轎車后輪鼓式制動器設計

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1、. 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計(論文)題目： 轎車后輪鼓式制動器設計 學生姓名： 指導教師： 二級學院： ?！　I(yè)： 車輛工程 班　　級： M11車輛工程 學　　號： 提交日期： 年 月 日 答辯日期： 年 月 日 精品 目 錄 摘 要 III Abstract IV 1 緒論 1 1.1 課題的研究目的及意義 1 1.

2、2 目前的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 1 1.3 本課題的主要內(nèi)容及目的 2 2 鼓式制動器的工作原理與結(jié)構(gòu)分析 3 2.1汽車制動系統(tǒng)的介紹 3 2.2 鼓式制動器基本工作原理 3 2.3 鼓式制動器的機構(gòu)形式 5 2.3.1 領從蹄式制動器 5 2.3.2 雙領蹄式制動器 7 2.3.3 雙向雙領蹄式制動器 8 2.3.4 單向自增力式制動器 8 2.3.5 雙向自增力式制動器 9 2.4 各類型鼓式制動器特點的比較與選用 10 3 制動系主要參數(shù)的選擇和設計計算 12 3.1 同步附著系數(shù) 12 3.2 制動強度和附著系數(shù)利用率 13 3.3 制動器最大的制動力矩 15

3、 3.4 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 16 3.4.1 制動鼓直徑 16 3.4.2 制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 16 3.4.3 摩擦襯片起始角 17 3.4.4 張開力的作用線至制動器中心的距離 17 3.4.5 制動蹄支銷中心的坐標位置與 18 3.4.6 摩擦片摩擦系數(shù) 18 3.5 制動器的設計計算 18 3.5.1 制動蹄片上的制動力矩 18 3.5.2 摩擦襯片的磨損特性計算 21 3.5.3 制動器的熱容量和溫升的核算 22 4 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設計 24 4.1 主要零件的選擇 24 4.1.1 制動鼓 24 4

4、.1.2 制動蹄 24 4.1.3 制動底板 25 4.1.4 制動蹄支承 25 4.1.5 制動輪缸 25 4.1.6 摩擦材料 25 4.1.7 制動摩擦襯片 26 4.1.8 制動器間隙 27 4.2 結(jié)構(gòu)的校核和計算 28 4.2.1制動蹄支承銷剪切應力計算 28 4.2.2 輪缸直徑與工作容積 29 4.2.3制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚 30 5 總結(jié) 31 參考文獻 32 致 謝 33 轎車后輪鼓式制動器設計 摘 要 隨著汽車速度的不斷變快和人們對汽車安全性要求的提高，汽車制動系統(tǒng)顯得越來越重要。而鼓式制動器作為目前在經(jīng)濟型

5、轎車中使用的最多的一種摩擦制動器，卻還存在著許多問題。因此改進它機構(gòu)中存在的問題，使其能夠穩(wěn)定、高效運行的研究對整個汽車行業(yè)的發(fā)展來說意義重大。 本課題的研究是以實際產(chǎn)品為基礎，并結(jié)合理論設計的要求，對一輛經(jīng)濟型轎車的后輪鼓式制動器進行結(jié)構(gòu)形式的選擇、主要參數(shù)的計算、零件的選擇設計和結(jié)構(gòu)的校核計算等。在設計計算過程中通過查閱大量資料并聯(lián)系實際情況不斷進行修改、優(yōu)化，力求使所設計的制動器與目標車輛更加的相匹配。 關鍵詞：鼓式制動器；結(jié)構(gòu)形式；選擇設計；校核計算；優(yōu)化 Car rear drum brake

6、design Abstract As the vehicle speed becomes faster and people constantly improve vehicle safety requirements, brake systems become increasingly important. The drum brake as a friction brake is currently the most used in the economy car, and still there are many problems. Therefore improving i

7、ts organization problems that it can stable and efficient operation of research on the development of the automotive industry is of great significance. Research on this subject is based on the actual product, and theoretical design requirements for an economy car rear drum brake structure selection

8、, checking choose design and calculation of the main parameters of the structure, part of calculation. In the design calculation process by access to large amounts of information and links to the actual situation constantly changes, optimization, and strive to make the brake with the target vehicle

9、designed more matches. Keywords：drum brake; Structure; Select Design; Checking calculation; Optimization 1 緒論 1.1 課題的研究目的及意義 我們知道汽車在確保安全行駛的條件下，為了提高運輸效率，應當盡量以高速行駛，但也需要慢下來，停下來，而制動系統(tǒng)就是確保汽車安全行駛過程中最為重要的一套系統(tǒng)?，F(xiàn)在隨著道路交通狀況的日益復雜和車流量的增加，我們在正常駕車行駛過程中用到制動系統(tǒng)的次數(shù)越來越多，這就要求我們的制動系統(tǒng)必須擁有更高的性能和更長的使用壽

10、命。設想如果在需要制動的時候制動系統(tǒng)不能可靠，快速的反應將汽車減速停止，那么將會對乘員的生命安全和財產(chǎn)帶來極大的損害。 如今的汽車大多數(shù)都裝配了兩套制動裝置，它們可劃分為主要用于汽車的減速與停車的行車制動裝置和主要用于駐車后防止汽車滑溜的駐車制動裝置。但是由于交通事故往往都發(fā)生在汽車行駛過程中，所以行車制動裝置就顯得格外的重要。經(jīng)過將近一個多世紀的發(fā)展，汽車的行車制動系統(tǒng)已經(jīng)越來越完善，形成各種各樣的適應于不同環(huán)境的制動裝置?，F(xiàn)在大多數(shù)汽車使用行車制動器主要分為盤式制動器和鼓式制動器兩大類，其原理都是使用固定的元件去摩擦旋轉(zhuǎn)元件的工作表面從而產(chǎn)生比較大制動力矩使旋轉(zhuǎn)元件停止轉(zhuǎn)動。但在實際路況

