大众POLO后轮制动器设计.docx

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1、北京理工大学珠海学院2020届本科生毕业设计大众POLO后轮制动器设计大众polo后轮制动器设计摘 要本文从生产成本，制造工艺的难度以及应用的广泛性进行地充分考虑，决定大众polo后轮制动器采用领从蹄式制动器。设计开始时，通过查询该车型的具体参数，确定汽车的总质量，然后再分析不同制动器之间的优缺点，进行分析对比后，选定设计的制动器类型，再进行制动器的力学参数计算和结构参数计算与确定。接着对主要制动器主要零部件进行设计，计算出具体参数，以及对主要对制动器液压部分的分析以及有关零部件的强度校核，最后分析计算具体参数，分析各种影响因素，从而设计出一款制动效能和制动效能的稳定性在各种制动器中都比较好，

2、而且前进，后退行驶时的制动效果变化不大，结构简单，制造成本低，符合现在的加工要求，还便于调整蹄片和制动鼓之间的间隙，便于附装驻车制动驱动机构的鼓式制动器。关键词：polo后轮制动器；领从蹄式；制动效能； Design of Volkswagen Polo Rear Wheel BrakeAbstractIn this paper, in consideration of the production cost, the difficulty of the manufacturing process and the wide application of the full considerati

3、on, decided to adopt the polo rear wheel brake collar from the shoe brake. At the beginning of the design, the specific parameters of the model were inquired through the official website to determine the total mass of the car, and then the advantages and disadvantages of different brakes were analyz

4、ed. After the analysis and comparison, the type of brakes was selected for the design, and the mechanical parameters and structural parameters of the brakes were calculated and determined. To design of major parts of the main brake, then calculate the specific parameters, as well as to the main anal

5、ysis of the brake hydraulic parts and related parts strength checking, in the final analysis to calculate the specific parameters, analysis of various influence factors, and thus designed a braking efficiency and stability of the braking performance in all kinds of brake are good, and to go forward,

6、 back when the braking effect is a little change, simple structure, low manufacture cost, conform to the requirements of the present processing, also easy to adjust the clearance between the shoe and brake drum, is advantageous for the attached parking brake drum brake drive mechanism.Key words: Pol

7、o of Rear Wheel Brake; Collar and slave shoe type; braking efficiency.目 录1前言11.1本设计的目的、意义11.2本设计在国内外的发展概况以及存在的问题11.3本设计研究的重点22鼓式制动器方案分析和确定32.1汽车形式的确定32.2汽车的质量参数确定32.3鼓式制动器的结构形式32.4鼓式制动器的分析以及选择52.4.1领从蹄式制动器52.4.2单向双领蹄式制动器62.4.3双向双领蹄式制动器62.4.4单向自增力式制动器62.4.5双向自增力式制动器62.5鼓式制动器方案的确定63制动过程中力学参数的分析与计算83.1

8、制动过程中车轮所受的制动力83.2制动距离与制动减速度113.3前轮以及后轮制动器制动力矩的计算123.4应急制动所需要的制动力矩134制动器的主要参数以及主要零件设计144.1制动鼓的内径D144.2摩擦衬片的宽度b和包角的选取144.3摩擦衬片起始角0154.4制动器中心位置到张开力F0作用线的距离e164.5制动蹄支撑点位置坐标a和c164.6摩擦片摩擦系数选择164.7制动鼓设计164.7制动蹄的设计174.8摩擦衬片184.9蹄与鼓之间的间隙自动调整装置185制动器的设计与计算205.1驻车制动能力的分析和计算205.2压力沿衬片长度方向的分布规律215.3制动蹄片制动力矩的分析与计

9、算225.4摩擦衬片的磨损特性计算266制动器驱动机构的分析以及计算276.1制动驱动机构形式的选择276.2制动管路系统的选择276.3液压制动驱动机构的分析与计算286.4制动踏板力Fp的计算306.5制动踏板工作行程Sp的计算307制动器主要零部件的强度分析以及计算317.1制动蹄支撑销的剪切应力分析和计算317.2紧固摩擦片铆钉的剪切应力分析和计算328结论33参考文献34谢辞35附录371前言鼓式制动器，以前在马车有所应用，后来，汽车上也开始使用鼓式制动器。鼓式制动器因有一些很明显的特点，就是结构比较简单，易于加工，成本低等，汽车行业会更多地使用鼓式制动器，一般鼓式制动器使用在后轮中

