鼓式制动器设计说明书

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 与轮缸直径及制动轮缸中液压的液压 之间有如下关系式：
式中： ——考虑制动压力调节装置作用下的轮缸或管路液压， 。
制动管路液压在制动时一般不超过 ，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。
（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。
为了计算有一个自由度的制动蹄片上的制动力均 ，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与 轴的交角 处，如 所示。若令摩擦衬片的宽度为 ，则单元面积为 .其中 为制动鼓半径， 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：
而摩擦力 产生的制动力矩为：
在 至 区段上积分上式，得：
当法向力均匀分布时，则有：
（2）活塞杆外径
可根据活塞杆受力状况来确定，
受拉力作用时， 。
受压力作用时： 时， ； 时， ； 时, 。
已知 ，所以可知
（3）缸筒长度
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：
式中： 为活塞的最大工作行程； 为活塞宽度，一般为 ； 为活塞杆导向长度，取 ； 为活塞杆密封长度，由密封方式定； 为其他长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的 倍。
由上式可知
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：
如果式：
成立，则不会自锁。
由已知条件可知 ，所以不会自锁。
由式 和式 可求出领蹄表面的最大压力为：
式中： , , , , , ——图4；
, ——图3；
——摩擦衬片宽度/mm。
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：
式中： ——支承反力在 轴上的投影；
—— 轴与力 的作用线之间的夹角。
对式 求解，得：
式中： （见图4）
将式 代入式 ，得增势蹄的制动力矩 为：
由 可得
对于减势蹄可类似地表示为：
由 可得
为了确定 , 及 ， ，必须求出法向力 及其分量。如果将 （见图3）看做是它投影在 轴和 轴上的分量 和 的合力，则根据式 有：
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
摘要
1绪论
1.1
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。
此设计轮缸缸筒长度选 。
（4）缸体壁厚
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，
式中:
为试验压力,当缸的额定压力 时, ;当缸的额定压力 时, ；
。
经查表可知， ，所以可计算出
且符合强度要求。
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：
此设计取 。
摩擦衬片宽度 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 的条件来选择衬片宽度 的。设计时应尽量按摩擦衬片的产品规格选择 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 又决定于制动鼓半径 、衬片宽度 及包角 ，即
此设计初选
。
2.7
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。
式中：
。
因此：
由 可知
所以
由于设计时两个摩擦衬片对称布置，所以有 。
根据式 和式 ，并考虑到：
则有：
同理可得
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 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：
对液压驱动的制动器，由于 ，故所需的张开力为：
轮缸直径应在 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
此设计取 ，
可得
式中： ——一个轮缸活塞的直径，mm；
——轮缸的活塞数目；
——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：
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
式中： 是以弧度（rad）为单位，当 ， , 确定后，由上式也可初选衬片宽度的 尺寸。
表1
汽车类别
汽车总质量
单个制动器总的衬片摩擦面积
轿车
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。
此设计总质量 取 ，单个摩擦衬片摩擦面积取 ，由 可得
2.3
摩擦起始角 。所以，可得 。
在初步设计时，对鼓式制动器可取 ；
——消除制动器与制动鼓间的间隙所需要的轮缸活塞行程；
——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；
、 ——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
式中： ——轮缸的数目。
由式 和式 可求出不均匀系数：
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 计算制动力矩的 方法，且更为方便。
增势蹄产生的制动力矩可表达如下：
式中： ——摩擦系数
——单元法向力的合力，N;
——摩擦力 的作用半径（见图4），
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。
（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
（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
2鼓式制动器结构参数选择
2.1
已知制动鼓最大内径直径 ，车型为轿车。
2.2
制动蹄片的包角 可在 范围内选取，试验表明，制动蹄摩擦衬片的包角 在 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 ，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。
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
即
从 中的几何关系可看到
因为 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
亦即，制动蹄片上压力与正弦分布，其最大压力作用在与 连线成 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。
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 。
说明书字数：图纸张数：ຫໍສະໝຸດ 4篇以上3000字以上
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。