sc6408v商用車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)說明書

...wd......wd......wd...畢業(yè)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說明書題目SC6408V商用車鼓式制動(dòng)器總成設(shè)計(jì)專業(yè)車輛工程〔汽車工程〕班級2006級汽車一班學(xué)生___廖械兵指導(dǎo)教師___文孝霞重慶交通大學(xué)2010年前言1本課題的目的和意義近年來，國內(nèi)、外對汽車制動(dòng)系統(tǒng)的研究與改良的大局部工作集中在通過對汽車制動(dòng)過程的有效控制來提高車輛的制動(dòng)性能及其穩(wěn)定性，如ABS技術(shù)等，而對制動(dòng)器本身的研究改良較少。然而，對汽車制動(dòng)過程的控制效果最終都須通過制動(dòng)器來實(shí)現(xiàn)，現(xiàn)代汽車普遍采用的摩擦式制動(dòng)器的實(shí)際工作性能是整個(gè)制動(dòng)系中最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改良制動(dòng)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(dòng)器，其突出優(yōu)點(diǎn)是可利用制動(dòng)蹄的增勢效應(yīng)而到達(dá)很高的制動(dòng)效能因數(shù)，并具有多種不同性能的可選構(gòu)造型式，以及其制動(dòng)性能的可設(shè)計(jì)性強(qiáng)、制動(dòng)效能因數(shù)的選擇范圍很寬、對各種汽車的制動(dòng)性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除局部轎車以外的各種車輛的制動(dòng)器中占主導(dǎo)地位。但是，傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動(dòng)器存在本身無法抑制的缺點(diǎn)，主要表現(xiàn)于：其制動(dòng)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(dòng)器制動(dòng)力矩發(fā)生較大的變化，因此容易使左右車輪的制動(dòng)力產(chǎn)生較大差值，從而導(dǎo)致汽車制動(dòng)跑偏。對于鉗－盤式制動(dòng)器，其優(yōu)點(diǎn)在于：制動(dòng)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，而且構(gòu)造較簡單、維修較簡便。但是，鉗－盤式制動(dòng)器的缺點(diǎn)在于：其制動(dòng)效能因數(shù)很低〔只有0.7左右〕，因此要求很大的促動(dòng)力，導(dǎo)致制動(dòng)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(dòng)盤易被污染和銹蝕；當(dāng)用作后輪制動(dòng)器時(shí)不易加裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)等。因此，現(xiàn)代車輛上迫切需要一種可抑制已有技術(shù)缺乏之處的先進(jìn)制動(dòng)器，它可充分發(fā)揮蹄－鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)具有摩擦副壓力分布均勻、制動(dòng)效能穩(wěn)定以及制動(dòng)器間隙自動(dòng)調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點(diǎn)。2商用車制動(dòng)系概述汽車制動(dòng)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(dòng)的機(jī)構(gòu)。從汽車誕生時(shí)起，車輛制動(dòng)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(dòng)性能良好、制動(dòng)系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。汽車制動(dòng)系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動(dòng)系統(tǒng)構(gòu)造型式主要有機(jī)械式、氣動(dòng)式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理根本都一樣，都是利用制動(dòng)裝置，用工作時(shí)產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動(dòng)能，以到達(dá)車輛制動(dòng)減速，或直至停車的目的。汽車制動(dòng)系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動(dòng)裝置，即行車制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)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(dòng)裝置及輔助制動(dòng)裝置，牽引汽車應(yīng)有自動(dòng)制動(dòng)裝置等。作為制動(dòng)系的主要組成局部，在車輛上常用的傳統(tǒng)蹄－鼓式制動(dòng)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構(gòu)造型式。3鼓式制動(dòng)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(dòng)器的重要優(yōu)勢，旨在抑制其主要缺點(diǎn)的研究工作和技術(shù)改良一直在進(jìn)展中，尤其是對蹄－鼓式制動(dòng)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(dòng)器構(gòu)造和實(shí)際使用因素等對制動(dòng)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，得到了一些比擬可行、有效的改良措施，制動(dòng)器的性能也有了一定程度的提高。1978年，BrianIngram等提出一種蹄平動(dòng)的鼓式制動(dòng)器形式；這種制動(dòng)器的制動(dòng)蹄因?yàn)槭艿交鄣南拗疲荒芷絼?dòng)不能轉(zhuǎn)動(dòng)，因此沒有增勢效應(yīng)，也沒有減勢效應(yīng)，與盤式制動(dòng)器類似，理論上制動(dòng)效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動(dòng)穩(wěn)定性較好，同時(shí)，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動(dòng)器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象，但制動(dòng)效能因數(shù)較低。1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動(dòng)器〞設(shè)計(jì)方案，該制動(dòng)器是通過機(jī)械的方法來實(shí)現(xiàn)鼓式制動(dòng)器的自增力，制動(dòng)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(dòng)器的制動(dòng)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(dòng)器到達(dá)一樣的制動(dòng)力矩所要求的輸入力是盤式制動(dòng)器1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個(gè)制動(dòng)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、高本錢、維護(hù)困難等。1999年提出一種四蹄八片〔塊〕式制動(dòng)器，通過對構(gòu)造參數(shù)合理匹配設(shè)計(jì)，制動(dòng)效能因數(shù)有一定地提高，同時(shí)制動(dòng)效能_因數(shù)對摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳疲@就在一定程度上改善了制動(dòng)效能的穩(wěn)定性。2000年，提出一種具有多自由度聯(lián)動(dòng)蹄的新型蹄－鼓式制動(dòng)器，該型式的制動(dòng)器使得制動(dòng)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(dòng)效能的需要，較靈活地進(jìn)展制動(dòng)器設(shè)計(jì)。另外，近年來則出現(xiàn)了一些全新的制動(dòng)器構(gòu)造形式，如磁粉制動(dòng)器、濕式多盤制動(dòng)器、電力液壓制動(dòng)臂型盤式制動(dòng)器、濕式盤式彈簧制動(dòng)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(dòng)性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉(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(dòng)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(dòng)器的設(shè)計(jì)仍然有著不可替代的根基性和研發(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(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力及制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩、鼓式制動(dòng)器的構(gòu)造形式及選擇、鼓式制動(dòng)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(dòng)器熱容量和溫升的核算、制動(dòng)力矩的計(jì)算與校核、在二維或三維設(shè)計(jì)平臺AUTOCAD中完成鼓式制動(dòng)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(jià)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)的根本步驟和要求，以及傳統(tǒng)的機(jī)械制圖的步驟和規(guī)則；掌握鼓式制動(dòng)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)根本知識；學(xué)會(huì)用AUTOCAD,UG等三維軟件進(jìn)展根本的二維或三維建模和制圖，同時(shí)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。目錄中文摘要I英文摘要II第1章鼓式制動(dòng)器構(gòu)造形式及選擇11.1鼓式制動(dòng)器的形式構(gòu)造11.2鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類21.2.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器21.2.2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器61.