目录第1章概述 (1)1.1 鼓式制动器的简介 (1)1.2鼓式制动器的组成固件 (1)1.3鼓式制动器的工作原理 (1)1.4鼓式制动器的产品特性 (2)1.5设计基本要求和整车性能参数 (2)第2章鼓式制动器的设计计算 (2)2.1车辆前后轮制动力的分析 (2)2.2前、后轮制动力分配系数β的确定 (5)2.3制动器最大制动力矩 (6)第3章制动器结构设计与计算 (6)3.1制动鼓壁厚的确定 (6)3.2制动鼓式厚度N (6)3.3动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b (7)3.4P的作用线至制动器中心的距离α (7)3.5制动蹄支销中心的坐标位置是k与c (8)3.6摩擦片摩擦系数f (8)第4章制动器主要零部件的结构设计 (8)4.1制动鼓 (8)4.2制动蹄 (8)4.3制动底板 (9)4.4制动蹄的支承 (9)4.5制动轮缸 (9)4.6制动器间隙 (9)第5章校核 (10)5.1制动器的热量和温升的核算 (10)5.2制动器的摩擦衬片校核 (11)5.3驻车制动计算 (11)第1章概述1.1鼓式制动器的简介鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。
鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。
现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块(刹车蹄)位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。
近三十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。
但由于成本比较低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。
1.2 鼓式制动器的组成固件鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄。
制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。
凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。
以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。
鼓式制动器比较复杂的地方在于，许多鼓式制动器都是自作用的。
当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。
楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。
但是，由于存在楔入动作，在松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。
这就是需要一些弹簧的原因。
弹簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。
1.3 鼓式制动器的工作原理在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。
但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行增力或自行减力的作用。
因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的2～2.5倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。
为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。
随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。
过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。
现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。
当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。
轿车鼓式制动器一般用于后轮（前轮用盘式制动器）。
鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的轿车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上。
这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的：利用手操纵杆或驻车踏板（美式车）拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。
1.4 鼓式制动器的产品特性优点鼓式制动器造价便宜，而且符合传统设计。
四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。
不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。
缺点鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。
而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。
制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。
另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。
1.5设计基本要求和整车性能参数整车性能参数驱动形式 4X2前轮轴距 2471mm轮距前/后 1429X1442mm整备质量 1060kg空载时前后轴分配负载 60%最高车速 180km/h最大爬坡度 35%制动距离（初速度30km/h） 5.6m最小转向直径 11m最大功率/转速 74/5800kW/rpm最大转矩/转速 150/4000N·m/rpm轮胎型号 185/60R14T手动5档具体设计任务1）查阅汽车制动的相关资料，更具后轮的制动要求，确定后轮鼓式制动器的结构。
2）在的路面上制动时，计算地面制动力，制动器制动力，制动力矩等3）设计制动操纵机构（包括驻车制动操纵机构），对制动主缸，制动轮缸进行选型，绘制液压管路图等。
4）绘制所有零件图和装配图第2章 鼓式制动器的设计计算2.1 车辆前后轮制动力的分析汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度 >0的车轮，其力矩平衡方程为:0=-e B f r F T式中：f T —制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N •m ；B F —地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N ；e r —车轮有效半径，m 。
令 eff r T F =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。
f F 与地面制动力B F 的方向相反，当车轮角速度ω>0时，大小亦相等，且f F 仅由制动器结构参数所决定。
即f F 取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，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f T ，f F 和B F 均随之增大。
但地面制动力B F 受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力ϕF ，即B F ≤ϕϕZ F = 或ϕϕZ F F B ==max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。
当制动器制动力f F 和地面制动力B F 达到附着力ϕF 值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。
此后制动力矩f T 即表现为静摩擦力矩，而e f f r T F /=即成为与B F 相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。
当制动到ω=0以后，地面制动力B F 达到附着力ϕF 值后就不再增大，而制动器制动力f F 由于踏板力P F 的增大使摩擦力矩f T 增大而继续上升（如图所示）。
根据轴距可以判断出1L =1236mm 2L =1235mm根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：制动力与踏板力的关系)(21dt du g h L L GZ g +=＝24718.9*1060（1235+dtdu）＝5427.83N )(12dtdu g h L L GZ g -=＝24718.9*1060（1236－8.9550dtdu）＝4960.10N 式中 G ——汽车所受重力； L ——汽车轴距；1L ——汽车质心离前轴距离； 2L ——汽车质心离后轴距离；g h ——汽车质心高度； g ——重力加速度；dtdu ——汽车制动减速度。
汽车总的地面制动力为Gq dtdug G F F F B B B ==+=21 式中 q （gdtduq =）——制动强度，亦称比减速度或比制动力；1B F ，2B F ——前后轴车轮的地面制动力。
由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为ϕϕϕ)()(221g g B qh L L GL h F L L G F +=+=ϕϕϕ)()(112g g B qh L LGL h F L L GF -=-= 上式表明：汽车在附着系数ϕ为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q 或总制动力B F 的函数。
当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，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。
在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。
B F =G F F F F B B f f ϕ=+=+2121 （1）汽车受力图)/()(//122121g g B B f f h L h L F F F F ϕϕ-+==（2）式中 1f F ——前轴车轮的制动器制动力，111Z F F B f ϕ==；2f F ——后轴车轮的制动器制动力，222Z F F B f ϕ==；1B F ——前轴车轮的地面制动力； 2B F ——后轴车轮的地面制动力； 1Z ，2Z ——地面对前、后轴车轮的法向反力；G ——汽车重力；1L ，2L ——汽车质心离前、后轴距离；g h ——汽车质心高度。
因所设计的轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状况 较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取ϕ=0.7，则：B F =G F F F F B B f f ϕ=+=+2121=7.0⨯10608.9⨯=7271.6N由式(1)、式(2)不难求得在任何附着系数ϕ的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件。
由式（2）得：1B F /2B F =904.1)/()(12=-+g g h L h L ϕϕ由式（1）（2）得B F /2B F = 2.904 （3）则1B F =4767.6N,2B F =2504N2.2 前、后轮制动力分配系数β的确定根据公式：β=（L 2+0ϕ⨯hg ）/L 得：β=（1235+0.7⨯550）/2471=0.656 式中 0ϕ：同步附着系数 L 2：汽车重心至后轴中心线的距离 L ：轴距 hg:汽车质心高度2.3制动器最大制动力矩制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即e f f r F T 11==1466.1N*mef f r F T 22==770.0N*m式中 1f F ——前轴制动器的制动力，ϕ11Z F f =；2f F ——后轴制动器的制动力，ϕ22Z F f =；一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。
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