10、特别是一些在制动过程中负荷比较小的乘用汽车中。1.1本设计的目的、意义本设计主要结合从大众polo整车的生产成本，总体汽车结构参数，技术加工难度和刹车性能的要求等诸多因素中，权衡利弊，在各种类型的鼓式制动器中，通过查阅相关国内外的书籍，论文，运用在大学学习到的专业知识和相关的基础理论，最终为大众polo后轮设计一款最合适的鼓式制动器，以满足其刹车性能的要求。汽车，是一种使用比较广泛的工具，而且汽车的款式多种多样，能满足不同人的使用需求。人们越来越多地使用汽车作为一种重要的交通工具。而在驾驶中，汽车安全一直是大众最为重视的问题之一。正是由于人们对汽车安全越来越重视，因此，对汽车的刹车性能提出了

11、更高的标准，从而减少因汽车刹车问题而引发的各种交通事故，给汽车配备一款适用的，满足技术要求的刹车系统是一件非常有现实意义的事情。在刹车系统中，制动器是刹车系统最为重要的零部件之一。因此，设计一个满足需要，且持久耐用的制动器来保证人们驾车安全是一件非常有价值的事情。1.2本设计在国内外的发展概况以及存在的问题在发达国家中，其汽车工业系统基础好，起步早，发展迅速，因此对制动器的研究要更为透彻一些，主要体现在，对刹车片的质量，材料，以及加工的精度，有着更深的技术基础，制动器生产过程中，每一个零件从加工到样本的过程中，会有一系列的检测，直到其各项性能达到稳定，才会进行批量生产，虽然国外技术革新快，但是

12、其生产成一直居高不下，难以在一些经济型的车中得到广泛应用。而在我国，我国的汽车工业行业比发达国家要晚，自主品牌少，并且我国是世界上超级制造大国，制造业发达，但是缺乏自主研发技术，整体汽车零部件的研发投资少，过于依赖国外的技术，汽车的核心零部件多从国外进口，对刹车片没有进行深刻的专研，没有属于自己的技术创新，所以对刹车片的行业一直在初步阶段，没有取得突破性的进展。中国一直处于制造大国，仍没有进步到创新大国，缺乏技术创新以及对产品不断研究探讨的精神，所以产品的研发到对产品质量的升级改造，一直都没有追上市场需求，停留在原始的阶段，对于制动器的零件管理不够规范，技术标准仍没有达到欧美国家的行业标准，所

13、以，难以将产品真正地出产到国外，到现在依然过于依赖国外进口。但随着国家的创新技术的支持，不断推动企业生产全面升级，这极大的促进我国汽车行业的发展。随着经济全球化的加深，各国之间的合作加强，特别是企业，中国汽车行业从而跟世界的顶尖汽车公司有了更多的交流机会，不断推动我国汽车行业踏上新的台阶。 1.3本设计研究的重点大众polo属于经济性入门车型，整车售价不高，主要使用于中等收入人群，因此受生产成本的控制，其制动器的成本不宜过高，而且大众polo的整体质量较低，不需要制动力非常大的制动器，因此，本设计的重点是需要控制制动器的生产成本，满足大众的消费需求，同时满足大众polo整车的刹车需求，加工不宜

14、过于复杂，满足当今的技术加工需求，提高制动效能和保持制动性的稳定性。2鼓式制动器方案分析和确定2.1汽车形式的确定汽车的轴数有2轴，3轴，4轴等等，轴数越多，汽车的结构更加复杂，因此，本次设计大众polo为二轴汽车，结构相对比较简单， 因此，根据官网数据，大众polo的载质量约为2吨，小于19吨，因此采用两轴方案。而在驱动形式方面，有42、44、62、64、66、84、88等，而大众polo属于质量比较低的乘用汽车，制造成本低，因而也是42驱动方式。在各种车型中，平头式车型应用最为广泛。因此，设计中采用平头式车型和采用前置前驱形式。根据相关数据，大众polo这款汽车中，它的长度为4053mm,