11、的使用過程中，這類摩擦制動器存在的問題還是比較多的，比如：受到路面條件和天氣情況的影響較大，摩擦受熱后制動效能下降比較快，在汽車涉水后存在嚴重的水衰退問題等等，并且鼓式制動器存在的問題相比盤式來說更加的嚴重和復雜。但考慮到鼓式制動器在絕大多數(shù)經(jīng)濟型轎車后輪中仍被廣泛使用，因此改進它機構(gòu)中存在的問題，使其能夠穩(wěn)定、高效運行的研究對整個汽車行業(yè)的發(fā)展來說意義重大。 1.2 目前的發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 在汽車作為一個工業(yè)產(chǎn)品登上歷史舞臺的時候，關于汽車車輛制動系統(tǒng)的研究就未曾停止。近年來，伴隨車輛數(shù)量的井噴式增長和不斷加速的車輪，對制動系統(tǒng)的研究發(fā)展更是進入了一個高潮期。制動器作為制動系統(tǒng)中的核心部件

12、，對它的研究已經(jīng)呈現(xiàn)一種白熱化的狀態(tài)。現(xiàn)階段摩擦式制動器是一種被廣泛運用的制動器類型，按摩擦副旋轉(zhuǎn)元件的種類可分為鼓式和盤式。在盤式中，滑動鉗盤是目前應用最廣泛的一種。從可靠性和安全性上看，盤式制動器的熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性比鼓式制動器好很多，因而被廣泛應用。但盤式制動器的缺點也比較明顯，它的效能低，對塵污和銹蝕的防護力較差，并且需要加裝比較繁復的手驅(qū)動機構(gòu)才能駐車制動，考慮到這些問題許多車的制動系統(tǒng)采用前盤后鼓的形式。而對于安裝有再生制動能力電機的電動汽車和混合動力車，它引入了一種新形式的制動器能在回收制動能量時制動。作為一種全新的制動器類型，必然會對傳統(tǒng)的制動器產(chǎn)生深刻的影響。電制動系統(tǒng)

13、制動器并不是一個獨立的新型制動器，它是在傳統(tǒng)制動器技術(shù)的基礎上演變而來的，最好的例證是它也分為盤式和鼓式兩類。但鼓式電制動卻在很大程度上克服了傳統(tǒng)鼓式衰退性快等缺點，在加之其結(jié)構(gòu)和制造工藝等相對盤式更簡單，所以仍有極大的發(fā)展空間。受到信息電子技術(shù)發(fā)展的影響，車輛也由傳統(tǒng)意義上的純機械裝置向著模塊化，集成化，電子化，車供能源的高壓化的發(fā)現(xiàn)發(fā)展，制動系統(tǒng)當然也不能例外。在博世、西門子、特維斯這些巨頭汽車零部件廠商的積極推廣帶領下，電制動系統(tǒng)必將是未來的主流，制動系統(tǒng)性能也將發(fā)生跨越式的發(fā)展。 1.3 本課題的主要內(nèi)容及目的 本課題的任務是通過各種途徑查閱資料并聯(lián)系實際情況，根據(jù)該車型的特點運用

14、大學所學到的車輛工程專業(yè)的理論知識，對某款汽車的后輪鼓式制動器進行結(jié)構(gòu)的選擇，然后對具體的零部件進行詳細的設計和計算，其內(nèi)容主要涵蓋以下方面：汽車制動必需力的大小及其前后的分配比例；摩擦片的構(gòu)造參數(shù)并計算使用壽命；根據(jù)摩擦片壽命及輪胎尺寸所要求的空間大小來決定制動器的形式、結(jié)構(gòu)和參數(shù)；制動器的零件設計并衡量其部件用料、強度大小、使用壽命和裝配工藝是否合符要求。為了滿足越來越嚴格的環(huán)保標準，因此在滿足車輛制動效能及安全要求的基礎上盡量選擇達到國家環(huán)保要求的材料。 在大學四年的學習中我們掌握很多的專業(yè)知識和技巧，因此在這次畢業(yè)設計中，我們能夠很好的將所學習的知識進行回憶和整合，所以這次畢業(yè)設計的

15、目的在于： 1. 將所學的知識進行整合和深化。 2. 進一步提高自己的閱讀文獻和分析資料的能力。 3. 鞏固自己的CAD繪圖技巧。 4. 學會汽車中一些零部件的設計、計算和校核方法，為從事這方面工作做好準備。 5. 培養(yǎng)作為一個工程師所需的嚴謹?shù)木瘛? 2 鼓式制動器的工作原理與結(jié)構(gòu)分析 2.1汽車制動系統(tǒng)的介紹 汽車制動系不僅在汽車的行駛過程中起作用，體現(xiàn)在它能夠讓駕駛員在行駛過程中隨心所欲的控制汽車的減速和使汽車停止，和使汽車在下坡時保持在一個穩(wěn)定的速度上，而且它的駐車制動機構(gòu)還能夠讓汽車在停止的狀況保持長時間

16、的禁止。汽車制動系統(tǒng)與汽車的穩(wěn)定駕駛和停車息息相關。只有制動系統(tǒng)在任何環(huán)境路況下都能處在一個良好的工作狀況時，汽車的動力性才能夠完全的被開發(fā)。 制動系統(tǒng)主要包括制動器和制動操縱系統(tǒng)，制動動作的產(chǎn)生裝置即制動器，制動操縱系統(tǒng)是除制動器外其它一系列裝置的總和。那種能夠產(chǎn)生阻礙汽車的運動或運動趨向力的機構(gòu)，我們稱之為制動器，其中也包括輔助制動系統(tǒng)中的緩沖設備。制動力矩是利用不同的機械零件工作面之間的摩擦作用產(chǎn)生的制動器，被稱為摩擦制動器，可以將它分為鼓式制動器和盤式制動器兩個類型。制動操縱系統(tǒng)的作用是產(chǎn)生制動動作，控制制動效果并通過一系列的配合作用最終把能量傳到制動器的各個部件，包括功能設備，控制

