鼓式制動器機(jī)設(shè)項(xiàng)目設(shè)計(jì)方案

1 鼓式制動器機(jī)設(shè)項(xiàng)目設(shè)計(jì)方案 近年來，國內(nèi)、外對汽車制動系統(tǒng)的研究與改進(jìn)的大部分工作集中在通過對汽車制動過程的有效控制來提高車輛的制動性能及其穩(wěn)定性，如 術(shù)等，而對制動器本身的研究改進(jìn)較少。然而，對汽車制動過程的控制效果最終都須通過制動器來實(shí)現(xiàn)，現(xiàn)代汽車普遍采用的摩擦式制動器的實(shí)際工作性能是整個制動系中最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進(jìn)制動器機(jī)構(gòu)、解決制約其性能的突出問題具有非常重要的意義。 對于蹄鼓式制動器，其突出優(yōu)點(diǎn)是可利用制動蹄的增勢效應(yīng)而達(dá)到很高的制動效能因數(shù)，并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式 ，以及其制動性能的可設(shè)計(jì)性強(qiáng)、制動效能因數(shù)的選擇范圍很寬、對各種汽車的制動性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動器中占主導(dǎo)地位。但是，傳統(tǒng)的蹄鼓式制動器存在本身無法克服的缺點(diǎn)，主要表現(xiàn)于：其制動效能的穩(wěn)定性較差，其摩擦副的壓力分布均勻性也較差，襯片磨損不均勻；另外，在摩擦副局部接觸的情況下容易使制動器制動力矩發(fā)生較大的變化，因此容易使左右車輪的制動力產(chǎn)生較大差值，從而導(dǎo)致汽車制動跑偏。 對于鉗盤式制動器，其優(yōu)點(diǎn)在于：制動效能穩(wěn)定性和散熱性好，對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力 分布較均勻，而且結(jié)構(gòu)較簡單、維修較簡便。但是，鉗盤式制動器的缺點(diǎn)在于：其制動效能因數(shù)很低（只有 右），因此要求很大的促動力，導(dǎo)致制動管路內(nèi)液體壓力高，而且其摩擦副的工作壓強(qiáng)和溫度高；制動盤易被污染和銹蝕；當(dāng)用作后輪制動器時不易加裝駐車制動機(jī)構(gòu)等。 因此，現(xiàn)代車輛上迫切需要一種可克服已有技術(shù)不足之處的先進(jìn)制動器，它可充分發(fā)揮蹄鼓式制動器制動效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時具有摩擦副壓力分布均勻、制動效能穩(wěn)定以及制動器間隙自動調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點(diǎn) 。 2 商用車制動系概述 汽車制動 系是用以強(qiáng)制行駛中的汽車減速或停車、使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地 (包括在斜坡上 )駐留不動的機(jī)構(gòu)。 從汽車誕生時起，車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。近年來，隨著車輛技術(shù)的進(jìn)步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。 也只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)型式主要有機(jī)械式、 2 氣動式、液壓式、氣 液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具 有的動能，以達(dá)到車輛制動減速，或直至停車的目的。 汽車制動系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置；重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設(shè)應(yīng)急制動裝置及輔助制動裝置，牽引汽車應(yīng)有自動制動裝置等。 作為制動系的主要組成部分， 在車輛上常用的傳統(tǒng)蹄鼓式制動器包括領(lǐng)從蹄型、雙領(lǐng)蹄型、雙從蹄型、雙向自增力型等不同的結(jié)構(gòu)型式。 3 鼓式制動器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀 長期以來，為了充分發(fā)揮蹄鼓式制動器的重要優(yōu)勢，旨在克服其主要缺點(diǎn)的研究工作和技術(shù)改進(jìn)一直在進(jìn)行中，尤其是對蹄鼓式制動器工作過 程和性能計(jì)算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點(diǎn)在于制動器結(jié)構(gòu)和實(shí)際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進(jìn)措施，制動器的性能也有了一定程度的提高。 1978 年， 提出一種蹄平動的鼓式制動器形式；這種制動器的制動蹄因?yàn)槭艿交鄣南拗?，只能平動不能轉(zhuǎn)動，因此沒有增勢效應(yīng)，也沒有減勢效應(yīng)，與盤式制動器類似，理論上制動效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動穩(wěn)定性較好，同時，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象 ，但制動效能因數(shù)較低。 1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動器”設(shè)計(jì)方案，該制動器是通過機(jī)械的方法來實(shí)現(xiàn)鼓式制動器的自增力，制動效能因數(shù)的變化范圍為 2 6。應(yīng)用一套電控機(jī)械裝置調(diào)整領(lǐng)蹄的支承點(diǎn)來提高制動器的制動效能數(shù)，以補(bǔ)償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數(shù)降低。該制動器達(dá)到相同的制動力矩所要求的輸入力是盤式制動器 1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨(dú)工作，從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復(fù)雜、高能耗、高成本、維護(hù)困難等。 1999年提出一種 四蹄八片（塊）式制動器，通過對結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計(jì)，制動效能因數(shù)有一定地提高，同時制動效能 _因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳?，這就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。 2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設(shè)計(jì)性強(qiáng)，可根據(jù)對制動效能的需要，較靈活地進(jìn)行制動器設(shè) 3 計(jì)。 另外，近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動器結(jié)構(gòu)形式，如 磁粉制動器 、 濕式多盤制動器 、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。 