15、宽度为1740mm，高度为1449mm，轴距为2600mm，轮胎使用规格为185/65 R15。2.2汽车的质量参数确定（1）整车整备质量m0：由相关数据可知，m0=1200kg（2）商用小型轿车的总质量ma由整备质量m0、行李质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，大众polo的发动机排量小于2.5L，a的取值为10，即ma=m0+an+75nkg（2.1）式中n=5，可得到总质量ma =1200+105+755=1625kg2.3鼓式制动器的结构形式制动器的结构形式多样多样，在现在的多数汽车中，更多地采用盘式制动器和鼓式制动。对于造价比较低，结构形式相对简单的汽车来说，后轮会使用鼓式制动器

16、因为鼓式制动器相对盘式制动器，制造成本低，维护成本也相对比较低，关于盘式和鼓式制动器的结构分类如图（2.1）：图2.1制动器的结构形式本设计主要讨论鼓式制动器，其主要区分点在于制动蹄的固定支点的数量多少以及具体安装位置的差异，以及在制动过程中，两个蹄片之间是否有相互作用。制动器的结构形式多种多样，为了更清晰地说明，由图2.2(a)到图2.2（f）所示；图2.2鼓式制动器示意图（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）双向增力式在制动器的评价标准中，最重要的评价参数为制动效能的数值，而在一般比较

17、制动效能的优劣时，更多地使用制动效能因素来表示各种制动器效能的差异，即:K=M/(RF0)（2.2）式中，K为制动器效能因素；M为制动器输出的制动力矩。2.4鼓式制动器的分析以及选择 2.4.1领从蹄式制动器在图2.2（a）和图2.2（b）均为领从蹄式制动器，蹄1为领蹄，在制动过程中，通过受力分析可知，领蹄在轮缸压力的作用下，与制动鼓相互作用，其所受的摩擦力令领蹄被挤压得更紧，所以由于摩擦力的力作用，领蹄通常被人们称为增势蹄，正因为“增势”的作用，领蹄会越压越紧。蹄2为从蹄，在驾驶员采取制动的过程中，在摩擦力的作用下，从蹄不会像领蹄那样越压越紧，反而会有一种脱离制动鼓的趋势，因此，从蹄又被人们

18、称为减势蹄，在摩擦力的作用，在法向方面，从蹄受的作用力会逐渐减少。所以，从效能和效能稳定的角度来说，领从蹄式制动器相对其他制动器而言，在一个中间水平，它的结构会更加简单一些，制造成本低廉，在汽车布置中，更容易布置，但是它有一个缺点，则是在汽车前进和倒退两种不同的工况中，领蹄与从蹄角色互换，领蹄会称为从蹄，从蹄反而变成领蹄，所以，在力学角度进行分析，领蹄所受的单位压力和从蹄不等，从而两块蹄片在工作时，磨损不均匀，寿命不相等，更换时往往需要两块同时更换，一定程度上会造成浪费。图2.3 制动轮缸具有两个个等直径活塞的车轮制动器 1活塞；2活塞支承圈；3密封圈；4支承；5制动底板；6制动蹄7支承销；8

19、青铜偏心轮；9制动蹄定位销；10驻车制动传动装置在使用凸轮式张开的制动器时，两侧制动压力会不相等，从而制动效率相对液压式的制动器会低一些，随着技术的革新，凸轮式的制动器会更少使用，而且其制动效率往往只有0.6到0.8，一般来说需要气压驱动，在工程上多用于总质量大于10t的轿车上使用。2.4.2单向双领蹄式制动器正如图2.2（c）所示，这种制动器为单向自增力式制动器，两蹄片受到的摩擦力压力相等，所以，两块蹄片在磨损时，消耗程度会非常的相似，而且，在制动效能方面，其稳定性相对其他制动器更加稳定，但是这种制动器在汽车前进式时，两个蹄在摩擦力的作用下，都变成了领蹄，制动效能十分高，而在汽车进行倒车时，