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器71.2.4單向増力式制動(dòng)器91.2.5雙向増力式制動(dòng)器9第2章制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇132.1制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)132.2同步附著系數(shù)182.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩202.4鼓式制動(dòng)器的構(gòu)造參數(shù)與摩擦系數(shù)212.4.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D222.4.2摩擦襯片寬度b和包角β222.4.3摩擦襯片起始角242.4.4制動(dòng)器中心到張開力P作用線的距離a242.4.5制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c242.4.6襯片摩擦系數(shù)f24第3章制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算253.1浮式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器(平行支座面)制動(dòng)器因素計(jì)算253.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算273.2.1所需制動(dòng)力計(jì)算273.2.2制動(dòng)踏板力驗(yàn)算283.2.3確定制動(dòng)輪缸直徑293.2.4輪缸的工作容積293.2.5制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算303.3制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩313.4制動(dòng)蹄上的壓力分布規(guī)律353.5摩擦襯片的磨損特性計(jì)算373.6制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算403.7行車制動(dòng)效能計(jì)算413.8駐車制動(dòng)的計(jì)算42第4章制動(dòng)器主要零件的構(gòu)造設(shè)計(jì)454.1制動(dòng)鼓454.2制動(dòng)蹄464.3制動(dòng)底板464.4制動(dòng)蹄的支承474.5制動(dòng)輪缸474.6摩擦材料474.7制動(dòng)器間隙48結(jié)論50致謝51參考文獻(xiàn)52附錄153附錄254摘要鼓式制動(dòng)也叫塊式制動(dòng)，現(xiàn)在鼓式制動(dòng)器的主流是內(nèi)張式，它的制動(dòng)蹄位于制動(dòng)輪內(nèi)側(cè)，剎車時(shí)制動(dòng)塊向外張開，摩擦制動(dòng)輪的內(nèi)側(cè)，到達(dá)剎車的目的。制動(dòng)系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會(huì)造成災(zāi)嚴(yán)重的后果。制動(dòng)系統(tǒng)的主要部件就是制動(dòng)器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動(dòng)效能的蹄—鼓式制動(dòng)器。本設(shè)計(jì)就摩擦式鼓式制動(dòng)器進(jìn)展了相關(guān)的設(shè)計(jì)和計(jì)算。在設(shè)計(jì)過程中，以實(shí)際產(chǎn)品為根基，根據(jù)我國工廠目前進(jìn)展制動(dòng)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(dòng)器的構(gòu)造形式及、制動(dòng)器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩、制動(dòng)蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動(dòng)效能因數(shù)、制動(dòng)減速度、耐磨損特性、制動(dòng)溫升等，并在此根基上進(jìn)展制動(dòng)器主要零部件的構(gòu)造設(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(dòng)器，制動(dòng)力矩，制動(dòng)效能因數(shù)，制動(dòng)減速度，制動(dòng)溫升ABSTRACTDrumbrake,alsoknownasblock-typebrake,drumbrakes,nowwithinthemainstreamstylesheets,anditsbrakeshoeslocatedinsidethebrakewheel,brakebrakeblocksoutwhenopen,theinsidewheelfrictionbrake,toachievethepurposeofthebrakes.Inthevehiclebrakingsystemhasaveryimportantrole,failurewillresultindisasterifseriousconsequences.Themainpartsofthebrakingsystemisthebrake,inthemoderncarisstillwidelyusedinhighperformancebrakeshoe-brakedrum.Thedesignofthefrictiondrumbrakeswererelatedtothedesignandcalculation.Inthedesignprocess,basedontheactualproduct,accordingtoourcurrentbrakefactorygeneralnewproductdevelopmentprocess,andtheoreticaldesignrequirements,thefirstmodelofthevehicleaccordingtothegivenparameterandthetechnicalrequirements,determinethebrakestructureand,brakemainparameters,andthencalculatethebrakingtorquebrake,brakeshoesonthepressuredistribution,deformationshoe,brakeeffectivenessfactor,brakingdeceleration,wearcharacteristics,braketemperature,etc.,andinthisbrakeonthebasisofthestructuraldesignofmajorcomponents.Finally,assemblydrawingsandpartstocompletemapping.KEYWORDS：drumbrake,brakingtorque,brakeefficiencyfactor,brakingdeceleration,braketemperaturerising第1章鼓式制動(dòng)器構(gòu)造形式及選擇除了輔助制動(dòng)裝置是利用發(fā)動(dòng)機(jī)排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)展減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動(dòng)器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作外表間的摩擦而產(chǎn)生制動(dòng)力矩使汽車減速或停車的。鼓式制動(dòng)器又分為內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器和外束型鼓式制動(dòng)器。內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動(dòng)蹄，后者又安裝在制動(dòng)底板上，而制動(dòng)底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上〔對車輪制動(dòng)器〕或變速器殼或與其相固定的支架上〔對中央制動(dòng)器〕；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的圓柱外表與制動(dòng)蹄摩擦片的外外表作為一對摩擦外表在制動(dòng)鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故稱為蹄式制動(dòng)器。外束型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動(dòng)帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的外圓柱外表和制動(dòng)帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦外表，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動(dòng)鼓，故又稱為帶式制動(dòng)器。在汽車制動(dòng)系中，帶式制動(dòng)器曾僅用作某些汽車的中央制動(dòng)器，現(xiàn)代汽車已經(jīng)很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器通常簡稱為鼓式制動(dòng)器，而通常所說的鼓式制動(dòng)器即是指這種內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器。1.1鼓式制動(dòng)器的形式構(gòu)造鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類〔見圖1.1〕，它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。圖1.1鼓式制動(dòng)器簡圖(a)領(lǐng)從蹄式〔用凸輪張開〕；〔b〕領(lǐng)從蹄式〔用制動(dòng)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(dòng)蹄按其張開時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動(dòng)蹄張開的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動(dòng)蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。1.2鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類1.2.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器如圖1.1〔a〕，〔b〕所示，假設(shè)圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進(jìn)時(shí)的制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向〔制動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn)〕，則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時(shí)制動(dòng)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(dòng)鼓正，反向旋轉(zhuǎn)時(shí)總具有一個(gè)領(lǐng)蹄和一個(gè)從蹄的內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器，稱為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。