17、設備，傳動設備和制動力調(diào)節(jié)設備，報警設備，壓力保護設備等。大概構(gòu)成見圖2.1 圖2.1汽車制動系統(tǒng)的基本部件 1-液壓助力制動器 ；2-主缸和防抱死裝置 ；3-前盤式制動器 ； 4-制動踏板 5-駐車制動桿 ；6-防抱死計算機；7-后盤式制動器 2.2 鼓式制動器基本工作原理 在一百年前的汽車上我們就可以見到鼓式制動器的身影，但是因為它的可靠性以及強制動力即使應用在現(xiàn)代的汽車上仍十分出色，所以在許多車型上仍可以見到鼓式剎車的身影。鼓式剎車的原理是利用制動蹄與制動鼓之間摩擦來

18、使汽車減速停止，通過液壓裝置使用液壓力的作用將位于制動鼓內(nèi)的剎車片往外推從而壓在旋轉(zhuǎn)著的制動鼓上。 鼓式剎車的剎車鼓內(nèi)面就是剎車裝置產(chǎn)生剎車力矩的位置，所以它占用的空間在產(chǎn)生同等制動的前提下要比盤式制動器小很多。在一些載重型的貨車上，輪圈的空間非常的有限，因此體積較小但能產(chǎn)生較大制動力的鼓剎變成了這類車型的一個比較常見的選擇。 圖2.2 鼓式構(gòu)造整體圖 圖2.3鼓式構(gòu)造分解圖 簡單來分析一下鼓剎的模型，就是利用禁止的物體去阻礙運動的物體，這樣便會產(chǎn)生摩擦力而是運動的物體降低速度乃至停止的一個裝置。 腳踩

19、剎車踏板，剎車踏板便會推動活塞運動，接而壓縮油路中的剎車油，通過液壓作用進而會使得每個車輪中的剎車分泵的活塞往外運動推動制動蹄，制動蹄便會對制動鼓施加壓力產(chǎn)生摩擦力矩。在力矩的作用下，制動鼓的轉(zhuǎn)速降低而達到了剎車的效果。當中零部件的具體運動情況如下所述： 如圖2.4所示汽車制動時，當制動踏板1被駕駛者踩下的瞬間，推桿2壓動主缸活塞3，由于受到壓迫，主缸中的油液便經(jīng)油管5淌進制動輪缸6從而促使活塞7頂動兩制動蹄10，讓其繞支承銷張起，這樣摩擦片9便被緊壓在了制動鼓的內(nèi)表面上。因為壓力的原因制動蹄產(chǎn)生了一個與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反摩擦力矩，輪胎與路面間的附著作用使得車輪對路面作用一個向前的周緣力，同時

20、路面也對車輪作用一個向后的地面制動力。當制動力經(jīng)過車橋和懸架傳給了車架和車身時，汽車產(chǎn)生了一定的減速度，從而使汽車減速甚至停車。汽車的減速度隨著地面制動力的增大而增大，同時制動距離變短。所以很明顯，地面制動力除了和摩擦力矩有關外，還受到輪胎與地面間的附著條件影響。 當制動結(jié)束后，隨著駕駛員的收腿制動踏板上的力也隨之消失，制動蹄在回位彈簧13的作用下將回復到先前的位置，與此同時活塞也是如此。 圖2.4 基本結(jié)構(gòu)圖

21、 圖2.5 制動蹄 2.3 鼓式制動器的機構(gòu)形式 鼓式制動器主要有外束型和內(nèi)張型兩種，但外束型現(xiàn)在已經(jīng)極少使用，所以這里我們不做討論。內(nèi)張型鼓式制動器中，固定元件為帶摩擦片的制動蹄。根據(jù)促動裝置類型的不同可劃分為：輪缸式制動器、凸輪式制動器和楔式制動器。而凸輪式制動器都用于氣動傳動中，大客車，貨車等經(jīng)常使用，不符合本課題的要求，所以我們選擇輪缸式制動器。 不同類型的鼓式制動器中，在處在平衡狀況時制動蹄施加給制動鼓的徑向力是不同的，以此為依據(jù)

22、可將鼓式制動器分為領從蹄式制動器、雙領蹄式制動器、雙向雙領蹄式制動器、雙從蹄式制動器、單向自增力式制動器、雙向自增力式制動器，下面分別對它們進行詳細介紹。 2.3.1 領從蹄式制動器 領從蹄式制動器的結(jié)構(gòu)如圖2.6所示。 圖2.6 領從蹄式制動器結(jié)構(gòu)示意圖 制動鼓直接安裝輪轂上并跟隨車輪一起做圓周運動。制動底板作為制動器的基體，上面裝著一些零件。其上部安裝的是制動輪缸，制動蹄的端部與輪缸活塞凹槽配合安裝固定。而下部則通過圓孔套在偏心支承軸上面。制動底板上有螺栓孔，通過螺栓與后橋殼的凸緣鉸接在一起。 如圖2.7所示的這種制動器叫做領從蹄式制動器。我們設汽車前進時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向如箭

23、頭所示，可見制動蹄1的支承點3在在箭頭的方向上，因此在制動時制動輪缸7的活塞會將制動蹄的后端推開，這樣制動蹄的旋向便與制動鼓的旋向是一致的，具有這種屬性的制動蹄稱為領蹄。與領蹄對稱的另一側(cè)的制動蹄，它的支承點在箭頭方向的后端，活塞施加的力作用在前端，所以其旋向與制動鼓的旋向相反，這種屬性的制動蹄稱為從蹄。當車輛掛上倒車檔時，制動鼓變?yōu)榉捶较虻霓D(zhuǎn)動，這時制動蹄1與制動蹄2的張開方向與先前相反即：蹄1為從蹄，2為領蹄。所以在制動鼓的正反轉(zhuǎn)動中始終會存在一個從蹄和領蹄，這種類型的制動器就被稱作領從蹄式制動器。 圖2.7 領從蹄式制動器示意圖 1-領蹄；2-從蹄；3、4-支點；5-回位彈簧；6-制