20、两个蹄在摩擦力的作用下，却成为了从蹄，相对前进而言，制动效能非常低，在布置这种制动器时，需要采取双回路管路，结构比较复杂，布置相对复杂。 2.4.3双向双领蹄式制动器在图2.2（d）中，这种制动器是双向双领蹄制动器，其中非常突出的特点是当车辆前进或者倒退工况下，两个蹄片都是领蹄，由很高的制动效能，广泛适用于中低型载货汽车中，而其缺点是需要两个轮缸驱动，结构会复杂一点，调整蹄片和制动鼓具有一定困难的，所以，在一般的汽车中，使用频率不是很高。2.4.4单向自增力式制动器如图2.2（e）中，为单向自增力式制动器，从蹄的制动力矩远大于领蹄的制动力矩，制动器的制动效能很高，是排名第一位的制动器，结构相对

21、比较简单，但是在倒车的工况下，两个蹄片会称为从蹄，制动效能低以及两蹄片所受的压力不同，所以两蹄片使用寿命有所差异，刚换也需要成对进行。因此，只有极少数小型轿车使用为前轮制动器。2.4.5双向自增力式制动器如图2.2（f）中所示，为双向自增力式制动器，由单轮缸驱动，虽然制动器的张开力相对于单向增力式制动器会小一点，但是次领蹄在推杆的作用下，制动力矩会远大于主领蹄，在前进以及倒车时，制动效能很高，热衰退的问题也不会十分突出。可是由于两蹄片的单位压力不同，调整间隙困难，目前在高级车辆使用得比较多。2.5鼓式制动器方案的确定大众polo价格主要为10万上下，主要面向一些经济基础比较一般的群体，汽车整体

22、总质量不大，对刹车性能要求不高，因而选择后轮制动器时主要从成本，以及实用性为主，结构不宜过于复杂，从各个因素综合考虑，决定为大众polo选择在制动效能和制动效能的稳定性都排名中等的领从蹄式制动器，这种制动器易于调整间隙，附装驻车制动装置更容易布置，因此适合总质量不大的车辆中，所以，在综合考虑下，本设计中采用具有两个等直径活塞的领从蹄式车轮制动器。3制动过程中力学参数的分析与计算对汽车制动过程，进行静力学和动力学的参数分析与计算，能更好知道汽车所要求的制动力以及确定已经选好的制动器主要参数是否符合制动要求，及时进行订正或者更好地改进，所以进行在制动过程中进行力学分析与计算是十分有必要的。3.1制

23、动过程中车轮所受的制动力汽车在正常行驶的过程中，主要受到两个制动力，一个为空气阻力，其阻力数值相对其他阻力而言，比较低，还有一个阻力则为滚动阻力，其数值的高低跟汽车的质量，胎压有和路面的具体情况有关。明显地，地面制动力变大，制动距离会相应地缩短，所以，决定制动距离的主要是滚动阻力。（1）同步附着系数的确定：同步附着系数只跟汽车结构有关，跟路面情况无关，同步附着系数对汽车制动时的方向稳定性有关，同步附着系数不宜过大或者过小，如果同步附着系数过大。则前轮抱死过早，紧急制动前轴点头现象，转弯容易发生危险工况。如果同步附着系数过小，则容易出现后轮抱死，从而导致出现甩尾，偏移车道等十分危险的工况，因此。

24、合适的同步附着系数对刹车系统来说十分重要的。同步附着系数的计算公式为：0=LL2g（3.1）式中：汽车实际前后轮制动器制动力分配系数L汽车轴距L2质心到后轴的距离hg汽车质心高度计算中，初定同步附着系数为0.6。(2)地面对前，后轮的法向反作用力：下面对汽车在水平良好的路面上进行受力分析，模拟情况如图3.1图3.1 汽车水平路面受力图汽车在水平良好的路上采取制动时，汽车在制动过程中，车速会比较不高，所以一般在计算是会空气阻力的数值，下面对汽车的前，后轮进行取矩，可得：Fz1=GL（L2+zhg）Fz2=GL（L2-zhg）（3.2）式中，令：Z1=Fz1，Z2=Fz2du/dt=zg,z为制动

25、强度Fz1前轮的地面法向反作用力Fz2后轮的地面法向反作用力G汽车的重力L汽车的轴距L2汽车质心到后轮的距离L1汽车质心到前轮的距离hg为汽车质心的高度如果当汽车制动的过程中，发生抱死拖滑，路面附着系数为，则此时du/dt=g，地面对轮胎的制动反作用力为;Fz1=GL（L1+hg）Fz2=GL（L2-hg）（3.3）（3）理想的制动力分配曲线：FB=FB1+FB2=dudtGg=Gq（3.4）式中：FB1为前轮的地面制动力FB2为后轮的地面制动力由上式求得，汽车前，后轮得附着力为；F1=(GL2L+FBgL) =GL(L2+qhg) F2=(GL1L-FBgL) =GL(L1-qhg) （3.