對于關(guān)鍵磁性介質(zhì) 磁粉，選用了抗氧化性強(qiáng)、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵 證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復(fù)控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇，設(shè)計(jì)了散熱風(fēng)道等 ，使得該技術(shù)有著極好的應(yīng)用前景 3。 盡管對蹄 鼓式制動器的設(shè)計(jì)研究取得了一定的成績，但是對傳統(tǒng)蹄鼓式制動器的設(shè)計(jì)仍然有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用，也可為 后續(xù)設(shè)計(jì)提供理論參考。 4 研究重點(diǎn)以及目的 研究重點(diǎn)：根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，合理計(jì)算 該車型制動系統(tǒng)制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇、鼓式制動器主要參數(shù)的計(jì)算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計(jì)算與校核、在二維或三維設(shè)計(jì)平臺 完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設(shè)計(jì)合理性的分析和評價等 。 本次設(shè)計(jì)的目的是通過合理整和已有的 設(shè)計(jì)，閱讀大量文獻(xiàn)，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)的機(jī)械制圖的步驟和規(guī)則；掌握鼓式制動器總成的相關(guān)設(shè)計(jì)方法，以進(jìn)一步扎實(shí)汽車設(shè)計(jì)基本知識；學(xué)會用 G 等三維軟件進(jìn)行基本的二維或三維建模和制圖，同時提高分析問題及解決問題的能力。提出將各種設(shè)計(jì)方法互相結(jié)合 ,針對不同的設(shè)計(jì)內(nèi)容分別應(yīng)用不同的方法 ,以促進(jìn)其設(shè)計(jì)過程方法優(yōu)化、設(shè)計(jì)結(jié)果精益求精。 1 鼓式制動也叫塊式制動 ， 現(xiàn)在鼓式制動器的主流是內(nèi)張式，它的 制動蹄 位于制動輪內(nèi)側(cè)，剎車時制動塊向外張開，摩擦制動輪的內(nèi)側(cè)，達(dá)到剎車的目 的。 制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災(zāi)嚴(yán)重的后果。制動系統(tǒng)的主要部件就是制動器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動效能的蹄 鼓式制動器。本設(shè)計(jì)就摩擦式鼓式制動器進(jìn)行了相關(guān)的設(shè)計(jì)和計(jì)算。在設(shè)計(jì)過程中，以實(shí)際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國工廠目前進(jìn)行制動器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計(jì)的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動器的結(jié)構(gòu)形式及、制動器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動器的制動力矩、制動蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動效能因數(shù)、制動減速度、耐磨損特性、制動溫升等，并在此基礎(chǔ) 上進(jìn)行制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞： 鼓式制動器 ，制動力矩，制動效能因數(shù)，制動減速度，制動溫升 2 圖 式制動器簡圖 (a)領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（ b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（ c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （ d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（ e）單向增力式；（ f）雙向増力式 制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的轉(zhuǎn)動 方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 式制動器按蹄的屬性分類 從蹄式制動器 如圖 a），（ b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進(jìn)時的制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄 1 為領(lǐng)蹄，蹄 2 為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)。這種當(dāng)制動鼓正，反向旋轉(zhuǎn)時總具有一個領(lǐng)蹄和一個從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器，稱為領(lǐng)從蹄式制動器。由圖 a），（ b）可見，領(lǐng)蹄所受的摩 擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 3 圖 司的 S 凸輪制動器 圖 車的 S 凸輪式車輪制動器 1 制動蹄； 2 凸輪； 3 制動底板； 4 調(diào)整臂； 5 凸輪支座及制動氣室； 6 滾輪 4 對于兩蹄的張開力12p p p的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖 b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向反力應(yīng)相等。但當(dāng)制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動鼓使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減少。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器稱為非平衡式制動器。液壓或鍥塊驅(qū)動的領(lǐng)從蹄式制動器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命 均勻?？蓪奶愕哪Σ烈r片包角適當(dāng)?shù)販p小。 對于如圖 a）所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄制動器，在制動時，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩應(yīng)分別相等，而作用于兩蹄的張開力1p，2且必然有1車輪，其力矩 平衡方程為 式（ 式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反， 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動 力，其方向與汽車行駛方向相反， N； 車輪有效半徑， m。 