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（独家原创）捷达轿车制动器设计（全套CAD图纸）

树脂粘结剂调整摩擦性能的填充剂由无机粉粒及橡胶聚合树脂等配成与噪声消除剂主要成分为石墨等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片具有不同的摩擦性能和其他性能。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为，少数可达.。设计计算制动器时般取。选用摩擦材料时应注意，般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。制动摩擦衬片在汽车用制动器衬片中，将制动摩擦衬片按用途分成类，其中，第类为驻车制动器用第类为微型轻型汽车鼓式制动器用第类为中重型汽车的鼓式制动器用第类为盘式制动器用。其摩擦性能见表.表.汽车制动器摩擦衬片的摩擦性能类别项目试验温度类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差.磨损率，•.类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差.磨损率，•.类摩擦系数指定摩擦系数的允许偏差磨损率，•制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。般鼓式制动器的设定间隙为，盘式制动器的为此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。在制动轮缸上采取措施实现工作间隙的自动调整，如图.所示。用以限定不制动时制动蹄内极限位置的限位摩擦环装在轮缸活塞内端的环槽中或借矩形断面螺纹旋装在活塞内端。限位摩擦环是个有切槽的弹性金属环，压装入轮缸后与缸壁之间的摩擦力可打。活塞上的环槽或螺旋槽的宽度大于限位摩擦环厚度，活塞相对于限位摩擦环的最大轴向位移量即为两者之间的间隙。间隙应等于在制动器间隙设定的标准时，施行完全制动时所需的轮缸活塞行程。不制动时，制动蹄回位弹簧只能将制动蹄向内拉到轮缸活塞与限位摩擦环外端面接触为止，因为回位弹簧的拉力远远不足以克服摩擦限位环与缸壁间的摩擦力。此时如图.所示，间隙存在于活塞与限位摩擦环内端面之间限位摩擦环活塞制动轮缸图.制动鼓与蹄间隙的工作问凉的自动调整装置制动时，轮缸活塞外移。若制动器间隙正好等于设定值，则当活塞移动到与限位摩擦环内端面接触即间隙消失时，制动器间隙应以消失，并且蹄鼓已压紧到足以产生最大制动力矩的程度。若制动器间隙有与种种原因增大到超过设定值时，则活塞外移到时仍不能实现完全制动。但只要轮缸液压达到.，即能将活塞连同限位摩擦环继续推出，直到实现完全制动。这样，在解除制动时，活塞随制动蹄向后移动到与处于新位置的限位摩擦环与缸壁之间这不可逆转的轴向相对位移，补偿了制动器的过量间隙。.制动蹄支承销剪切应力计算在计算得制动蹄片上的法向力，制动力矩及张开力见.节后，可根据图求得支承销的支承力及支承销的剪切应力如下.式中支承销的截面积。也可以用下述的简化方法求得如图.所示，假设制动蹄与制动鼓之间的作用力的合力作用点位于制动蹄摩擦衬片的工作表面上，其法向合力与支承销的反力分别平行，如图.所示。对两蹄分别绕中心点取矩，得.图.制动蹄支承销剪切应力计算图般来说，的值总要大于的值，故仅计算领蹄的支承销的剪切应力即可.式中见图.支承销的截面积摩擦系数许用剪切应力。由式.知因此由式.知支承销采用号钢制成，其许用剪切应力，因此符合剪切应力要求。第章制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径制动踏板上的力踏板行程踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。.轮缸直径与工作容积为了确定制动主缸及制动轮缸的直径制动踏板力与踏板行程踏板机构的传动比，以及说明采用增压助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。制动轮缸对制动体的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压压力之间有如下关系式.式中考虑制动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般不超过，对盘式制动器可再高些。压力越高则轮缸直径就越小，但对管路尤其是制动软管厦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。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，，.。盘式制动器直径与工作容积根据前面算得的结果，选取，求.由此，选取制动轮缸的直径个轮缸的工作容积.式中个轮缸活塞的直径轮缸的活塞数目个轮缸活塞在完全制动时的行程.在初步设计时，对鼓式制动器可取.消除制动蹄与制动鼓问的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的倍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的蹄的变形与鼓的变形而引起的轮缸活塞行程，其值由试验确定。选取求个轮缸的工作容积。鼓式制动器直径与工作容积，选取，由式.，求选取制动轮缸的直径选取求个轮缸的工作容积。