26、5）参考汽车理论可知，在制动时，若前后轮同时发生抱死拖滑，如果路面附着条件利用较好，这时在任何附着系数的路面上，前轮制动器制动力Fu1和后轮制动器制动力Fu2等于各自的附着力，则为；Fu1+Fu2=Gfu1=Fz1f2=Fz2（3.6）此时，将式（3.3）代入式（3.6），可得；F1+F2=G（3.7）F1F2=L2+gL1g式（3.7）中:F1前轮的制动器制动力，且F1=FB1=Fz1;F2 后轮的制动器制动力，且F2=FB2=Fz2;联立消去变量，可得；F2=12Ggb2+4gLGF1-(Gbg+2F1)（3.8）在本次设计中，大众polo在满载时的基本数据：轴距为L=2600mm，质心到

27、前轴的距离为L1=L65%=1690，质心到后轴的距离为L2=L-L1=910mm，汽车的重力为G=mag=1.6259.8103N=15925N，同步附着系数为0.6，汽车满载时的质心高hg=910mm。将数据带入式（3.7）中，可得；F1+F2=0.615925N=9555NF1F2=910+0.691016900.6910=1.27所以：F1=FB1=F1=5345.75NF2=FB2=F2=4209.25NFz1=8909.58NFz2=7015.42N(4)具有固定比值的前，后轮制动器制动力：汽车前后轮制动器制动力的比值一般为固定比值，通常用制动器分配系数来表示，表达式为：=Fu1F

28、u（3.9）式（3.9）式中；Fu汽车总的制动器制动力=0.563.2制动距离与制动减速度（1）制动距离与制动减速度的分析：制动时，制动距离为最主要的参考数值之一，指当车辆正常行驶时，行驶的速度处于某一数值，驾驶员采取制动措施，到汽车完全静止时，汽车所行驶的距离为制动距离，当汽车制动距离的变大时，很大程度上会增加交通事故的发生率，因此，降低制动距离是减少交通事故发生的关键。而制动距离的大小诸多因素有关，例如驾驶员反应的敏捷性，制动器的类型，还有路面的干湿情况等等。 （2）制动减速度的计算：制动减速度，即为dudt,表示了地面制动力的大小，在不同的路面上，地面制动力为；FB=bG（3.10）所以

29、汽车的制动减速度为；ab=bg（3.11）汽车所能达到最大减速度为；abmax=bmaxg（3.12）当前后轮同时抱死时，制动减速度为；abmax=sg式（3.12）中，s滑动附着系数因此，代入数据到式（3.12）中，可得；abmax=0.49.8=3.92m/s2(3)制动距离的计算S=13.6（t1+t22）ua0+ua0225.92abmax（3.13）式中；t1制动器消除间隙时间，单位s；（0.2-0.45s,计算时取0.3）t2制动器制动力增长到最大值所需要的时间，单位s；（一般取0.2s）ua0制动初速度，单位m/s;大众polo汽车重量不超过4.5t，在计算刹车距离时，一般取初

30、速度为：Ua0=50km/h=13.89m/s，代入数据得；S=13.6（0.3+0.22）13.89+13.89225.923.92=13.44m根据国家汽车得制动性能符合GB 12676和GB/T 13594的规定，如表3.1所示： 表3.1 制动距离参考汽车类型初速度(Km/h)制动距离（m）不超过9座的载客汽车5019其他总质量不超过4.5t的汽车5021其他其汽车，列车309参考上表，可知，制动距离符合标准。3.3前轮以及后轮制动器制动力矩的计算 （1）前后轮制动器制动力矩的确定确定同步附着系数后，可以计算前后轴制动器制动力矩。分配制动力矩分配的合理程度，决定着汽车的制动效能好坏。前