令 ff （ 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。車輪角速度 0 時，大小亦相等，且寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大fT，地面制動力值不可能大于附著力 F，即 F=Z 式（ 或 = Z 式（ 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z 地面對車輪的法向反力。 當(dāng)制動器制動力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩fF=fT/周緣力的極限值。當(dāng)制動到 =0 以后，地面制動力值 14 后就不再增大，而制動器制動力圖 圖 動器制動力面制動力根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力1Z,2 1Z= 2 2Z= 1 式（ 式中： G 汽車所受重力， N； L 汽車軸距， 1L 汽車質(zhì)心離前軸距離， 2L 汽車質(zhì)心離后軸距離， 汽車質(zhì)心高度， 附著系數(shù)。 取一定值附著系數(shù) =以在空，滿載時由式（ 得前后制動反力 Z 為以下數(shù)值 故 滿載時： )01 25 0(2 60 5 0 01 Z=605 Z=載時： )01 40 0(2 60 5 4 01 Z=15 )605 Z=以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為 表 動時的汽車受力圖 汽車總的地面制動力為 q 式（ 式中 q（ q= 制動強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動力； 1 前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前，后車輪附著力為 1F=2 gB = 2 車輛工況 前軸法向反力1Z， N 后軸法向反力2Z,N 汽車空載 車滿載 16 2F=1 gB = 1 式（ 由已知條件及式（ 得 得前、后軸車 輪附著力即地面最大制動力為 故 滿載時： 605 F=605 F=載時： 605 1 F= 05(2 6 05 40 2 F=滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為： 表 式表明：汽車附著系數(shù) 為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常熟，而是制動強(qiáng)度 q 或總之動力汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動器制動力的分配，道路附著系數(shù)和 坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 （ 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； （ 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； （ 3）前，后輪同時抱死拖滑。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 車輛工況 前軸車輪附著力1F， N 后軸 車輪附著力2F,N 汽車空載 車滿載 17 由式（ （ 難求得在任何附著系數(shù) 的路面上，前，后車輪同時抱死即前，后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是 1fF+ G 12/2/ 21/h L h式（ 式中 1 前軸車輪的制動器制動力，11Z； 2 后軸車輪的制動器制動力，22Z； 1 前軸車輪的地面制動力； 2 后軸車輪的地面制動力； 1Z，2Z 地面對前，后軸車輪的法向反力； G 汽車重力； 1L，2L 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 汽車質(zhì)心高度。 由式（ 知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力1的函數(shù)。 由式（ 消去 ，得 212 22141 22gf f F h 式（ 式中 L 汽車的軸距。 將上式繪成以1為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱 I 曲線，如圖 示。如果汽車前，后制動器的制動力1 曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù) 的路面上制動時，能使前后車輪同時抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動1為汽車制動器制動力分配系數(shù) =112（ 聯(lián)立式（ 式（ 得 =g2 帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： =g2 = 1 2 5 0 0 1 02605= 空載時： = 2 = 1 4 0 0 0 5 02605=于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力，故 又可通稱為制動力分配系數(shù)。又 由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制 動系應(yīng)加裝 18 圖 載貨汽車的 線 步附著系數(shù) 由式（ 得表達(dá)式 21 式（ 上式在圖 是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為 1/ 的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù) 的汽車的實(shí)際前，后制動器制動力分配線，簡稱 線。圖中 線與 點(diǎn)，可求出 B 點(diǎn)處的附著系數(shù)0= ，則稱 線與 I 線交線處的附著系數(shù)0為同步附著系數(shù)。它是汽車制 動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是： 20 式（ 由已知條件以及式（ 得 滿載時：20 2 6 0 5 0 . 7 3 1 2 5 0810 =載時： 20 2 6 0 5 0 . 8 2 1 4 0 0950 =據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿載的同步附著系數(shù)0和0應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車： 型客車、輕型貨車： 型客車及中重型貨車： 故所得同步附著系數(shù)滿足要求。 故所得同步附著系數(shù)滿足要求。 19 制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線來評定。 利用附著系數(shù)就是在某一制動強(qiáng)度 q 下，不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù) 。 