由圖1.1〔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(dòng)鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢〞作用，故又稱為減勢蹄。“增勢〞作用使領(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。圖1.2PERROT公司的S凸輪制動(dòng)器圖1.3俄KamA3汽車的S凸輪式車輪制動(dòng)器1制動(dòng)蹄；2凸輪；3制動(dòng)底板；4調(diào)整臂；5凸輪支座及制動(dòng)氣室；6滾輪對于兩蹄的張開力的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器構(gòu)造，如圖1.1〔b〕所示，兩蹄壓緊制動(dòng)鼓的法向反力應(yīng)相等。但當(dāng)制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)并制動(dòng)時(shí)，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢〞作用，使其進(jìn)一步壓緊制動(dòng)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(dòng)時(shí)兩蹄法向反力不能相互平衡的制動(dòng)器稱為非平衡式制動(dòng)器。液壓或鍥塊驅(qū)動(dòng)的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器均為非平衡式構(gòu)造，也叫簡單非平衡式制動(dòng)器。非平衡式制動(dòng)器對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片外表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1.1〔a〕所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄制動(dòng)器，在制動(dòng)時(shí)，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(dòng)力矩應(yīng)分別相等，而作用于兩蹄的張開力，則不等，并且必然有<。由于兩蹄的法向反力在制動(dòng)鼓正，反兩個(gè)方向旋轉(zhuǎn)并制動(dòng)時(shí)均成立，因此這種構(gòu)造的特性是雙向的，實(shí)際上也是平衡式的。其缺點(diǎn)是驅(qū)動(dòng)凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為0.6~0.8。因?yàn)橥馆喴髿鈮候?qū)動(dòng)，因此這種構(gòu)造僅使用于總質(zhì)量大于或等于10t的貨車和客車上。領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的兩個(gè)蹄常有固定的支點(diǎn)。張開裝置有凸輪式〔見圖1.1〔a〕，圖1.2，圖1.3〕，鍥塊式〔圖1.4〕，曲柄式〔參見圖1.10〕和具有兩個(gè)或四個(gè)等直徑活塞的制動(dòng)輪缸式的〔見圖1.1〔b〕，圖1.5，圖1.6〕。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動(dòng)，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動(dòng)。當(dāng)張開裝置中的制動(dòng)凸輪和制動(dòng)鍥塊都是浮動(dòng)的時(shí)，也能保證兩蹄張開力相等，這時(shí)的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動(dòng)凸輪，其中心是固定的，不能浮動(dòng)，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。圖1.4鍥塊式張開裝置的車輪制動(dòng)器1制動(dòng)蹄；2制動(dòng)底座；3制動(dòng)氣室；4鍥塊；5滾輪；6柱塞；7當(dāng)塊；8棘爪；9調(diào)整螺釘；10調(diào)整套筒圖1.5制動(dòng)輪缸具有兩個(gè)等直徑活塞的車輪制動(dòng)器圖1.6制動(dòng)輪缸有四個(gè)直徑活塞的車輪制動(dòng)器1活塞；2活塞支承圈；3密封圈；4支承；1制動(dòng)蹄；2制動(dòng)底板；3制動(dòng)器間隙調(diào)5制動(dòng)底板；6制動(dòng)蹄；7支承銷；凸輪；4偏心支承銷9制動(dòng)蹄定位銷；10駐車制動(dòng)傳動(dòng)裝置領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時(shí)的制動(dòng)性能不變，構(gòu)造簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作中，重型載貨汽車前，后輪以及轎車后輪制動(dòng)器。根據(jù)支承構(gòu)造及調(diào)整方法的不同，領(lǐng)從蹄鼓式液壓驅(qū)動(dòng)的車輪制動(dòng)器又有不同的構(gòu)造方案，如圖1.7所示圖1.7領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的構(gòu)造方案〔液壓驅(qū)動(dòng)〕〔a〕一般形式；〔b〕單固定支點(diǎn)；輪缸上調(diào)整〔c〕雙固定支點(diǎn)；偏心軸調(diào)整；〔d〕浮動(dòng)蹄片；支點(diǎn)端調(diào)整1.2.2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，假設(shè)兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。但這種制動(dòng)器在汽車倒車時(shí)，兩制動(dòng)蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向?yàn)閱蜗螂p領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如圖1.1〔c〕所示，兩制動(dòng)蹄各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)，兩套制動(dòng)蹄，制動(dòng)輪缸等機(jī)件在制動(dòng)底板上是以制動(dòng)底板中心為對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動(dòng)器。單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種構(gòu)造方案，如圖9所示。圖1.8單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的構(gòu)造方案〔液壓驅(qū)動(dòng)〕〔a〕一般形式；〔b〕偏心調(diào)整；〔c〕輪缸上調(diào)整；〔d〕浮式蹄片，輪缸支座調(diào)整端；〔e〕浮動(dòng)蹄片，輪缸偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器有高的正向制動(dòng)效能，但倒車時(shí)變?yōu)殡p從蹄式，使制動(dòng)效能大減。中級轎車的前制動(dòng)器常用這種形式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動(dòng)時(shí)，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時(shí)則相反，采用這這種構(gòu)造作為前輪制動(dòng)器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動(dòng)器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前，后制動(dòng)力分配〔〕并使前，后輪制動(dòng)器的許多零件有一樣的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個(gè)互相成中心對稱的制動(dòng)輪缸，難于附加駐車制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。1.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器當(dāng)制動(dòng)鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時(shí)兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如1.1〔d〕及圖1.9，圖1.10所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個(gè)活塞制動(dòng)輪缸的支座上〔圖1.1〔d〕，圖1.9〕或其他張開裝置的支座上〔圖1.10，圖1.11〕。當(dāng)制動(dòng)時(shí)，油壓使兩個(gè)制動(dòng)輪缸的兩側(cè)活塞〔圖1.9〕或其他張開裝置的兩側(cè)〔圖1.10，圖1.11〕均向外移動(dòng)，使兩制動(dòng)蹄均壓緊在制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面上。圖1.9雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器的構(gòu)造方案〔液壓驅(qū)動(dòng)〕〔a〕一般形式；〔b〕偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；〔c〕輪缸上調(diào)整制動(dòng)鼓靠摩擦力帶動(dòng)兩制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動(dòng)蹄的轉(zhuǎn)動(dòng)方向均與制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)向方向一致；當(dāng)制動(dòng)鼓反向旋轉(zhuǎn)時(shí)，其過程類同但方向相反。因此，制動(dòng)鼓在正向，反向旋轉(zhuǎn)時(shí)兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄，故稱雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。它也屬于平衡式制動(dòng)器。由于這種這種制動(dòng)器在汽車前進(jìn)和倒退時(shí)的性能不變，故廣泛用于中，輕型載貨汽車和局部轎車的前，后輪。但用作后輪制動(dòng)器時(shí)，需另設(shè)中央制動(dòng)器。圖1.10LCCAS公司的曲柄機(jī)構(gòu)制動(dòng)器圖1.11PERROT的雙鍥式制動(dòng)器1.2.4單向増力式制動(dòng)器如圖1.1〔e〕所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動(dòng)蹄支承在其上端制動(dòng)底板上的支承銷上。