31、轮和后轮制动器制动力矩公式为：M1Mu2=L2+0gL10g（3.14）式中：Mu1前轮制动器的制动力矩Mu2后轮制动器的制动力矩代入数据L1=1690mm, L2=910mm, 0=0.6,hg=910mm，可得；M1Mu2=910+0.691016900.6910=1.27（2）制动器最大制动力矩确定制动器所能产生的最大力矩，其表达式为：T1=F1reT2=F2re（3.15）式中：T1前轮制动器制动力矩T12后轮制动器制动力矩re车轮有效半径在路面附着系数小于0.6时，则可以保证在小于0的良好路面上，能够在制动后使前轮先抱死或者前后同时抱死，此时制动强度z=0，则前后轮所能产生的最大制动

32、力矩为：T1max=Fz10reT2max=1T1max（3.16）式中：汽车所能利用的最大路面附着系数T1max前轮所能产生的最大制动力矩T2max后轮所能产生的最大制动力矩代入数据Fz1=8909.58N，re=621mm=0.621m，可令路面附着系数=0.6，=0.56，代入式（3.16），可得；T1max=8909.580.60.621N=3319.7NmT2max=10.560.563319.7N=2608.34Nm实际应用中，前后轮制动器最大制动力矩要比计算值略小一些。3.4应急制动所需要的制动力矩驾驶在遇到紧急情况时，会采取迅速踩方向盘，即采取应急制动。在应急制动时，后轮一般会

33、处于抱死拖滑状态，因而后桥制动力为；FB2=F2=magL1L+g这时，所需要的后桥制动力矩为；Tu2=FB2re=magL1L+gre式中：ma汽车满载质量g重力加速度L汽车轴距L1质心到前轴的距离路面附着系数g质心高度代入数据，ma=1625kg，g=9.8m/s2, L=2.6m, g=0.91m， 0=0.6,可得Tu2=16259.81.692.6+0.60.910.6210.6Nm=2518.23 Nm因为应急制动的后桥制动力矩Tu2小于后轮所产生的最大制动力矩T2max，即可得，这次设计比较合理，满足使用要求。4制动器的主要参数以及主要零件设计4.1制动鼓的内径D在汽车制动的过程

34、中，输入的力确定时，制动鼓的内径变大，制动力矩也随之变大。但是有汽车通过一定路况时，会对高度有所限制，所以车轮的轮辋不能过大，否则汽车的高度会超过国家标准值，所以，制动鼓的内径D受到限制。为了保证制动器的散热能力，要求制动鼓和制动蹄之间留有一定的间隙来进行通风散热，行业一般要求间隙不得小于20mm，如果制动鼓和制动蹄的间隙过于小，会导致轮辋受热而烧坏气门嘴或者黏住内胎。还有，制动鼓的壁应该足够厚，以防止制动器长时间温度过高，造成制动器失效。但是，制动器不宜过大，过大会导致刚度低，而且不利于保证加工精度。根据行业标准，制动鼓直径与轮辋直径的比值会在一定范围之内，即D/Dr为：乘用车:D/Dr =

35、 0.64-0.74商用车:D/Dr = 0.70-0.83制动鼓内径既可以参照专业标注QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列。又可以参照轮辋直径初步确定制动鼓内径（表4.1）表4.1 制动鼓内径轮辋直径/in1213141516制动鼓最大内径/mm轿车180200240260280货车，客车220240260300320根据具体资料，大众polo的轮胎规格为185/65 R15，初选轮辋直径为15英寸，所以轮辋直径Dr=1525.4=381mm而对应的制动鼓最大内径D=280mm，D/Dr=280/381=0.736，符合了轿车对D/Dr的要求。4.2摩擦衬片的宽度b和