前軸車輪的利用附著系數(shù) 1 可如下求得： 設(shè)汽車前輪 剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為 則 f 11式 (而由式 )(21 可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為 )(1 2111 式 (同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為： )(1)1(1222 式 (由此得出利用附著系數(shù)與制動強(qiáng)度的關(guān)系曲線為： 圖 動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線 空載 20 圖 動強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線 滿載 根據(jù) 2676 1999附錄 A，未裝制動防抱死裝置的 (1) 值在 間時，則必須滿足 q (2) q 值在 間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時， 1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在 2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 2不超過 =允許 2 線，即后軸利用附著系數(shù)線位于 1 線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。 由以上兩圖所示，設(shè)計(jì)的制動器制動力分配符合要求。 動器最大制動力矩 應(yīng)合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力1Z,2式（ 知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為 122 21式（ 式中 1L,2L 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 0 同步附著系數(shù)； 21 汽車質(zhì)心高度。 通常，上式的比值：轎車約為 車約為 動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 1 2 式中：1 前軸制動器的制動力，11； 2 后軸制動器的制動力，22； 1Z 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2Z 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 車輪有效半徑。 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標(biāo)準(zhǔn) 744取的輪胎型145/80由 得有效半徑70于常遇到的道 路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù) 值的汽車，為保證在 0的良好路面上（例如 =夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 1 2 h 式（ 2 式（ 由式（ 式（ 得 1 2 h = 15580 1 2 5 0 0 . 8 8 1 0 0 . 8 2 7 02605 = 2 = 1 0 2 4 5 1 0 = 當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即 (1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后 前輪再抱死拖滑； (3)前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 22 動鼓內(nèi)徑 D 輸入力 動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大 D(圖 受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于 20則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。 由 選取的輪胎型號 145/80 2 D=28 309 1999制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定，從表 輞直徑 /2 13 14 15 16 20， 動鼓最大內(nèi)徑 /車 180 200 240 260 貨車 220 240 260 300 320 420 表 得制動鼓內(nèi)徑 =220輞直徑 動鼓的直徑 D 與輪輞直徑 比的范圍：D/過計(jì)算，初選數(shù)值約為 于 圍內(nèi)。因此符合設(shè)計(jì)要求。 圖 式制動器的主要幾何參數(shù) 擦襯片寬度 摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取 23 窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑 片的摩擦面積為 A=R b。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能 量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。 根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大，具體數(shù)據(jù)見表 試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角為： 90 100時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于 120。襯片寬度 b 較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角 0110 。 摩擦襯片寬度 b 取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過 及國家標(biāo)準(zhǔn)309 1999選取摩擦襯片寬度 b=40 表 動器襯片摩擦面積 根據(jù)國外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 24 而單個摩擦襯片的摩擦面積 、襯片寬度 ，即 式 (式中， 是以弧度 (單位， 故摩擦襯片的摩擦面積 A=110 40 110 /180 個制動器的摩擦襯片的摩擦面積 =2A=169 表 示，摩擦襯片寬度 擦襯片起始角0一 般將襯片布置在制動蹄的中央，即令0=90- /2= 035 。 動器中心到張開力 a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a(圖 盡可能 大，以提高制動效能。初取 a=取 a=86 制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) k和 c 應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使 。初取 k=7c=80 片摩擦系數(shù) f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，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)偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于 250時，保持摩擦系數(shù) f =此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動器設(shè) 計(jì)時，取 f = 25 第 3 章 制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算 式領(lǐng) 從蹄制動器 (平行支座面 ) 制動器因素計(jì)算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行 (稱為平行支座 )或不平行 (稱為斜支座 )。