當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，第一制動(dòng)蹄被單活塞的制動(dòng)輪缸推壓到制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面上。制動(dòng)鼓靠摩擦力帶動(dòng)第一制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進(jìn)而經(jīng)頂桿推動(dòng)第二制動(dòng)蹄也壓向制動(dòng)鼓的工作外表并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動(dòng)蹄為一增勢的領(lǐng)蹄，而第二制動(dòng)蹄不僅是一個(gè)增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動(dòng)輪缸給第一制動(dòng)蹄的推力P大很多，使第二制動(dòng)蹄的制動(dòng)力矩比第一制動(dòng)蹄的制動(dòng)力矩大2-3倍之多。由于制動(dòng)時(shí)兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動(dòng)器。雖然這種制動(dòng)器在汽車前進(jìn)制動(dòng)時(shí)，其制動(dòng)效能很高，且高于前述各種制動(dòng)器，但在倒車制動(dòng)時(shí)，其制動(dòng)效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕，中型貨車和轎車上作前輪制動(dòng)器。1.2.5雙向増力式制動(dòng)器如圖1.1〔f〕所示，將單向増力式制動(dòng)器的單活塞制動(dòng)輪缸換以雙活塞制動(dòng)輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動(dòng)器。對雙向増力式制動(dòng)器來說，不管汽車前進(jìn)制動(dòng)或倒退制動(dòng)，該制動(dòng)器均為増力式制動(dòng)器。只是當(dāng)制動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn)時(shí)，前制動(dòng)蹄為第一制動(dòng)蹄，后制動(dòng)蹄為第二制動(dòng)蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時(shí)，第一制動(dòng)蹄與第二制動(dòng)蹄正好對調(diào)。第一制動(dòng)蹄是增勢蹄，第二制動(dòng)蹄不僅是增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動(dòng)輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動(dòng)時(shí)作用于第二蹄上端的制動(dòng)輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向増力式制動(dòng)器也是屬于非平衡式制動(dòng)器。圖1.12給出了雙向増力式制動(dòng)器〔浮動(dòng)支承〕的幾種構(gòu)造方案，圖14給出了雙向増力式制動(dòng)器〔固定支點(diǎn)〕另外幾種構(gòu)造方案。圖1.12雙向増力式制動(dòng)器〔浮動(dòng)支承〕的構(gòu)造方案〔a〕一般形式；〔b〕支承上調(diào)整；〔c〕輪缸上調(diào)整圖1.13雙向増力式制動(dòng)器〔固定支點(diǎn)〕的構(gòu)造方案〔a〕一般形式；〔b〕浮動(dòng)調(diào)整；〔c〕中心調(diào)整雙向増力式制動(dòng)器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動(dòng)與駐車制動(dòng)共用的制動(dòng)器，但行車制動(dòng)是由液壓通過制動(dòng)輪缸產(chǎn)生制動(dòng)蹄的張開力進(jìn)展制動(dòng)，而駐車制動(dòng)則是用制動(dòng)操縱手柄通過拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動(dòng)器，因?yàn)轳v車制動(dòng)要求制動(dòng)器正，反向的制動(dòng)效能都很高，而且駐車制動(dòng)假設(shè)不用于應(yīng)急制動(dòng)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。上述制動(dòng)器的特點(diǎn)是用制動(dòng)器效能，效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價(jià)。増力式制動(dòng)器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動(dòng)蹄的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。摩擦系數(shù)的變化是影響制動(dòng)器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。還應(yīng)指出，制動(dòng)器的效能不僅與制動(dòng)器的構(gòu)造形式，構(gòu)造參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他有關(guān)因素的影響。例如制動(dòng)蹄摩擦襯片與制動(dòng)鼓僅在襯片的中部接觸時(shí)輸出的制動(dòng)力矩最??；而在襯片的兩端接觸時(shí)，輸出的制動(dòng)力矩就大。制動(dòng)器的效能常以制動(dòng)器效能因數(shù)或簡稱為制動(dòng)器因數(shù)BF〔brakefactor〕來衡量，制動(dòng)器因數(shù)BF可以用下式表達(dá)：BF=〔f+f〕/P式(1.1)式中f，f：—制動(dòng)器摩擦副間的摩擦力，見圖1.1；，：—制動(dòng)器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動(dòng)器：=f—制動(dòng)器摩擦副的摩擦系數(shù)；P—鼓式制動(dòng)器的蹄端作用力，見圖1.1。圖1.14制動(dòng)器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線1増力式制動(dòng)器；2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器；3領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器；4盤式制動(dòng)器；5雙從蹄式制動(dòng)器根本尺寸比例一樣的各種內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖15所示。BF值大，即制動(dòng)效能好。在制動(dòng)過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的，因此摩擦系數(shù)變化時(shí)。BF值變化小的，制動(dòng)效能穩(wěn)定性就好。制動(dòng)器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對制動(dòng)效能的影響也就愈大。所以，對制動(dòng)器的正確調(diào)整，對高效能的制動(dòng)器尤為重要。結(jié)合本次課題研究的對象〔SC6408V商用車鼓式制動(dòng)器總成設(shè)計(jì)〕，得出以下結(jié)論：雖然領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性在各式制動(dòng)器中均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時(shí)的制動(dòng)性能不變，構(gòu)造簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)，易于調(diào)整蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動(dòng)器。根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)及制動(dòng)要求，并考慮到使構(gòu)造簡單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)等因數(shù)，選用領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，其支撐構(gòu)造型式為浮式平行支撐。第2章制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：汽車軸距L；車輪滾動(dòng)半徑；汽車空，滿載時(shí)的總質(zhì)量，；空，滿載時(shí)的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度，，質(zhì)心離前軸距離，，質(zhì)心離后軸軸距，；空，滿載時(shí)的軸荷分配：前軸負(fù)荷，，后軸負(fù)荷，等。而對于汽車制動(dòng)性能有重要影響的制動(dòng)系參數(shù)有：制動(dòng)力及其分配系數(shù)，同步附著系數(shù)，制動(dòng)強(qiáng)度，附著系數(shù)利用率，最大制動(dòng)力矩與制動(dòng)因素等。2.1制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)汽車制動(dòng)時(shí)，假設(shè)忽略路面對車輪滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為-=0式〔2.1〕式中：—制動(dòng)器對車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)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(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N；—車輪有效半徑，m。令式〔2.2〕并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣抑制制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度>0時(shí)，大小亦相等，且僅由制動(dòng)器構(gòu)造參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器構(gòu)造形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即=Z式〔2.3〕或==Z式〔2.4〕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(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力到達(dá)附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0以后，地面制動(dòng)力到達(dá)附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升〔見圖2.1〕圖2.1制動(dòng)器制動(dòng)力，地面制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為：==式〔2.5〕式中：G—汽車所受重力，N；L—汽車軸距，mm；—汽車質(zhì)心離前軸距離，mm；—汽車質(zhì)心離后軸距離，mm；—汽車質(zhì)心高度，mm；—附著系數(shù)。