36、包角的选取在分析和计算摩擦片的使用寿命时，摩擦衬片宽度b的影响是最大的。当选择的宽度过小，摩擦衬片的使用寿命很短，就需要频繁更换；但是，当摩擦衬片的尺寸选择过大，会造成摩擦衬片的质量大，从而增加加工难度，最后会导致制动器的整体结构更大，在布置方面难度更大，制造成本也因此增加。已知，制动鼓的半径R为140mm，可以计算摩擦衬片的面积：Ap=Rb（4.1）一个鼓式制动器需要两块摩擦衬片，则一个制动器的摩擦衬片总面积为A2=2Ap，从受力角度分析，当增大摩擦衬片的总面积，制动蹄在制动过程中所受的单位正压力就会变小，耐磨性增加，从而有利于增加制动器的使用寿命。通常，摩擦衬片的包角在90到120，而通过

37、实验测试可以得知，若想获得良好的制动效果，制动效能最高，制动器的温度最低，摩擦衬片的包角需要在90到100之内。因为如果摩擦衬片包角小于90时，散热能力就增加，而缺点是单位压力变得更高，从而磨损加剧，而如果摩擦衬片的包角超过120时，明显，衬片的尺寸会变得更大，导致散热困难，不平顺，甚至会自锁。而摩擦衬片宽度b选取主要参考QC/T309-1999，宽度b如果选取大一点，则能降低单位压力，较少磨损，根据统计，当汽车质量增大时，为保证由足够的制动效能，单个车轮鼓式制动器的衬片总面积也要增大，摩擦衬片的总面积Ap主要参考汽车设计第4版表8.1中，汽车总质量在1.5t到2.5t之间，单个制动器的衬片摩

38、擦面积Ap为200cm2到300cm2。本次设计中，可采取摩擦衬片包角=100，宽度b根据QC/T309-1999，选取b=60mm,由式（4.1）可得，Ap=Rb=140601001803.14=146.65cm2设计值满足单个摩擦衬片面积Ap为200cm2到300cm2。结果符合汽车设计第4版表4.2中的参考值。表4.2 制动蹄片宽度选择制动鼓工作直径D制动蹄片宽度b260405060759011028040506075901103004560758510012032045607585（95）10012014034055801001201401601804.3摩擦衬片起始角0在汽车行业中，

39、为了令制动效能和摩擦性得到改善，会考虑把衬片布置于制动蹄的中央位置，从而适应单位压力分布情况，所以起始角为：0=90-/2=404.4制动器中心位置到张开力F0作用线的距离e在满足轮缸或者制动凸轮能够正常布置的情况下，为保证足够的制动效能，设计时应该使e尽可能大一点，初定设计时；e=0.8R=0.8150mm=112mm4.5制动蹄支撑点位置坐标a和c设计制动蹄支撑点位置a和c时，应该确保制动鼓两蹄的支撑端面在运动学上不相互干涉的前提下，从而令a尽可能大一点，c尽可能小一点，在初定的设计中，可以取a=0.8R左右。a=0.8R=0.8140mm=112mm，c取40mm。4.6摩擦片摩擦系数选

40、择在选择摩擦片时，为了保证有更高的制动效能，摩擦系数会尽可能地选高一点，出于对制动效能的稳定性考虑，希望摩擦片的热稳定性好，受温度和压力的影响尽可能地小。而且，处于对环境的保护，在选择摩擦片的材料时，应该尽可能地选择对环境和人伤害比较小的材料。如果只追求摩擦系数高的摩擦材料，而忽略摩擦系数的稳定性，这样虽然能在制动开始时获得很大的制动效能，可是持续制动过程中，制动器会产生热衰退，制动效能迅速降低，制动距离变大，甚至制动失效，这是一种极其危险的工况。在我国，制动片可在为温度低于250摄氏度时，摩擦系数保持=0.35-0.40左右，因此，处于对经济考虑，为了摩擦系数更加接近真实值，本设计中，可采取

41、摩擦系数=0.404.7制动鼓设计制动鼓的工作环境比较恶劣，因此设计要求比较严格，要求要有刚性强，耐冲击，以及散热性能好，有好的摩擦因素，从而保证在正常制动情况下，其制动温度不会超过极限值。从制动鼓的制作方式方面考虑，有锻造和组合式。锻造式的制动鼓，材料多为灰铸铁，容易加工以及散热性能好，为了使锻造式制动器性能更加优越，一般会在制动鼓周围加加强肋。一般会根据经验来选择制动鼓，对于乘用车，厚度选择范围为7到12mm，商用车则为13到18mm。组合式制动器中，材料选择多样，虽然优点明显，其质量小，耐磨，制造工艺也更为复杂，成本也更高。为了更好得认识制动鼓的直径，可以通过图4.1：图4.1 制动鼓综