24、動鼓；7-制動輪缸 領從蹄式制動器受力情況如圖2.7所示。在制動過程中兩邊的制動蹄所收到的輪缸對它的張力的大小是同等的，都是，兩制動蹄在力的推動下繞著支承點向外偏轉(zhuǎn)從而壓在制動鼓上，同時由牛頓定律可知，制動鼓也會對兩制動蹄施加法向反力、和相應的切向反力、。由力矩方向的判定原則可知，、對前制動蹄作用的力矩方向是相同的，所以在的作用下，將導致前制動蹄對制動鼓的壓緊力增大，即變得更大?！爸鷦荨弊饔帽闶沁@樣產(chǎn)生的，前面的制動蹄起到增大壓緊的作用被稱作助勢蹄，相反的，的作用則趨向于使制動蹄與制動鼓分離，讓變小，這種制動蹄制起到“減勢”作用，被稱作減勢蹄。由于在制動過程中兩制動蹄對制動鼓的作用是相反

25、的，因此就導致了助勢蹄的制動力矩大概是減勢蹄的2至2.5倍。 如圖2.8，為一汽奧迪100型橋車的后輪制動器。制動蹄9的上下支承面根據(jù)工作需要被制成弧面，下端通過支承板31與制動底板相連，支承板31用平頭銷固定。輪缸活塞的促動力會由支承座17傳遞給制動蹄的上端。此種支撐結(jié)構(gòu)可以使制動蹄沿支承面有一定的浮動量。駐車制動杠桿26上端與后制動蹄27用平頭銷24連接。其上部卡在駐車制動推桿11右端的切槽里起到中間支點的作用，并用一根拉繩連接其下端。推桿內(nèi)彈簧12左右端分別有勾與推桿11的右彎舌和后制動蹄27的腹板相連接，推桿外彈簧25的結(jié)構(gòu)與內(nèi)彈簧相同，但它分別與前制動蹄15的腹板和推桿11的右彎舌

26、相連接。 在進行駐車制動時需要經(jīng)過一系列桿之間的運動與配合才能完成。先手動將制動桿拉到制動位置，這時候駐車制動桿下端受到拉力便會繞著其上端的固定點轉(zhuǎn)動。前制動蹄15由于受到制動推桿11的右移影響，便會向制動鼓偏轉(zhuǎn)。但制動蹄壓倒制動鼓后，推桿11便停止運動。而制動杠桿26的中間支點就成為了新支點繼續(xù)使其1轉(zhuǎn)動。后制動蹄27被制動杠桿27推動壓向制動鼓，完成駐車制動。 圖2.8 一汽奧迪100型轎車后輪制動器 1-限位彈簧座；2-限位彈簧；3-限位銷釘；4-制動底板；5-摩擦片；6-調(diào)節(jié)齒板拉簧；7-密封堵塞；8、14-鉚釘；9-制動蹄腹板；10-調(diào)節(jié)齒板；11-駐車制動

27、推桿；12-駐車制動推桿內(nèi)彈簧；13-調(diào)節(jié)支承板；15-前制動蹄；16-密封罩；17-支承座；18-輪缸殼體；19-活塞回位彈簧；20-放氣螺釘；21支承桿；22-皮圈；23-活塞；24-平頭銷；25-駐車制動推桿外彈簧；26-駐車制動推桿；27-后制動蹄；28-制動回位彈簧；29-限位板；30-平頭銷；31-支承板 2.3.2 雙領蹄式制動器 為了進一步增強制動效果，可以將鼓中的兩個制動蹄各用一個單向活塞的制動輪缸控制并且這兩個制動輪缸是關于制動底板的中心對稱布置的。這樣的制動器便稱作雙領蹄式制動器。這種制動蹄中，前后制動蹄、輪缸和調(diào)整凸輪等零件都是關于制動底板中心對稱的。為保證兩輪缸的

28、驅(qū)動油壓相等，將兩輪缸用一根油管相連。在前進制動時，倆個制動蹄便都成為了助勢蹄，制動蹄片的磨損也近似于相等。但倒車時兩蹄均為減勢蹄，制動效能大幅下降。 圖2.9 雙領蹄式制動器結(jié)構(gòu)示意圖 2.3.3 雙向雙領蹄式制動器 在汽車向前和后退的過程中，如果兩蹄都起到助勢作用，這種類型的制動器被稱作雙向雙領蹄式制動器。結(jié)構(gòu)見圖2.10.車輛前進時，兩個制動輪缸兩端的活塞在壓力的作用下都會張開。制動蹄的上下兩端都會被壓住，這時兩個制動蹄將分別壓住制動鼓。因為兩蹄與制動鼓之間存在摩擦力，所以兩蹄都開始傾向于制動鼓轉(zhuǎn)動的方向轉(zhuǎn)動。這將導致兩輪缸活

29、塞中各一對稱端的活塞被壓回，直至與輪缸端面完全靠合成為剛性接觸，這時兩蹄的工作狀態(tài)便等同于雙領蹄制動器中的兩蹄的情況。倒車時也是如是。 圖2.10 雙向雙領蹄制動器示意圖 1-制動蹄；2-制動輪缸；3-制動鼓；4-回位彈簧 2.3.4 單向自增力式制動器 單向自增力式制動器如圖2.12所示，在制動底板上端有一支承銷，并支承著第二制動蹄。在車輛前進剎車時，單活塞的輪缸便會推壓第一制動蹄，使其與制動鼓內(nèi)表面摩擦。在摩擦力的作用下，第一制動蹄便會轉(zhuǎn)動一小角度，因為兩制動蹄的下端被一根頂桿連接在一起，因此這個小角度的轉(zhuǎn)動便會促使頂桿推動第二制動蹄也與制動鼓相貼合。在這一過程中，可以看見

30、兩制動蹄均起到了助勢的作用。但與前面的制動器不同的是，通過頂桿傳遞給第二制動蹄的推力Q要遠遠大于輪缸活塞施加在第一制動蹄上的推力P。因此，第二制動蹄產(chǎn)生的制動力矩要比第一制動蹄的制動力矩達到2至3倍。 圖2.11所示的是羅馬尼亞生產(chǎn)布切奇113N型汽車前輪用單向增力式制動器結(jié)構(gòu)圖，其頂桿長度是可以調(diào)節(jié)的，用于調(diào)整制動器的間隙。 圖2.11 羅馬尼亞布切奇113N型汽車的前輪制動器 圖2.12 單向自增力式制動器示意圖 1-第一制動蹄；2-制動蹄回位彈簧；3-夾板； 1-第一制動蹄；2-回位彈簧； 4-支承銷；5-制動鼓；