取一定值附著系數(shù)=0.8；所以在空，滿載時(shí)由式〔2.5〕可得前后制動(dòng)反力Z為以下數(shù)值故滿載時(shí)：=11424.43N=4255.57N 空載時(shí)：=9268.32N=1908.46N由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力，N后軸法向反力,N汽車空載9268.321908.46汽車滿載11424.434255.57表2.1圖2.2制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖汽車總的地面制動(dòng)力為=+==Gq式〔2.6〕式中q〔q=〕—制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；，—前后軸車輪的地面制動(dòng)力。由以上兩式可求得前，后車輪附著力為====式〔2.7〕由條件及式〔2.7〕可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為故滿載時(shí)：=9139.54N=3404.45N 空載時(shí)：=7413.60N=1526.77N故滿載時(shí)前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為：車輛工況前軸車輪附著力，N后軸車輪附著力,N汽車空載7413.601526.77汽車滿載9139.543404.45表2.2上式說明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常熟，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總之動(dòng)力的函數(shù)。當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前，后的周和分配，前，后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配，道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)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(shí)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。由式〔2.6〕，〔2.7〕不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前，后車輪同時(shí)抱死即前，后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是+=+=G==式〔2.8〕式中—前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；—后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；—前軸車輪的地面制動(dòng)力；—后軸車輪的地面制動(dòng)力；，—地面對前，后軸車輪的法向反力；G—汽車重力；，—汽車質(zhì)心離前，后軸距離；—汽車質(zhì)心高度。由式〔2.8〕可知，前，后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力，是的函數(shù)。由式〔2.8〕中消去，得式〔2.9〕式中L—汽車的軸距。將上式繪成以，為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前，后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡稱I曲線，如圖2.3所示。如果汽車前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力，能按I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(dòng)時(shí)，能使前后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)與總制動(dòng)力之比來說明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)==式〔2.10〕聯(lián)立式〔2.8〕和式〔2.10〕可得=帶入數(shù)據(jù)得滿載時(shí)：===0.73空載時(shí)：===0.82由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時(shí)的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用構(gòu)造簡單的非感載式比例閥，同時(shí)整個(gè)制動(dòng)系應(yīng)加裝ABS防抱死制動(dòng)系統(tǒng)。圖2.3某載貨汽車的I曲線與線2.2同步附著系數(shù)由式〔2.10〕可得表達(dá)式=式〔2.11〕上式在圖2.3中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)的汽車的實(shí)際前，后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡稱線。圖中線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)=，則稱線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車構(gòu)造參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是：式〔2.12〕由條件以及式〔2.12〕可得滿載時(shí)：=0.78空載時(shí)：=0.67根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)歷，空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)在以下范圍內(nèi)：轎車：0.65～0.80；輕型客車、輕型貨車：0.55～0.70；大型客車及中重型貨車：0.45～0.65。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。制動(dòng)力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動(dòng)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(dòng)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)可如下求得：設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時(shí)抱死時(shí)產(chǎn)生的減速度為，則式(2.13)而由式可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為式(2.14)同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為：式(2.15)由此得出利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線為：圖2.4制動(dòng)強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線——空載圖2.5制動(dòng)強(qiáng)度與利用附著系數(shù)關(guān)系曲線——滿載根據(jù)GB12676—1999附錄A，未裝制動(dòng)防抱死裝置的M1類車輛應(yīng)符合以下要求：

(1)值在0.2～0.8之間時(shí)，則必須滿足q≥0.1+0.85(-0.2)(2)q值在0.15～0.8之間，車輛處于各種載荷狀態(tài)時(shí)，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q值在0.3～0.45時(shí)，假設(shè)2不超過=q線以上0.05，則允許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(dòng)器制動(dòng)力分配符合要求。2.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩應(yīng)合理確實(shí)定前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，以保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式〔2.8〕可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前，后同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為==式〔2.16〕式中,—汽車質(zhì)心離前，后軸距離；—同步附著系數(shù)；—汽車質(zhì)心高度。通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即=式〔2.17〕=式〔2.18〕式中：—前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；—后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；—作用于前軸車輪上的地面法向反力；—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)GB9744-2007；選取的輪胎型145/80R12。由GB2978可得有效半徑=270mm對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>的良好路面上〔例如=0.8〕能夠制動(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為==式〔2.19〕=式〔2.20〕由式〔2.19〕，式〔2.20〕可得===2451.94===538.23當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)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(shí)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。2.4鼓式制動(dòng)器的構(gòu)造參數(shù)與摩擦系數(shù)2.4.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D輸入力P一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大D(圖2.6)受輪輞內(nèi)徑限制。制動(dòng)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20mm，否則不僅制動(dòng)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(dòng)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(dòng)時(shí)的溫升。