问题。
制动轮缸制动前面介绍的各种优点和缺陷. .制动效率,相同的基本结构参数和条件下的制动轮缸压力,自我激励由于摩擦制动器帮助潜在的运用是最全面突破,紧随其后的是双蹄,从蹄型,双蹄的类型。然而,蹄子和鼓之间的摩擦系数是一个不稳定的因素,和可以改变在一个大范围时,材料,表面温度和制动鼓和摩擦片是不同的. .自增力式制动器摩擦系数的性能取决于最大,和热稳定性最糟糕的有效性。此外,在制动的过程中,自动辅助制动转矩的增长在某些情况下是太快了。汽车后轮制动器,是充电的因素之一,停车制动。单向自增力式制动器仅用于中型和轻型车辆后轮,由于停车制动的前轮制动效率不高。
考虑到制动,制动性能稳定和效率因素重要从制动蹄与制动鼓之间的差距很容易调整,这是方便人们停车制动附加设备,所以重要领从蹄式制动器的设计[5]。

3 制动器的重要参数及其选择
制动器设计中预定的整车参数有：汽车轴距L＝5300mm单位；汽车满载时总质量16000 kg；；空载时轴荷分派65％/35％；空载时总质量5500 kg满载时轴荷分派60％/40％；而对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有：制动力及其分派系数、同步附着系数、制动强度、附着系数运用率、最大制动力矩与制动器因数等。
3.1制动力与制动力分派系数
汽车制动时，假如把路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩忽略掉，则对任一角度ω>0的车轮，其力矩平衡方程为
Tf—FBre=0 （3.1）
式中：Tf—车轮被制动器作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N·m。
FB—车轮上被地面作用的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N。
re—车轮有效半径，m。
令Ff=Tf/re （3.2）
并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Ff方向与地面制动力FB的相仿，当车轮角速度ω>0时，大小亦相等，且F f决定于制动器结构参数。即制动器结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮半径等决定了Ff，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大Tf，Ff和FB均随之增大。但地面制动力FB受附着条件的限制，其值不也许大于附着力Fφ，即

FB≤Fφ=Zφ （3.3）
或FBmax=Fφ=Zφ （3.4）
式中：φ—轮胎与地面间的附着系数；
Z—地面对车轮的法向反力。
当刹车力和制动力的FB， Ff 的值粘连,车轮被锁,滑在地上。后制动力矩TF是静态摩擦力矩,和Ff = TF /再保险成为阻力和FB相平衡车轮旋转圆周力极限值。当制动ω= 0时,地面制动力FB粘附fφ值不再增长,由于踏板力和空气制动器制动力FF FP增长大使摩擦力矩TF增长继续上升（见图3.1）

图3.1 制动器制动力
根据汽车制动时车辆受力分析,考虑到制动轴荷载传递,可以获得在面对前面和后轮方法来法向反力Z1,Z2：
Z1=
Z2= （3.5）
式中：G —汽车所受重力，N；
L —汽车轴距，mm；
L1 —汽车前轴中心的距离，mm；
L2 —汽车质心离后轴距离，mm；
hg —汽车质心高度，mm；
φ —附着系数。
取一定值附着系数φ=0.8；所以在空载、满载时式（3.5）可得前后制动反力Z为以下数值。
在本设计中，解放牌货车在满载时的数据如下：
轴距L=5300 mm，质心距前轴的距离L1=L×40%= 2120mm，L2=L-L1=3180mm,汽车所受的重力G=mg=16000×9.8=15680N，同步附着系数φ=0.6，汽车满载时的质心高度hg=2650×40%=1060 mm。
故满载时：Z1==11289.6N
Z2==4390.4 N