31、6-第二制動蹄；7-可調(diào)頂桿體 3-支承銷；4-制動鼓；5-制動輪缸 8-拉緊彈簧；9-調(diào)整彈簧；10-頂桿套；11-制動輪缸 6-第二制動蹄；7-頂桿；8-拉緊彈簧 2.3.5 雙向自增力式制動器 在圖2.13與圖2.12的比較中可以發(fā)現(xiàn)，單向自增力式與雙向自增力式的主要區(qū)別就在制動輪缸。在雙向自增力式中制動輪缸為雙活塞制動輪缸，并且兩制動蹄合用制動底板上端的支承銷。因此，對于雙向自增力式制動器，它的制動效能不會因為車輛前進或后退而有所不同。但在前進或后退時，它的第一制動蹄則分別由前蹄和后蹄擔當。在制動推力方面，同樣的頂桿傳給第二制動蹄

32、的推力Q要遠大于制動輪缸作用于第一制動蹄的，但是第二蹄與壓緊銷間的壓緊力只受制動輪缸推力的影響。 圖2.13 雙向自增力式制動器示意圖 1-前制動蹄；2-前制動蹄回位彈簧；3-支承銷；4-后制動蹄回位彈簧；5-后制動蹄 6-頂桿；7-輪缸；8-拉緊彈簧 2.4 各類型鼓式制動器特點的比較與選用 1.領從蹄式制動器在車輛向前或向后行駛過程中制動時性能不變，且其機械構(gòu)成簡單，成本較為低廉，在經(jīng)稍許改造后便可安裝駐車制動機構(gòu)。其制動效能和穩(wěn)定性在同類制動器中處于中等水平，所以在中、重型載貨汽

33、車的前后輪制動器和轎車的后輪制動器中仍有廣泛的運用基礎。 2.雙領蹄式制動器的優(yōu)點是在正向制動時擁有很高的制動效能，但其缺點也很明顯，即在倒車制動時由于雙從蹄的緣故，制動效能下降很多。所以這種結(jié)構(gòu)常見于中級轎車的前輪制動器，并且由于擁有兩個成中心對稱的輪缸的緣故，很難安裝駐車制動。 3.雙向雙領蹄式制動器在車輛前進和倒車時能保持制動效能不變，因此在中、輕型載貨汽車和部分轎車的后輪制動器中被廣泛使用。在駐車制動中需要例外安裝專門的中央制動器。 4.單向自增力式制動器擁有極佳的正向制動效能，但倒車制動性確實所有鼓式制動器中最差的。所以僅在少數(shù)車輛上面作為前輪制動器。 5.雙向自增力式制動器

34、作為駐車制動器時，其正反向制動效能都非常理想。所以經(jīng)常在大型高速轎車上被用作行車制動與駐車制動的公用制動器。 綜合比較以上這幾種制動器，增力式制動器的效能最高，雙領蹄次之，領從蹄式第三，還有一種雙從蹄式效能最低，應極少使用，故未介紹。而單從穩(wěn)定性來看，排名與效能剛好相反，領從蹄式最佳，增力式最差。我們本次課題設計的是一款家庭經(jīng)濟型用車后輪的鼓式制動器，從綜合性能，技術(shù)成熟度和成本等因素方面考慮，我們選用領從蹄式制動器。因為領從蹄式制動器制動效能，效能穩(wěn)定性等因素在所有類型的鼓式制動器中居于中流水平，符合家庭經(jīng)濟型用車對性能的要求，而且它結(jié)構(gòu)簡單，成本較低，維修方便，附裝駐車制動機構(gòu)時比較方便

35、。 3 制動系主要參數(shù)的選擇和設計計算 該款經(jīng)濟型轎車的主要整車參數(shù)如下： 表3.1 整車參數(shù) 軸距L（mm）：2600 整車整備質(zhì)量（Kg）：1282 滿載質(zhì)量（Kg）：1800 滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）：1350 滿載時質(zhì)心距后軸中心線的距離（mm）：1250 空載時質(zhì)心高度（mm）：950 滿載時質(zhì)心高度（mm）：850

36、 3.1 同步附著系數(shù) 當車輛的前后制動器的制動力比值為固定值時，只有行駛在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上時才會發(fā)生前后車輪一起抱死的狀況。對于不同值的道路，有一下三種情形： （1）當時：線處在曲線下方，汽車制動時前輪先抱死，失去轉(zhuǎn)向能力，這是一種穩(wěn)定工況。 （2）當時：線處在曲線上方，汽車在制動時總是后輪先抱死，這時容易導致后輪發(fā)生側(cè)滑使汽車失去方向的穩(wěn)定。 （3）當時：汽車在制動時前后輪會同時抱死，同時汽車失去轉(zhuǎn)向能力，這也是一種穩(wěn)定工況。 汽車的最高減速度不能單純的考慮能使汽車最快停止的最高減速度，必須保證在該減速度下汽車能保持正常的行駛，具體條件

37、就是汽車的前后輪之一快要發(fā)生抱死但尚未有四輪中的隨便哪個抱死的臨界情況。假設汽車在路面的同步附著系數(shù)等于的路面上進行制動并使車輛的前后輪能夠一起抱死，則這時的自動減速度為，，其中q為制動強度。在汽車行駛在其它附著系數(shù)的路面時，若出現(xiàn)前后輪中的任何一個快要抱死的情況，這時q必然小于。只有在時，附著系數(shù)利用率才能達到百分之百，是一個用來衡量路面附著系數(shù)利用情況的量，可定義為： （3.1） 式中：—汽車總的地面制動力； G—汽車所受重力； q——汽車制動強度。 當時，，，利用率最高。

38、在20世紀中葉的時候由于道路路面條件的苛刻，而且車輛也保持著有限的速度，所以即使自制動過程中車輛發(fā)生車輪抱死的情況，也不會產(chǎn)生嚴重的后果，因此對于把值設置的較低并沒有引起太大的關注。在進入本世紀后由于日益完善的道路條件和汽車技術(shù)的突飛猛進，導致汽車的速度相比于上世紀直線上升，所以汽車后輪抱死側(cè)滑和前輪抱死失去轉(zhuǎn)向能力造成的事故越來越嚴重。因此一般轎車和貨車的設定均有一定的提高，根據(jù)國內(nèi)外的相關資料記載，在滿載情況下轎車??；貨車取為宜。 我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調(diào)性要求》中等效聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會的制動法規(guī)規(guī)定：在任意負載下，制動強度在0.