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12×25.4=304.8mm故D=0.75×304.8=228mm由QC/T309—1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，從表2.3輪輞直徑/in121314151620，22.5制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420表2.3取得制動(dòng)鼓內(nèi)徑=220mm輪輞直徑Dr=304.8mm,制動(dòng)鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=0.70~0.83；經(jīng)過計(jì)算，初選數(shù)值約為0.75，屬于0.70~0.83范圍內(nèi)。因此符合設(shè)計(jì)要求。圖2.6鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù)2.4.2摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；假設(shè)襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了本錢。制動(dòng)鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。制動(dòng)器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動(dòng)時(shí)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(gè)車輪鼓式制動(dòng)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2.5。試驗(yàn)說明，摩擦襯片包角為：90o～100o時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。β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(dòng)不平順，容易使制動(dòng)器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120o。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。初選襯片包角。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(dòng)鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過2.5MPa，以及國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm。表2.4制動(dòng)器襯片摩擦面積根據(jù)國外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)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(dòng)器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動(dòng)鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即式(2.21)式中，是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積A=110×40×110°/180°×3.14mm2=84.5cm2單個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169cm2，如表2.4所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。2.4.3摩擦襯片起始角一般將襯片布置在制動(dòng)蹄的中央，即令=90o-/2=。2.4.4制動(dòng)器中心到張開力P作用線的距離在保證輪缸能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖2.6)盡可能大，以提高制動(dòng)效能。初取a=0.8R左右，則取a=86mm2.4.5制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干預(yù)的條件下，使k盡可能小而c盡可能大(圖2.6)。初取k=0.2R=27mm，c=80mm。2.4.6選擇摩擦片時(shí)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(dòng)器而言，提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)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(shí)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(dòng)摩擦片材料在溫度低于250℃時(shí)，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)展制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，取=0.38可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際。第3章制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器(平行支座面)制動(dòng)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3.1。平行支座可視作斜支座的特例，即圖3.1中，對于最一般的情況：圖3.1浮式蹄(a)平行支座(b)斜支座單個(gè)斜支座浮式領(lǐng)蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT3=式(3.1)單個(gè)斜支座浮式從蹄制動(dòng)蹄因數(shù)BFT4=式(3.2)上兩式中式(3.3)式(3.4)式(3.5)式(3.6)式(3.7)式(3.8)為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=0.2～0.3。角正負(fù)號取值按以下規(guī)則確定：當(dāng)，為正；，為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動(dòng)器因數(shù)為式(3.9)對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，，取=0.3，f=0.4，故可得：=[81/105+86/105+0.3×〔27/105〕]=1.67=0.3×〔81/105〕×cos0=0.23==0.77+=1=0.77-〔0.3×cos0-0〕=0.48=0.3得：==〔0.38×1.67+0.382×0.23〕/〔0.77-0.38×1+0.382×0.48〕=2.08==〔0.38×1.67-0.382×0.23〕/〔0.77+0.38×1+0.382×0.48〕=0.16得=2.08+0.16=2.24表3.1不同類型制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)3.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1所需制動(dòng)力計(jì)算根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)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Z1，Z2為：汽車總的地面制動(dòng)力為：前、后軸車輪附著力為：故所需的制動(dòng)力F需=式(3.10)==3404.45N3.2.2制動(dòng)踏板力驗(yàn)算制動(dòng)踏板力可用下式計(jì)算：.式(3.11)式中——主缸活塞直徑，為23.81mm；——制動(dòng)管路的液壓；——踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，，一般為2～5，取4.5；——真空助力比，取4.5，——見圖3.2；——踏板機(jī)構(gòu)及制動(dòng)主缸的機(jī)械效率，可取0.85～0.95，取為0.92。圖3.2液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)計(jì)算用簡圖根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)歷取制動(dòng)時(shí)的踏板力為=250N，可得制動(dòng)管路的液壓p=式(3.12)==9mpa3.2.3確定制動(dòng)輪缸直徑制動(dòng)輪缸對制動(dòng)蹄或制動(dòng)塊的作用力P與輪缸直徑及制動(dòng)輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系：式(3.13)式中——考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓=8～12MPa，取=9MPa。由，式(3.14)及張開力的計(jì)算公式：與制動(dòng)器因數(shù)定義式可表示為：，得式(3.15)=17.1mm輪缸直徑應(yīng)在GB7524—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：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得=17.5mm3.2.4輪缸的工作容積一個(gè)輪缸的工作容積：式(3.16)式中——一個(gè)輪缸活塞的直徑；n——輪缸的活塞數(shù)目；——一個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程：在初步設(shè)計(jì)時(shí)，對鼓式制動(dòng)器取=2～2.5mm?！苿?dòng)蹄(制動(dòng)塊)與制動(dòng)鼓(制動(dòng)盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動(dòng)器約等于相應(yīng)制動(dòng)蹄中部與制動(dòng)鼓之間的間隙的2倍；——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；，——鼓式制動(dòng)器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗(yàn)確定?？傻茫阂粋€(gè)輪缸的工作容積：=mm3=1105.87mm3全部輪缸的總工作容積式(3.17)式中m——輪缸數(shù)目。則全部輪缸的總工作容積V=4×1105.87mm3=4423.48mm33.2.5制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算由制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式〔即，〕，式(3.18)它表示制動(dòng)器的效能，因此又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同構(gòu)造型式的制動(dòng)器的效能。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即式(3.19)式中——制動(dòng)器的摩擦力矩；R——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；P——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。