在本设计中，解放牌货车在空载时的数据如下：
轴距L=5300 mm，质心距前轴的距离L1=L×35%=1855mm，L2=L-L1=3445 mm,汽车所受的重力G=mg=5880×9.8=5762.4N，同步附着系数φ=0.6，汽车满载时的质心高度hg=2650×35%=927.5mm。
故空载时：Z1==4350.612 N
Z2==1411.788 N

图3.2 制动时的汽车受力图
汽车总的地面制动力为：
FB=FB1+FB2==Gq （3.6）
式中：q(q=)—制动强度，亦称比例减少速度或比制动力；
FB1，FB2—前后车轴车轮的制动力。
由以上两式可求得前、后车轮附着力为：
Fφ1=
Fφ2= （3.7）
有已知条件及式（3.7）可得前、后车轮附着力即地面最大制动力为：
故满载时：Fφ1=×0.6= 6773.76N
Fφ2=×0.6=2634.24N
空载时：Fφ1=×0.6=2610.3672N
Fφ2=×0.6=847.0728 N
类型显示,汽车粘附系数φ为拟定路面制动,每个轴附着力,限制权力不是常数,但总制动力制动强度q或FB功能,当每个车轮制动器的制动力不够,根据汽车前后和分布、前后车轮制动力分派和道路附着系数和坡等,制动过程也许出现三种类型,即
（1） 前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；
（2） 后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；

（3） 前、后轮同时抱死拖滑[6]。
从上面的三个案例,显然是最后的使用条件最佳的附加条件。
由式（3.6），（3.7）在任何附着系数的路面上可以很好的求出，前、后车轮同时抱死即前，后轴车轮附着力同时被充足运用的条件是
Ff1+=FB1+FB2=G
Ff1/Ff2=FB1/FB2= （3.8）
式中 Ff1—前轴车轮的制动器制动力，Ff1=FB1=；
Ff2—后轴车轮的制动器制动力，Ff2=FB2=；
FB1—前轴车轮的地面制动力；
FB2—后轴车轮的地面制动力；
，—地面对前，后轴车轮的法向反力；
G —汽车重力；
，—汽车质心离前，后轴距离；
—汽车质心高度。
由式（3.8）可知，前，后车轮同时抱死时，前，后制动器的制动力，是的函数。
由式（3.8）中消去，得
（3.9）
式中：L —汽车的轴距。
将上式坐标曲线绘成是最抱负的,后刹车力分布曲线,称为I曲线,如图3.3所示。假如汽车前后制动器制动力，,根据I的曲线分布,可以保证刹车的汽车在任何道路附着系数,并锁定前轮和后轮。然而,目前大多数的两轴汽车卡车的刹车力比是一个定值,在制动和刹车力比表白分派比,称为汽车制动力分派系数；
== （3.10）
结合式（3.8）和式（3.10）可得
=
带入数据得满载时： ==0.72
空载时： ==0.76
由于附加条件有限的范围和地面制动力数值上等于相应的制动圆周力,因此可以称为制动力分派系数。由于抱负的负载和无载分布曲线非常接近,它应当被用于非感应比例阀的结构，同时整个制动系应加装ABS防抱死制动系统，见图3.3。

图 3.3 某载货汽车的I曲线与线
3.2同步附着系数的计算
由式（3.7）可得表达式 （3.11）
上式在图3.3是通过坐标原点和斜坡的（1 -β)/β线,这是与之前的制动力分派系数β的车,刹车力分布,称为β射线。图中β曲线和i曲线可以移交到B点,求出附着系数＝交点处则为同步附着系数,这是一个汽车的制动性能的重要参数,是由汽车的结构参数决定。
同步附着系数的计算公式是：
= （3.12）
由已知条件可得：
满载时：= ==0.6
空载时：φ'0= ==0.62
根据设计经验，空满载的同步附着系数φ'0和应在下列范围内：轿车：0.65~0.8；轻型客车、轻型货车：0.55~0.70；大型客车及中重型货车：0.45~0.65。
故所得同步附着系数满足规定。
3.3制动器最大制动力矩