39、15至0.3時，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足的要求，參考見圖3.1。 圖3.1除、外的其他類別車輛的制動強度與附著系數(shù)要求 參考其它同類型的車，本次設計取。 3.2 制動強度和附著系數(shù)利用率 已選定，同時已知汽車軸距mm，滿載時汽車質(zhì)心距前軸中心的距離mm，滿載時汽車質(zhì)心距后軸中心的距離mm，滿載時汽車質(zhì)心高度mm，根據(jù)公式 （3.2） 求得：制動力分

40、配系數(shù) 又根據(jù)公式： （3.3） （3.4） 式中：—制動強度； —前軸車輪的地面制動力； —后軸車輪的地面制動力。 當時，，故，；。 所以，，符合要求。 當時，，求得： 這時我們分別取=0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、0.6、0.7 =2473.4、2632.8、4160.3、5860.5、7764.1、9910.1、12348 =0.062、0.149、0.23

41、6、0.332、0.440、0.562、0.7 =0.621、0.746、0.786、0.831、0.880、0.936、1 可得 表3.2 數(shù)值表 符合要求。 當時，，求得： 取=0.8 可得： 表3.3 數(shù)值表 =32069.8、=0.8060、=1.0075 符合要求。 3.3 制動器最大的制動力矩 當汽車獲得最大的制動力，則汽車的附著質(zhì)量必定被完全利用，這時的制動力必與地面對車輪的法向力，是成正比關系的。同時為了使制動器的制動

42、效能在一個穩(wěn)定可靠的范圍內(nèi)波動，必須合理的分配前后輪的制動力矩。 雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （3.5） 式中：—汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； —同步附著系數(shù)； —汽車質(zhì)心高度。 車輪制動力矩的大小影響著制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，即 （3.6） 式中：—前軸制動器的制動力，

43、； —后軸制動器的制動力，； —作用于前軸車輪上的地面法向反力； —作用于后軸車輪上的地面法向反力； —車輪的有效半徑。 對于值較大的汽車，應該在優(yōu)先保證汽車制動穩(wěn)定性，再在這個的基礎上合理確定每個軸的最大制動力矩。 當時，，因此確定前后軸的最大制動力矩為 （3.7） （3.8） 式中：—該車所能遇到的最大附著系數(shù)； —制動強度； —輪有

44、效半徑。 帶入數(shù)據(jù)進行計算可得： 單個車輪制動器的最大制動力矩為 、的一半，即1485 N.m 和610N.m。 3.4 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.4.1 制動鼓直徑 在設計中，我們追求更大的制動鼓直徑。因為制動鼓直徑增大的話，與空氣的接觸面積也會增大，更有利于熱量的散失，也會增大其制動力矩。但是如果制動鼓直徑過大的話，就會使得汽車非懸掛部分的質(zhì)量也隨之增加，使得汽車在行駛時的顛簸感增強。而且另外需要考慮的一方面是直徑D不是單獨存在的量，它必須和輪輞的內(nèi)部直徑向配合，過大的直徑會讓輪輞在選擇的時候面臨很大的問題。制動鼓與輪輞之間用來通風散熱的間隙是影響制動鼓直徑D的直接因素

45、，可以通過間隙要求和輪輞的尺寸便可以很容易的計算出制動鼓直徑D，此設計中采用16in的輪輞，所以取，輪胎規(guī)格195/60R14。 3.4.2 制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 據(jù)QC/T309-1999《工作制動鼓直徑和制動蹄片一系列寬度尺寸》的要求，選擇了制動蹄摩擦片寬度b=45mm;摩擦片厚度l=7mm。測得的測試中，當摩擦襯片角為，其有最低程度的磨損，制動鼓的最低溫度，以及最大的制動性能。再進一步減小雖然會更有利于熱能的散失，但會加快磨損。并且包角取值不應該大于，因為較大的接觸面積只會增加散熱，并使制動過程沖擊感增強，還容易發(fā)生自鎖。綜上所述選取領蹄，從蹄

46、 單個制動器摩擦面積： （3.9） 式中：—單個制動器摩擦面積，mm2 —制動鼓內(nèi)徑，mm； —制動蹄摩擦片寬度，mm； —分別為兩蹄的摩擦襯片包角。 帶入數(shù)據(jù)可得 cm2 由表3.4數(shù)據(jù)可知設計符合要求。 表3.4 制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質(zhì)量t 單個制動器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 3.4.3 摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3.2

47、所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。 可得，領蹄包角，從蹄包角均為 圖3.2 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 3.4.4 張開力的作用線至制動器中心的距離 在設計中應盡可能的增大距離(見圖3.2），但應該保證制動輪缸能置于制動鼓內(nèi)，較大的距離有利于提高制動效能。初步設計時可暫取，根據(jù)實際情況取a=95mm。 3.4.5 制動蹄支銷中心的坐標位置與 如圖3.2所示，制動蹄支銷中心的尺寸坐標k盡可能的小，設計中應經(jīng)常采取k=24mm，這樣使c值在允許范圍內(nèi)盡可能取大，在設計的初期可以暫時取，根據(jù)實際情況取c=94mm。 3.4.6 摩擦片摩擦系數(shù) 在選擇摩擦片的時候

48、。要考慮多個影響因素。一方面我們要選擇盡可能高的摩擦系數(shù)，另一方面還要保證它具有較高的熱穩(wěn)定性，能夠抵抗高溫和壓力的雙重影響。但不是要一味的追求很高的摩擦系數(shù)，因為在本次的設計中提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的穩(wěn)定性更為重要。因為在本次設計中穩(wěn)定性是一個重要的方面，包括摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的穩(wěn)定性。目前就國內(nèi)的摩擦材料而言，其穩(wěn)定性在工作溫度小于250攝氏度時，能控制摩擦系數(shù)f=0.35～0.40。因此，為了讓計算的理想的制動力矩時更符合實際的情況，我們?nèi)=0.3。另外，在選擇材料時盡量采用環(huán)境友好型材料。 3.5 制動器的設計計算 3.