由張開力計(jì)算公式，式(3.20)式中—制動(dòng)輪缸直徑P—制動(dòng)輪缸中的液壓壓力，可得：張開力P=〔3.14/4〕×17.52×9N=2163.65N由制動(dòng)器效能因數(shù)的定義，可得制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力F能=BF×P×R/re=2.24×2163.6×110/270=1974.49N后軸能產(chǎn)生的制動(dòng)力F=2F能=2×1974.49N=3948.97NF=2F能=3948.97NF需=3404.45N故所設(shè)計(jì)制動(dòng)器構(gòu)造參數(shù)合理。3.3制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建設(shè)制動(dòng)蹄對制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的力矩，在摩擦襯片外表上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為α處，單元面積為bRdα。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，dα為單元面積的包角，如圖3.3所示。圖3.3制動(dòng)力矩的計(jì)算簡圖由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為式〔3.21〕算得；而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為圖3.4張開力計(jì)算用簡圖算得在由α′至區(qū)段上積分上式，得式〔3.22〕當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，得式〔3.23〕由式(3.22)和式(3.23)可求出不均勻系數(shù)算得式〔3.22〕和式〔3.23〕給出的由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力P計(jì)算制動(dòng)力矩的方法則更為方便。增勢蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下：式〔3.24〕式中——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑(見圖3.3)。如果制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動(dòng)力矩。為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式：式〔3.25〕式中——軸與力的作用線之間夾角；——支承反力在工：軸上的投影。解式〔3.25〕，得式〔3.26〕對于增勢蹄可用下式表示為式〔3.27〕對于減勢蹄可類似地表示為式〔3.28〕為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將dN看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，有：式〔3.29〕式〔3.30〕算得因此式中。式(3.31)并考慮到式(3.32)則有式(3.33)如果順著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄和逆著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄的和同，顯然兩種蹄的和值也不同。對具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即式(3.34)由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下：==84.43mmh=a+c=86+80=166mm則：====125.3mm由式對于增勢蹄：==454.21對于減勢蹄：==142.57故對于后軸單個(gè)鼓式制動(dòng)器有：=454.21+142.57=596.78對于后軸有：T=2=1193.54由式(5.27)得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖：式(3.35)如果式式(3.36)成立，則不會(huì)自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得：=0.72>f=0.4式成立，不會(huì)自鎖由式(4.27)可求出領(lǐng)蹄外表的最大壓力為式(3.37)，，，R，，——見圖5.4；，——見圖5.3；，b——摩擦襯片寬度；——摩擦系數(shù)。=1.502mpa3.4制動(dòng)蹄上的壓力分布規(guī)律從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。在理論上計(jì)算制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律時(shí)，通常作如下一些假定：(1)制動(dòng)鼓、蹄為絕對剛性；(2)在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；(3)壓力與變形符合虎克定律。圖3.5浮式蹄徑向變形分布計(jì)算簡圖在一般情況下，假設(shè)浮式蹄的端部支承在斜支座面上，如圖3.5所示，則由于蹄片端部將沿支承面作滾動(dòng)或滑動(dòng)，具有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)自由度。對于浮式蹄上任意一點(diǎn)A的運(yùn)動(dòng)情況，設(shè)蹄片和支座面之間摩擦足夠大，制動(dòng)蹄在張開力作用下，蹄片將沿斜支座面上作滾動(dòng)，設(shè)Q為其蹄片端部圓弧面之圓心，則蹄片上任意一點(diǎn)A的運(yùn)動(dòng)可以看成繞Q作相對轉(zhuǎn)動(dòng)和跟隨Q作移動(dòng)。這樣A點(diǎn)位移由兩局部合成：相對運(yùn)動(dòng)位移和牽連運(yùn)動(dòng)位移，它們各自徑向位移分量之和為(見圖3.5)。=COS+COS(-)式(3.38)根據(jù)幾何關(guān)系可得出=(·+Sin)Sin+COSCOS式(3.39)式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對轉(zhuǎn)角。令·+Sin=CCOS=C在一定轉(zhuǎn)角時(shí)，和都是常量。同樣，認(rèn)為A點(diǎn)的徑向變形量和壓力成正比。這樣，蹄片上任意點(diǎn)A處的壓力可寫成q=qSin(+)式(3.40)對于浮式蹄，其蹄片端部支座面的法線與張開力作用線平行，因此可稱為平行支座。平行支座可視為斜支座的特例。故由之前的推導(dǎo)，可得具有平行支座的浮式蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律與壓力分布規(guī)律：徑向變形和壓力為式(3.41)式(3.42)式中——任意半徑和軸之間的夾角；——最大壓力線與軸之間的夾角，根據(jù)之前的構(gòu)造參數(shù)可計(jì)算得=71.7°，由之前的計(jì)算得出1.502mpa式(3.43)式(3.44)==16.3mm故徑向變形和壓力為式(3.45)式(3.46)上式說明：浮式蹄支撐在平行支座面上時(shí)，其理論壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律仍為正弦分布。3.5摩擦襯片的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、外表加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要準(zhǔn)確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)說明，摩擦外表的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和外表狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢能)的一局部轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承當(dāng)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為。雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為式(3.47)式(3.48)式(3.49)式中δ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；——汽車制動(dòng)初速度與終速度，；計(jì)算時(shí)貨車取=80km/h(22.2m/s)；j——制動(dòng)減速度，，計(jì)算時(shí)取j=0.6gt——制動(dòng)時(shí)間，s；——前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積；β——制動(dòng)力分配系數(shù)。故當(dāng)=40km/h時(shí)：==1.89s單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為==1.27W/mm2==0.54W/mm2當(dāng)=0km/h時(shí)：==3.78s單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為==0.78W/mm2==0.35W/mm2對于鼓式制動(dòng)器，比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂，其比能量耗損率不大于1.8W／mm2，轎車盤式制動(dòng)器的比能量耗散率不大于6.0W／mm2。由以上計(jì)算可知滿足要求磨損特性指標(biāo)也可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為=0.32式(3.50)式中——單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩;R——制動(dòng)鼓半徑；A——單個(gè)制動(dòng)器的襯片摩擦面積。當(dāng)制動(dòng)減速度j=0.6g時(shí)，鼓式制動(dòng)器的比摩擦力以不大于0.48為宜。所以以上設(shè)計(jì)符合要求。磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功來衡量式(3.51)式中——汽車總質(zhì)量，kg；——汽車最高車速，m/s——車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片的總摩擦面積，——許用滑磨功，對貨車?。?00～800；==586.71由上式亦可得以上設(shè)計(jì)符合要求。3.6制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：式(3.52)式中——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量；——與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量；——制動(dòng)鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg·K)，對鋁合金c=880J／(kg·K)——與制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件的比熱容；?t——制動(dòng)鼓的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過15℃)；L——滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即式(3.53)式中——滿載汽車總質(zhì)量；——汽車制動(dòng)時(shí)的初速度，可??