合理拟定前轮和后轮的制动转矩可以保证车辆具有良好的制动性能和稳定性。获得的最大制动力条件下,汽车附件的质量是完全运用,和制动力的法向力成正比地作用于轮. .从公式(3.8)众所周知,双重轴在车的前面,后车轮力也会充足运用或之前,锁时制动力的比例：
（3.13）
式中：L1 ，L2—汽车前，后轴中心的距离；
φ0—同步附着系数；
hg—汽车质心高度。
通常，上式的比值约为1.3~1.6；货车约为0.5~0.7。
制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即
（3.14）
（3.15）
式中：Ff1—前轴车轮的制动气制动力，Ff1=φZ1;
Ff2—后轴车轮的制动气制动力，Ff2=φZ2;
Z1—作用于前轴车轮上的地面法向反力；
Z2—作用于后轴车轮上的地面法向反力；
re—车轮有效半径。
根据市场上的大多数中型货车轮胎规格及国家标准GB9744-2023：选取的轮胎胎型175/70R 16。由GB2978可得有效半径re=403.2 mm。
通常碰到道路条件差,低速度从而选择较小的同步附着系数φ0车的价值,以保证制动后轮,前轮锁滑,前,后轴车轮制动器可以产生最大制动力矩为：
（3.16）
（3.17）
式中：φ—该车所能碰到的最大附着系数；
re—车轮有效半径。
在本设计中，中型货车在满载时的数据如前所述，代入式（3.16）(3.17)中，得：
＝1977.93792 N·m
＝3288.284532 N·m
一个车轮制动器的最大制动力矩为上列计算结果的半值。
3.4制动器的结构参数与摩擦系数
拟定汽车总体布局的类型的结构参数和制动,可以引用类型相同,同一个类相同的刹车,汽车制动器的结构参数重要[7]。

图3.6 鼓式制动器的重要几何参数
3.4.1制动鼓直径或半径
当输入力F是肯定的,制动鼓的直径较大,然后制动转矩也大,冷却效果更好。然而,直径D的内径是有限的轮子,和D的增长也使制动鼓的质量增长,车辆悬挂质量的增长,但汽车的行驶舒适不利于汽车. .应当有相称大的制动鼓和轮毂之间的差距,这种差距不应小于20 ~ 30毫米,为了热通风,还可以避免由于轮过热和损坏的轮胎。制动鼓直径D的大小可以从间隙获得需求和轮毂的大小. .此外,制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比一般范围:
轿车：＝0.64~0.74
货车：＝0.70~0.83
汽车的制动鼓的内部直径一般小于轮辋直径的边沿,125毫米~ 150毫米。
制动鼓内径的卡车和轿车通常是80毫米~ 100毫米。
本次设计后轮胎型号：175/70R16
由表3.1《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》可得制动鼓最大内径为320mm，本次设计去D=300mm。
表3.1 （QC/T309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》）
轮辋直径/in
12
13
14
15
16
20,22.5
制动鼓最大直径/mm
轿车
180
200
240
260
-
-
货车
220
240
260
300
320
420
3.4.2制动蹄摩擦衬片的包角和宽度
摩擦片重可以在包角β= 90度至120度范围内选择。实验结果表白,摩擦衬片表包角β= 90度到100度,损失最小，制动鼓温度也是最低的,制动效率是最高的。虽然β有助于散热,但由于过度压力会加快磨损。β一般不宜超过120度,由于太大不仅不利于散热,并且容易使制动效果并不顺利,甚至也许发生。选择β= 120度。
据记录数据显示,单滚筒车轮制动器衬摩擦总面积增长,汽车的总质量的增长,如表3.2所示。然而,一个摩擦衬片的摩擦面积Ap是由制动鼓半径R衬片宽度b及包角β，即：
Ap=Rbβ （3.15）
式中β是以弧度为单位，当Ap,R, β拟定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。见表3.2
表3.2制动器衬片摩擦面积
汽车类别
汽车总质量Ga/kN
单个制动器总的衬片摩擦面积∑A/cm2
