中型货车后轮鼓式制动器设计及三

4 制动器主要零件的结构设计

4 制动器主要零件的结构设计

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,但也降低了质量。设计使用HT200[10]。

壁厚的选择主要来自两个方面:制动鼓的刚度和强度。指出墙上的壁厚从11毫米增加到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。粘接的优点与缺点分别是，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程度,结构简单,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正确的位置,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

16

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

制动摩擦材料应该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突然摩擦系数降低,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该尽可能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,所以应该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,它首先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,尤其是带式中央制动器。

粉末冶金摩擦材料与铁或铜粉为主要原料,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,以确保制动鼓(制动盘)可以自由旋转。一般来说,设置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,所以应尽可能小的差距。考虑到机械变形和热变形引起的摩擦副在制动过程中,制动应由实验来确定 .此外,制动工作过程中由于摩擦片(衬块)磨损和增加,所以制动必须装备差距调整机制[15

17

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的确定

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：

1/2d?(4F?p)0/ (4.1)

制动管路压力不超过10~12MPa，取p=12MPa，得d=24.5mm。又因为轮缸直径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的确定 第i个轮缸的工作容积为：

v?i?4d?i?i (4.2)

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)

32 mm Vi=?981?25?2/4?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：

?VV?V0? (4.4)

式中：V?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）。

3V??Vi 主缸活塞行程S0和活塞直径d0可用下确定：

2V?d0?0S0/4 (4.5) 一般S0=（0.8~1.2）d0，取：S0=1.2d0，d0=28.86mm。又因为主缸直径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：

18

?d/4ip? (4.6) p?0p F2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Fp<700N。

必须满足以下要求的制动踏板力：最大踏板力一般为500N（轿车）或700N（货车），故满足要求[16]。

4.9制动器的校核

最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的：

T=fremg=0.3×2.032×480×9.8=2867.5584 N·m；

re——车轮有效半径； m——后轴质量；

f——摩擦系数；

Tf2max=3288.284532 N·m>2867.5584 N·m。 因此后轮最大制动力矩符合要求。

19