；β——汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：=3.235J=0.715J又有=20kg=38kg故：=L/=(3.235+0.715〕/(20482+38880)=9.7<15因此所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器溫升符合要求。3.7行車制動(dòng)效能計(jì)算行車制動(dòng)效能是由在一定的制動(dòng)初速度下及最大踏板力下的制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離來評價(jià)的。汽車的最大減速度由下式確定：式(3.54)由此得出式(3.55)式中：——汽車所受重力，N——附著系數(shù)g——重力加速度，=9.8v——制動(dòng)初速度，m/s.故最大減速度=0.8g制動(dòng)距離S=式(3.56)式中：——機(jī)構(gòu)制動(dòng)滯后時(shí)間，取0.2s——制動(dòng)器制動(dòng)力增長過程所需時(shí)間，取0.6s+——制動(dòng)作用時(shí)間，一般在0.2s～0.9s之間V——制動(dòng)初速度，由表取為80km/h故制動(dòng)距離S==49.3m我國一般要求制動(dòng)減速度j不小于0.6g(5.88m／s2)，對于小型客車〔9座以下〕和輕型貨車〔總重3.5t以下〕制動(dòng)初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;由以上計(jì)算及表可得制動(dòng)距離S=49.3m<故該制動(dòng)系的行車制動(dòng)效能滿足要求。3.8駐車制動(dòng)的計(jì)算汽車在上坡路上停住時(shí)的受力簡圖如圖3.6所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8由該圖可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為圖3.6汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡圖車輪的附著力為：式(3.57)同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：式(3.58)根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，，即由式(3.59)求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為式(3.60)汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為式(3.61)故滿載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為==28.6°汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為==18.5°空載時(shí)：汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為==27.6°汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為==16.1°一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。汽車滿載在上坡時(shí)后軸的駐車制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值=式(3.62)=1600×9.8×0.27×sin28.6°=2026.58第4章制動(dòng)器主要零件的構(gòu)造設(shè)計(jì)4.1制動(dòng)鼓圖4.1制動(dòng)鼓〔a〕鑄造制動(dòng)鼓；〔b〕，〔c〕組合式制動(dòng)鼓1沖壓成形輔板；2鑄鐵鼓筒；3灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4鑄鋁合金制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作外表磨損均勻。一些轎車采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒局部鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓(圖4.1(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖4.1(c))在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動(dòng)鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作外表，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄假設(shè)干軸向肋條以提高其散熱性能。制動(dòng)鼓相對于輪轂的對中如圖44所示，是以直徑為的圓柱外表的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動(dòng)鼓內(nèi)工作外表，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)展動(dòng)平衡。許用不平衡度對轎車為15～20N·cm。制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)說明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦外表平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為7～12mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。4.2制動(dòng)蹄圖4.2鑄鐵制動(dòng)蹄轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。4.3制動(dòng)底板制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度缺乏會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。4.4制動(dòng)蹄的支承二自由度制動(dòng)蹄的支承，構(gòu)造簡單，并能使制動(dòng)蹄相對制動(dòng)鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作外表與制動(dòng)鼓的工作外表同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，防止側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。4.5制動(dòng)輪缸是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其構(gòu)造簡單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞。4.6摩擦材料制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對人體無害的摩擦材料。目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。另一種是編織材料，它是先用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)枯燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)(f=0.4以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高4～5倍。但耐熱性差，在200℃～250粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質(zhì)量的60％～80％)，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車。各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達(dá)0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取0.3～0.35。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。4.7制動(dòng)器間隙圖4.3雙向増力式制動(dòng)器用的間隙自調(diào)裝置1鋼絲繩連接環(huán)；2鋼絲繩導(dǎo)向板；3鋼絲繩；4鋼絲繩鉤；4調(diào)整杠桿6調(diào)整頂桿帽；7帶星形輪的調(diào)整螺釘；8調(diào)整頂桿體；9調(diào)整杠桿回位彈簧制動(dòng)鼓與摩擦襯片之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動(dòng)鼓能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。一般，鼓式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為0.2～0.5mm。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。考慮到在制動(dòng)過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)結(jié)論通過對給定汽車制動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)造分析與設(shè)計(jì)計(jì)算，提升了我對汽車的制動(dòng)系統(tǒng)的認(rèn)識。制動(dòng)系統(tǒng)是汽車中一個(gè)重要的總成，它既可以使行駛中的汽車減速，又能保證停車后的汽車能駐留原地不動(dòng)。制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系統(tǒng)工作可靠的汽車能充分發(fā)揮出其高速行駛的動(dòng)力性并保證行駛的安全性。這顯示出了制動(dòng)系統(tǒng)是汽車非常重要的組成局部，從而對于汽車制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)也顯得非常的重要。本文設(shè)計(jì)的制動(dòng)器已在重慶長安汽車公司大量裝車使用。在理論上，本設(shè)計(jì)首先根據(jù)給定的整車參數(shù)和技術(shù)、使用要求，并比擬不同類型制動(dòng)器的優(yōu)缺點(diǎn)，確定制動(dòng)器的構(gòu)造形式；然后通過對制動(dòng)力矩、制動(dòng)效能因數(shù)、制動(dòng)距離、制動(dòng)溫升、制動(dòng)磨損等的計(jì)算、校核以及在此根基上進(jìn)展的零部件構(gòu)造設(shè)計(jì)，使設(shè)計(jì)到達(dá)了預(yù)期的效果；在實(shí)際上，通過對本制動(dòng)器的一系列裝車試驗(yàn)，也證明其性能完全符合廠家要求。雖然該課題設(shè)計(jì)的為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，但隨著重型汽車和高速公路的開展，鼓式制動(dòng)器的缺點(diǎn)表現(xiàn)得尤為突出。主要表現(xiàn)在：制動(dòng)效能衰退、制動(dòng)間隙調(diào)整困難和制動(dòng)跑偏。由于這些問題的存在，使