轿
车
0.9~1.5
1.5~2.5
100~200
200~300
客
车
与
货
车
1.0~1.5
1.5~2.5
2.5~3.5
3.5~7.0
7.0~12.0
12.0~17.0
120~200
150~250（多为150~200）
250~400
300~650
550~1000
600~1500（多为600~1200）
故摩擦衬片的摩擦面积Ap=150×100×120×3.14/180° mm2= 314cm2 ，单个制动器的摩擦衬片的摩擦面积=2A=628cm2，如表3.1所示，摩擦衬片宽度b的选取合理[8]。
3.4.3摩擦衬片起始角
一般的衬里是安排在制动的边沿的中心，并令＝90 °－。为了适应单位压力的分布,衬片是对称排列的最大压力点，提高制动效率和磨损均匀。得＝30°。
3.4.4张开力的作用线至制动器中心的距离
在制动轮缸的条件或凸轮可以安排在制动鼓,距离a应尽也许大,以改善其制动效率。初步设计可以初步a = 0.8R左右。取a＝110 mm。
3.4.5制动蹄支承中心的坐标位置
制动蹄支承中心的坐标尺寸k应尽也许地小，以使尺寸c尽也许大，初步
设计可暂定c＝0.8R左右。取c＝110 mm，k＝20 mm。
3.4.6摩擦片摩擦系数
摩擦片规定选择摩擦系数和热稳定性。希望摩擦系数较高,其热稳定性更好,温度和压力的影响很小。不能简朴地追求高摩擦系数的摩擦材料,我们应当提高摩擦系数稳定,减少制动器的摩擦系数偏离正常价值需求的敏感性,后者蹄式制动器是非常重要的。各种制动摩擦材料的摩擦系数约为0.3 ~ 0.5,和少数可以达成0.7。在一般情况下,摩擦系数越高,越耐磨。所以,当制动器设计不一定是追求高摩擦系数f = 0.35 ~ 0.40。因此,在抱负条件下的假设,计算制动器的制动力矩,f = 0.37可以接近实际结果. .此外,摩擦材料的选择应当使用尽也许减少污染,对人体无害[9]。设计选取摩擦系数f = 0.30。
4 制动器重要零件的结构设计
4.1制动鼓
中型和重型卡车和中型和大型客车制动鼓使用由灰铸铁HT200或合金铸铁,轻型卡车和汽车制动鼓的冲孔板形成了板和铸铁鼓筒组合成一部分;在车里已经越来越广泛的应用程序与灰口铸铁铸造铝合金制动鼓的鼓筒。鼓铸铁和铝合金制动鼓的身体一起,耐磨性和散热好,嵌入了一层珠光体组织的灰口铸铁表面工作,但也减少了质量。设计使用HT200[10]。
壁厚的选择重要来自两个方面:制动鼓的刚度和强度。指出墙上的壁厚从11毫米增长到20 毫米,最大和平均摩擦表面的温度变化。一般的铸造鼓壁厚轿车是7 ~ 12毫米。中、重型卡车13 ~ 18毫米。壁厚是14毫米,制动鼓侧开孔关闭,用来检查刹车间隙[11]。
本设计制动鼓壁厚为13mm。
4.2制动蹄
制动蹄采用（可锻铸铁）铸造制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3~5mm，货车的约为5~8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多用4.5~5mm，货车多在8mm以上。
可以铆接制动蹄和摩擦片，也可以粘接。粘接的优点与缺陷分别是，衬片更换前允许磨损的厚度较大；工艺较复杂，且不易更换衬片。铆接的噪声较小。
故选用铆接。
4.3制动底板
刹车底板的身体除了制动鼓,制动器和备件应保证有足够的刚度。
因此, 故选用由钢板冲压成型的制动底板并且有凹凸起伏的形状。
4.4支承
两个刹车片支承的自由限度,结构简朴,能使刹车片相对制动鼓的自我定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁（KTH370－12）或球墨铸铁（QT400-1－18）件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。支持长支承销可以可靠地保持刹车片安装到对的的位置,避免横向偏转。有时制动底板上添加了一个夹紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板,和轮缸活塞顶块,或在开放的机制调节推杆一端槽插入制动蹄腹板开始,为了保持制动蹄的位置。