42、合考虑大众polo的整车价格以及整车驾驶需要，设计采取锻造式的制动鼓,厚度为10mm。4.7制动蹄的设计对于总质量比较小的车辆，在选择制动蹄时，会优先使用T形型钢压或者钢板冲压焊接制成，考虑到衬片摩擦更加均匀以及减少制动时噪音的产生，在制造过程中，会在蹄腹板处开一个或者两个径向槽，降低使用时的弯曲刚度，受力更加均匀。而一些质量大的汽车中，为了满足使用要求，多使用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。而考虑制动蹄腹部和翼缘的厚度时，乘用车为3到5毫米，商用车为5到8毫米。为了更好得认识制动蹄，可以通过图4.2：图4.2 制动蹄本次设计中，制动蹄厚度采取4mm,采取T形型冲压焊接而成，而且为了延长使用寿命，减

43、少噪音，设计时会将衬片铆接指在制动蹄上。4.8摩擦衬片摩擦衬片的主要作用是在驾驶员采取制动时，在张紧力的作用下，摩擦衬片与制动鼓相互摩擦，从而产生制动力，使汽车停止。摩擦衬片的工作环境极其恶劣，所以对摩擦衬片的要求也更高。在制作时，摩擦衬片应该满足摩擦因素稳定，受温度和压力的影响小。因为摩擦衬片会与制动蹄经常产生摩擦，所以要求有良好的摩擦性，压缩率和膨胀率尽可能地小，制动时没有产生噪音，耐冲击。以前使用石棉等材料，但是制动高温会产生有害气体，因为被淘汰。本设计中，为了有更好的耐磨性和耐热性，会采取有金属纤维，粘合剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料，厚度采取为14mm。4.9蹄与鼓之间的间隙

44、自动调整装置制动鼓与制动蹄之间需要留有一定的间隙，原因是防止在不采取制动措施的工况下，鼓与蹄之间产生相互作用力，但是如果间隙过大，会增长制动器反应时间，制动距离增加，而且制动液的消耗量也会增多，踏板制动行程加长，可能导致制动力不足等，从而带来很多不良后果。因此，设计时，鼓与蹄之间的间隙要适当，一般为0.7mm到1.5mm,间隙应该在冷却状态下通过实验获得，本次设计中，采取间隙为1.0mm。间隙自动调整装置中，波尔舍式在调整时，可能会在冷却条件下的间隙过小，因而在制动时，制动蹄受热膨胀，造成两者相互摩擦，造成异响。所以，种种调整方式已经很少使用了。现在多使用所谓阶跃式自调装置。设计中，采取阶跃式

45、自动调整装置。5制动器的设计与计算5.1驻车制动能力的分析和计算驻车制动的作用是，当汽车需要停在具有一定坡度的地点时，为了防止汽车出现后溜现象，给汽车一个足够大的阻力，从而令汽车能够平稳的停留。这主要是利用制动器的驻车制动，驻车制动的主要零件是制动杠杆，俗称为“手刹”，具体结构形式如图5.1所示：图5.1 制动杠杆现假设汽车停在坡度为的斜坡上,且路面附着系数为0.6，若汽车在上坡时，从中可以得出停驻时的后桥附着力为：F2 =mag （L1Lcos+gLsin）（5.1）若汽车在下坡时，我们可以得出停驻时的后桥附着力为： F2, =mag （L1Lcos-gLsin）而假设汽车可以停留在极限上坡角为1，根据力平衡方程，即后桥上的附着力与制动力相等，可以求得：mag （L1Lcos1+gLsin1）=mag1（5.2）化简可得：1=tan1L1Lg（5.3）代入数据可得：1=tan10.61.692.60.60.91=26.27同理，若汽车在下坡时，可以求得下坡极限角为：1=tan1L1L+g(5.4)代入数据进入式(5.15),可得：1=tan10.61.692.6+0.60.91=17.865.2压力沿衬片长度方向的分布规律