參見圖 行支座可視作斜支座的特例，即圖 0 ，對于最一般的情況： 圖 式蹄 (a)平行支座 (b) 斜支座 單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù) )/()( 22 式 (單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù) )/()( 22 式 (上兩式中 s i n)/(co s/ 式 ( s i n)/(/co s)/( 式 ()/(/2/s s 000 s 式 ( s s 式 ()s s( 式 (ss 為鋼對鋼則 角正負(fù)號取值按下 26 列規(guī)則確定：當(dāng) 2/0 ， 為正； 2/0 ， 為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為 43 式 (對于平行支座式的支撐形式，以上各式中 0 ， 0 ， 取f= 故可得： / =81/105+86/105+ 27/105） =co s)/( s = 81/105） /(/2/s s 000 s = )1 0 5/27( 5/8655s i 1 0s i 8 0/1 1 0( = + =1 ( c o s s i n ) f = = ta =： 3)/()( 22 =（ （ 1+ = )/()( 22 =（ （ 1+ = 43 =27 表 同類型制動器的制動器因數(shù) 動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 需制動力計(jì)算 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得： 地面對前、后軸車輪的法向反力 )( 21 g 28 )( 12 g 汽車總的地面制動力為： 21 前、后軸車輪附著力為： )()( 221 )()( 112 故所需的制動力 F 需 = )()( 112 式 (= 605 = 制動踏板力驗(yàn)算 制動踏板力 用下式計(jì)算： 114 2 式中 主缸活塞直徑，為 p 制動管路的液壓； 踏板機(jī)構(gòu)傳動比，12，一般為 2 5，取 真空助力比，取 r ， 2r 見圖 踏板機(jī)構(gòu)及制動主缸的機(jī)械效率，可取 為 圖 壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)計(jì)算用簡圖 根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)取制動時的踏板力為50N， 可得制動管路的液壓 p=24 式 ( 29 = =9 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力 P 與輪缸直徑有如下關(guān)系： 2式 (式中 p 考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓 p = 8 12 p = 9 由 需能 ， 式 (及張開力的計(jì)算公式： 與制動器因數(shù)定義 式 可表示為： ew 4 2 得42 需 式 ( 缸直徑應(yīng)在 87 標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：16， 19， 22， 24， 25,28， 30， 32， 35， 38， 40， 45， 50， 55 取得 輪缸的工作容積 一個輪缸的工作容積： 24 式 (式中 一個輪缸活塞的直徑； n 輪缸的活塞數(shù)目； 一個輪缸活塞在完全制動時的行程： 4321 在初步設(shè)計(jì)時，對鼓式制動器取 =2 1 消除制動蹄 (制動塊 )與制動鼓 (制動盤 )間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器 1 約等于相應(yīng)制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的 2倍； 2 因摩擦襯片 (襯塊 )變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片 (襯塊 )的厚度、材料彈性模量及單位壓力計(jì)算； 3， 4 鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗(yàn)確定。 可得：一個輪缸的工作容積： 30 24 = 部輪缸的總工作容積 式 ( 式中 m 輪缸數(shù)目。 則全部輪缸的總工作容積 V =4 制動器所能產(chǎn)生的制動力計(jì)算 由制動器因數(shù) ，P 1） ， 式 (它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 f式 (式中 制動器的摩擦力矩； R 制動鼓或制動盤的作用半徑； P 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力 (或加于兩制動塊的壓緊力 )的 平均值為輸入力。 由張開力計(jì)算公式 4， 式 (式中制動輪缸直徑 P 制動輪缸中的液壓壓力， 可得： 張開力 P=（ ） 9N =制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力 F 能 =P R/110/270 =軸能產(chǎn)生的制動力 F=2 F 能 =2 31 F=2F 能 =F 需 =所設(shè)計(jì)制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。 動蹄片上的制動力矩 在計(jì)算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。 為計(jì)算有一個自由度的制動蹄片上的力矩1在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與 1y 軸的交角為 處，單元面積為 其中 圖 示。 圖 動力矩的計(jì)算簡圖 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 b R s a x 式（ 算得 44 ； 而摩擦力 生的制動力矩為 f f s a x 32 圖 開力計(jì)算用簡圖 算得 4752在由 至 區(qū)段上積分上式，得 )c o s( c o s 2m a x 當(dāng)法向 壓力均勻分布時， 得 p )c o s( c o s 2 由式 (式 (求出不均勻系數(shù) )c o s/ ( c o s)( 算得 式（ 式（ 出的由壓力計(jì)算制動力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力 增勢蹄產(chǎn)生的制動力 矩1 8 9 6 4 4111 式（ 式中 1N 單元法向力的合力 ； 1 摩擦力 1作用半徑 (見圖 。 如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩 。 33 為了求得力 1N 與張開力 1P 的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式 ： 0)s c o sc o s 111101 x 01111 x 式（ 式中 1 1x 軸與力 1N 的作用線之間夾角； 支承反力在工：軸上的投影。 解式（ 得 )s c o s/ 11111 式（ 對于增勢蹄可用下式表示為 11111111 )s c o s/ f 式（ 對于減勢蹄可類似地表示為 22222222 )s c o s/ f 式（ 為了確定 1 ， 2 及 1 ， 2 ，必須求出 法向力 果將 x 軸和 1y 軸上分量： 4/)2s i n2(s i ns i n m a a x x 式（ 4/)2co s2(co ss i s m a a x y 式（ 算得 1681 因此 47)2s i i )2co ct ( co)ar ct 。 式 (并考慮到 221 式 (則有 22 )2s i i 2c o c o s/)c o s( c o R 式 (如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制