本设计中采用偏心支承销。
4.5制动轮缸
采用活塞式制动蹄张开结构轮缸的缸体是由灰口铸铁HT250。油缸是通过孔,需镗磨活塞铝合金制成的。槽顶块的外端压力提供了活塞与活塞的槽顶块,支承插入槽中的制动蹄腹板端部.制动轮缸的工作室是由橡胶密封碗的活塞,[13]。
4.6摩擦材料
制动摩擦材料应当有高而稳定的摩擦系数,热衰退性能好,温度不上升到一个数值忽然摩擦系数减少,材料的耐磨性能好,吸水率低,更高的挤压阻力和抗冲击性;制动不会产生噪音和臭味应当尽也许的使用更少的污染和对人体无害的摩擦材料。
目前在刹车一般采用成型材料,石棉纤维和树脂胶,调整填料的摩擦性能和噪声消除剂混合在高温成型。模具材料被拒绝很差,所以应当根据衬里或衬块规格成型,本实用新型的优点是可以使用各种不同的聚合树脂配方、衬里或衬里与不同摩擦属性和其他属性。
另一个是编织材料,它一方面是长纤维石棉和铜或锌线的线织成布,然后浸渍树脂胶后干燥滚筒。剪切的干扰,可以直接铆接闸瓦的半径或带刹车。在100 ~ 120的温度,它有一个高的摩擦系数(f = 4.0),和冲击强度是模制材料的4 ~ 5倍。然而,热电阻的单位压力不能高200 ~ 250摄氏度。鼓式制动器,所以材料只适合中型汽车,特别是带式中央制动器。
粉末冶金摩擦材料与铁或铜粉为重要原料,与石墨、陶瓷粉的非金属粉末为摩擦系数修饰符,用粉末冶金方法。其水热衰退和反衰退是好,但成本高,高性能汽车和驾驶环境的高负荷卡车制动负荷[14]。
综上所述，故选用编织材料。
4.7制动器间隙的调整方法及相应机构

制动鼓(制动盘)和摩擦盘(摩擦衬片)有工作制动鼓和制动鼓之间的间隙,以保证制动鼓(制动盘)可以自由旋转。一般来说,设立盘式制动器制动鼓之间的间隙为0.2 ~ 0.5毫米,0.1 ~ 0.3毫米。这种差距的存在会导致踏板或手柄行程的损失,所以应尽也许小的差距。考虑到机械变形和热变形引起的摩擦副在制动过程中,制动应由实验来拟定 .此外,制动工作过程中由于摩擦片(衬块)磨损和增长,所以制动必须装备差距调整机制[15
故选用楔块式自动调整机构。
4.8液压驱动机构的设计与计算
(1) 制动轮缸直径d的拟定
制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力F0与轮刚直径d和制动管路压力p的关系为：
(4.1)
制动管路压力不超过10~12MPa，取p=12MPa，得d=24.5mm。又由于轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取，故取d=25mm。
（2）制动主缸的直径d0的拟定
第i个轮缸的工作容积为：
(4.2)
式中：di为第i个轮缸活塞的直径；
n为轮缸中活塞的数目；
δi为第i个轮 。
在初步设计时，对鼓式制动器可取δi=2~2.5mm。
所有轮缸的总工作容积为：
(4.3)
Vi=981 mm
式中：m为轮缸的数目。
所以V=4Vi=2943mm
制动主缸应有的工作容积为：
(4.4)
式中：为制动软管的容积变形。
在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为：
V0=1.1V （轿车）； V0=1.3V （货车）。
主缸活塞行程S0和活塞直径d0可用下拟定：
(4.5)
一般S0=（0.8~1.2）d0，取：S0=1.2d0，d0=28.86mm。又由于主缸直径d0应在标准规定尺寸系列中选取，故取d0=30mm。
（3）制动踏板力Fp
制动踏板力Fp用下式计算：
(4.6)
式中：ip为踏板机构的传动比；
η为踏板机构及液压主缸的机构效率，可取η=0.82～0.86
其中：制动踏板杠杆比一般为3.5到4.65之间ip=291/(291-217) =4，(说明：由制动踏板设计图得)。管路压力不大于10~12Mpa。选装合适的真空助力装置可以使踏板力F<700N。
必须满足以下规定的