49、5.1 制動蹄片上的制動力矩 在對鼓式制動蹄的力矩的計算中，在得到了制動蹄對制動鼓的壓緊力和所產(chǎn)生的力矩后，才可以計算一自由度的制動蹄片上的力矩。采用微元法的思想，假設先在摩擦襯片表面取一面積接近于零的小塊，并使它處在y軸的交角a處，如圖3.3所示。設摩擦襯片的寬度為a。則面積可表示為。 制動鼓施加給摩擦襯片單元面積上的法向力為： (3.10) 而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (3.11)

50、當法向壓力均勻分布時， (3.12) 圖3.3 制動力矩計算用圖 上式是通過制動鼓對蹄的壓力運用積分的方法來計算制動力矩，比較復雜。在實際計算中，若采用張開力P來計算制動力矩則更加簡單。 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表示為： (3.13) 式中:—單元法向力的合力； —摩擦力的作用半徑(見圖3.4)。 將制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力代

51、入到公式中即可得出蹄的制動力矩。 圖3.4 張開力計算用圖 力與張開力的關系可通過制動蹄上力的平衡方程來推斷出： (3.14) 式中：—軸與力的作用線之間的夾角； —支承反力在工：軸上的投影。 解得： (3.15) 代入，增勢蹄制動力矩為 (3.16) 同理，減勢蹄制動力矩表為 (3.17) 接下來求解法向力N及其分量從而確

52、定，及，。假設將(見圖3.3)看作在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（3.10）有： (3.18) （3.19） 因此對于領蹄： (3.20) == 式中：。 并考慮到 (3.21) 則有 (3.22) ==0.28 對于從蹄則有 ==0.136 在和取值一樣的情況下，和值也近似相等。這時兩蹄施加在制動器上的制動力矩為兩蹄上的摩擦力矩相加，即

53、 （3.23） 由式（3.16）和式（3.17)可得 ==0.15 ==0.10 在通過液力驅(qū)動的制動器中，，張開力的大小為 （3.24） 2440N.m 對蹄式制動器來講，當式(3.16)的分母等于零時，蹄自鎖，所以必須注意檢查制動蹄有沒有發(fā)生自鎖：

54、 (3.25) (3.26) 成立，不會自鎖。 已知摩擦片總的全長摩擦力矩： T=R sind=R(cos-cos) (3.27) 由式(3.27)和式(3.12)可求出施加在領蹄表面能承受的最大壓力值： (3.28) =2.18 式中：，，，，，—見圖3.4； ，—見圖3.5； —摩擦襯片寬度； —摩擦系數(shù)。 因此參數(shù)的選取符合本次設計的要求。 3.5.

55、2 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片磨損的程度與很多的原因有關，比如它的制造材料、表面光潔度、工作的溫度、受到的壓力和滑磨的速率等等。因此要精確計算每個因素對磨損的影響程度是十分困難的。但大量實驗數(shù)據(jù)分析表明，影響最為顯著地因素是摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等。 汽車制動減速的原理是通過制動器的摩擦將機械能轉(zhuǎn)換為熱能散到大氣中。這種摩擦通常是十分激烈的，會在短時間內(nèi)使制動器快速升溫，這種轉(zhuǎn)換常常被稱作能量負荷，襯片的磨損程度大小就由它決定，即負荷越大，磨損越快。 制動器能量負荷的衡量需定義一個指標。這個指標表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，我們稱它為比能量消散率，其單位

56、為W/mm2。 單個后輪制動器的比能量耗散率為 （3.29） 式中：—汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； —汽車總質(zhì)量； ,—汽車制動初速度與終速度，m/s，轎車取=21.8m/s； J—制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； T—制動時間，s； A—前、后制動器襯片的摩擦面積； —制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 (3.3

57、0) 在設計中，制動器的比能量耗散率是一個十分重要的數(shù)值。當數(shù)值過高時，不僅會導致制動襯片的磨損速度加快，嚴重的情況還會使制動鼓龜裂。鼓式制動器的比能量耗損率通常要求小于，但在特殊情況下即制動初速度比式(3.24)所規(guī)定的值要小時，允許稍大于。 W/mm2 因此，符合磨損和熱的性能指標要求。 3.5.3 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 (3.31) 式中：—各制動鼓的總質(zhì)量； —與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻

58、、輪輞等)的總質(zhì)量； —制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）； —與制動鼓相連的受熱金屬件的比熱容； —制動鼓的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強烈制溫升不應超過15℃)； L—滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 (3.32) 式中：—滿載汽車總質(zhì)量； —汽車制動時的初速度； —

59、汽車制動器制動力分配系數(shù)。 代入數(shù)據(jù)，得： 鼓式制動器： 通過上面的計算比較可知與熱容量溫升的指標相匹配。 4 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設計 4.1 主要零件的選擇 4.1.1 制動鼓 制動鼓在工作時受力復雜，應有良好的剛性。制動時溫度上升也應在一定范圍內(nèi)，這就要求其應有較大的熱容量。不同車型的制動鼓類型也不同，體積中等載重量大的貨車和中型大巴的制動鼓的材料通常有灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵如圖4.1(a)；對于組合型的制動鼓通常在小型貨車和部分轎車中可以見到，有輻板和鑄鐵鼓筒兩部分，它們通過鑄造的方式形成

60、一體如圖4.1(b)；在轎車中有著廣泛應用的是鑄鋁合金制動鼓，這種制動鼓得益于材質(zhì)和構(gòu)造的原因使得它不易被磨損而且溫度控制也更理想，其內(nèi)鼓筒的材質(zhì)為灰鑄鐵如圖4.1(c)， （a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓 1—沖壓成形輻板；2—鑄鐵鼓筒；3—灰鑄鐵內(nèi)鼓；4—鑄鋁臺金制動鼓 圖4.1制動鼓 在裝配過程中需要使制動鼓的中心與輪轂在一條線上，利用直徑為的圓柱表面的配合來達到要求。同時也要求制動鼓的內(nèi)表面非常光滑，所以要對其進行精加工。為保證車輪高速行駛的穩(wěn)定性，需對其進行動平衡。轎車的許用不平衡度在15～20N?cm之間。 制動鼓的壁厚主要由剛度和強度兩方面考慮確定。由

61、實驗數(shù)據(jù)可知，在壁厚從11mm增加到20mm的過程中，摩擦表面的發(fā)熱情況并沒有明顯的變化。且轎車的設計慣例一般取7mm到12mm之間，所以綜合考慮本課題壁厚選擇10mm。 為了檢查制動器間隙的方便，可以在制動器的閉口一側(cè)開一小孔。 4.1.2 制動蹄 制動蹄在不同的車輛類型中有著不同的要求。就制造工藝而言，轎車和輕型、微型貨車的制動蹄采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接而成。斷面形狀也分為多種，在重型汽車中常有工字形、山字形和Ⅱ字形這三種。但不管采用何種形狀，必須保證制動蹄具有足夠的剛度來抵擋制動時的局部變形。 在小型車的鋼板制的制動蹄腹板上通常開有一到兩條徑向槽，這時為了在制動時讓摩擦襯

62、片與鼓之間的接觸壓力更加均勻，增長摩擦襯片的使用壽命。轎車中摩擦襯片的厚度一般取4.5到5毫米，貨車多數(shù)在8毫米以上。 制動蹄腹板和翼緣的厚度轎車為3到5毫米，貨車為5到8毫米。襯片與制動蹄的連接方式有兩種形式：粘接和鉚接，兩者各有優(yōu)點。前者允許更大的磨損厚度，后者在運動中產(chǎn)生的噪音更加小，可以根據(jù)不同的要求進行選擇。 因此，根據(jù)上面的要求本制動蹄通過熱軋鋼板沖壓—焊接制成，制動蹄腹板和翼緣的厚度分別取4mm、5mm。 4.1.3 制動底板 制動底板是除了制動蹄外其他零件的安裝基體，并且在制動時還要承受制動反力矩，所以它除了必須要具有足夠的剛度外，還必須保證上面各零件安裝位置的正確。因

63、此在加工時通常用鋼板沖壓成型并且上面成高低不平的形狀。在重型汽車因為制動力矩較大的緣故，所以使用可鍛鑄鐵KTH 370—12比鋼板能獲得更好的效果，只有保證制動底板具有足夠的剛度，踏板行程大小、襯片磨損程度才能處在一個合適的值之中。 本設計為輕型小轎車，故制動底板采用熱軋鋼板沖壓成形，制動底板的厚度取5mm。 4.1.4 制動蹄支承 存在兩個自由度的制動蹄支承最突出的兩個優(yōu)點就是：結(jié)構(gòu)簡單可靠，制動蹄能夠根據(jù)制動鼓的位置自動定位。支承的種類常使用偏心支承或偏心輪，因為這種支承能夠根據(jù)制動蹄與制動鼓的工作表面是否同軸心來自動調(diào)整相對位置。其中偏心輪還可以保護腹板上的支承孔不會由于與其它零件

64、的磨損而受到破壞。支承銷在材質(zhì)上使用45號鋼并需要經(jīng)過高頻淬火處理，支座使用可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件。 制動蹄的位置在制動底板上必須是相對固定的。在鼓式制動器中一般會使用以下幾種方法:使用具有長支承銷的支承，可以減小制動蹄在安裝時的不必要晃動；在制動底板上安裝壓緊裝置來使制動蹄的中部靠近制動蹄；通過在制動活塞或調(diào)整推桿端部開槽的方式讓動蹄腹板張開端插入。 本設計采用支承銷，這樣可以使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，。 4.1.5 制動輪缸 制動輪缸的缸體部分采用灰鑄鐵HT250，缸筒采用通孔結(jié)構(gòu)，需搪磨。張開機

65、構(gòu)采用活塞式，這種結(jié)構(gòu)構(gòu)造較為簡單且在制動器中能夠較方便的布置。活塞的數(shù)量一般為兩個，少數(shù)的為四個。但雙領從蹄式中使用的是一種結(jié)構(gòu)不同的單活塞式輪缸?；钊煞譃閮蓚€部分：主體部分由鋁合金制造，但在外端部分壓有鋼制的頂塊用來開槽。為了防止油液外漏，工作腔會使用橡膠密封圈或橡膠皮碗密封。 本設計為領從蹄式的制動器，故缸體材料采用HT250的鑄鐵，左右各兩個活塞。 4.1.6 摩擦材料 制動摩擦材料與制動鼓直接接觸摩擦，需長期處在一個高溫、高壓、劇烈磨損的環(huán)境中工作。因此其摩擦系數(shù)必須高而穩(wěn)定，但摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差，同時抗熱衰退性能要好。為了保證材料要具有一定的壽命，材料需耐磨性好

66、，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能。為了應對越來越嚴格的環(huán)保政策，使用的材料在制動時不能產(chǎn)生過大的噪音和不良氣味。當前，制動器中使用廣泛的是模壓材料，但必須按不同襯片的規(guī)格進行膜壓。其優(yōu)點是當選用的聚合樹脂配料時襯片會具有不同的摩擦性能和其它性能以適應不同的要求。 設計計算制動器時一般取0.3～0.35。 4.1.7 制動摩擦襯片 對于制動摩擦襯片，本設計選擇GB 5763-1998《汽車用制動器襯片》中的第二類（微型、輕型汽車鼓式制動器），其性能見表4.1 表4.1 汽車制動器摩擦襯片的摩擦性能 類別 項 目 試驗溫度 100℃ 150℃ 200℃ 250℃ 300℃ 350℃ 1 類 摩擦系數(shù) 0.30～0.70 0.25～0.70 0.20～0.70 —— —— —— 指定摩擦系數(shù)的允許偏差 ±0.10 ±0.12 ±0.12 —— —— —— 磨損率（V），10－7cm3/（N?m） ≤1.00 ≤2.00 ≤3.00 —— —— —— 2 類 摩擦系數(shù) 0.25～0.65