某輕型貨車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)含三維CATIA模型

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請(qǐng)放心下載，，有疑問(wèn)咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請(qǐng)放心下載，，有疑問(wèn)咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 目 錄 摘要 4 Abstract 5 1 前言 6 1.1設(shè)計(jì)的目的和意義 6 1.2國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況及存在意義 7 1.3設(shè)計(jì)的指導(dǎo)思想 7 1.4設(shè)計(jì)需達(dá)到的目的 8 2 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)選擇及方案分析 9 2.1制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式的選擇 9 2.2鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類 10 2.2.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 10 2.2.2單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 11 2.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 11 2.2.4單向增力式制動(dòng)器 11 2.2.5雙向增力式制動(dòng)器 12 3 制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇 14 3.1制動(dòng)力與制動(dòng)分配系數(shù) 14 3.2同步附著系數(shù) 19 3.3制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩 21 3.4鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 22 3.4.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D 22 3.4.2制動(dòng)蹄摩擦襯片的包角β及寬度b 23 3.4.3摩擦襯片起始角β0 25 3.4.4襯片摩擦系數(shù)f 25 3.4.5制動(dòng)器中心到張開(kāi)力P作用線的距離a 25 3.4.6制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 25 4 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 26 4.1制動(dòng)器因素計(jì)算 26 4.2制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 27 4.3制動(dòng)蹄摩擦片的壓力分布規(guī)律 31 4.4摩擦襯片的摩擦特性計(jì)算 33 4.5制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算 34 4.6行車制動(dòng)效能計(jì)算 35 4.7駐車制動(dòng)計(jì)算 37 5 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 38 5.1制動(dòng)鼓 38 5.2制動(dòng)蹄 39 5.3制動(dòng)底板 39 5.4制動(dòng)蹄的支承 40 5.5制動(dòng)輪缸 40 5.5.1制動(dòng)輪缸直徑與工作容積 40 5.5.2制動(dòng)輪缸的活塞寬度 42 5.5.3制動(dòng)輪缸筒的壁厚 42 5.6制動(dòng)器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu) 42 5.7制動(dòng)摩擦襯片 43 5.8制動(dòng)主缸 44 5.8.1制動(dòng)主缸直徑與工作容積 44 5.8.2制動(dòng)主缸活塞寬度 45 5.8.3制動(dòng)主缸筒的壁厚 45 5.9制動(dòng)踏板力與踏板行程 46 5.10制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算 48 5.11主要零部件的加工工藝 49 5.11.1制動(dòng)鼓 49 5.11.2摩擦襯片 49 5.12工藝尺寸鏈的計(jì)算 50 6 三維建模 51 結(jié)論 55 總結(jié)與體會(huì) 56 謝辭 57 參考文獻(xiàn) 58 某輕型貨車鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì) 摘 要 制動(dòng)系統(tǒng)在汽車安全行駛中起著舉足輕重的作用，如果失效將會(huì)造成嚴(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)效能的鼓式制動(dòng)器。 本設(shè)計(jì)是在參考車型SC1026DAN4輕型載貨汽車的基礎(chǔ)上，對(duì)制動(dòng)器進(jìn)行的一系列設(shè)計(jì)。制動(dòng)器的選擇是經(jīng)查閱資料并考慮到制動(dòng)效能及穩(wěn)定性等因數(shù)后，選擇了領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。其中根據(jù)參考車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)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、制動(dòng)效能因數(shù)、耐磨損特性、制動(dòng)踏板力與踏板行程、制動(dòng)溫升以及對(duì)制動(dòng)器相關(guān)部件的校核等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)和布置設(shè)計(jì)。最后，繪制其裝配圖和零件圖。 關(guān)鍵詞：汽車，鼓式制動(dòng)器，制動(dòng)力矩，制動(dòng)效能因數(shù) The design of drum brake for a light truck Abstract Braking system plays an important role in vehicle safety driving, and if it failed, will cause serious consequences. The main components of the braking system is the brake, drum brakes witch has high brake efficiency is still widely used in modern cars. This design is based on the reference models SC1026DAN4 light truck, and has a series of design for the brake. The choice of the brake is after checking the data and considering the braking efficiency and stability factor, and then chose the collar shoe brake. Which according to the vehicle parameters and technical requirements for the reference model to determine the brake structure and main parameters of the brake, and then calculate the brake braking torque, the pressure distribution on the brake shoes, brake effectiveness factor, wear-resistant features, system pedal force and the pedal stroke, brake and brake temperature checking and other related components, and then structural design and arrangement of the main components of the brake. Finally, draw its assembly drawings and part drawings. Key words：cars, drum brakes, brake torque, braking efficiency factor 1 前言 1.1 設(shè)計(jì)的目的和意義 隨著社會(huì)的進(jìn)步，汽車已成為日常生活工作中重要的工具，在人們經(jīng)濟(jì)生活中有重要的作用。但汽車的增多，造成的交通意外也隨之增多。除人為緣故外，在由車輛本身質(zhì)量問(wèn)題造成的事故中，制動(dòng)系統(tǒng)故障造成的高達(dá)事故總數(shù)的45%。所以，提高它的設(shè)計(jì)制造水平具有很重要的意義。 近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外對(duì)汽車制動(dòng)系統(tǒng)的研究與改進(jìn)的大部分工作集中在通過(guò)對(duì)汽車制動(dòng)過(guò)程的有效控制來(lái)提高車輛的制動(dòng)性能及其穩(wěn)定性，如ABS技術(shù)等，而對(duì)制動(dòng)器本身的研究改進(jìn)較少。然而，對(duì)汽車制動(dòng)過(guò)程的控制效果最終都須通過(guò)制動(dòng)器來(lái)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，因此改進(jìn)制動(dòng)器機(jī)構(gòu)、解決制約其性能的突出問(wèn)題具有非常重要的意義。 表1.1 鼓式制動(dòng)器與盤式制動(dòng)器優(yōu)缺點(diǎn)比較[1] 優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn) 鼓 式 制 動(dòng) 器 非常高的制動(dòng)效能因數(shù) 制動(dòng)效能的穩(wěn)定性較差 具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式 摩擦副的壓力分布均勻性也較差 制動(dòng)效能因數(shù)的選擇范圍很寬 襯片磨損不均勻 可設(shè)計(jì)性強(qiáng) 摩擦副局部接觸，易使制動(dòng)器制動(dòng)力矩發(fā)生較大的變化 對(duì)各種車的制動(dòng)性能要求適應(yīng)面寬 盤 式 制 動(dòng) 器 制動(dòng)效能穩(wěn)定性和散熱性好 摩擦副的工作壓強(qiáng)和溫度高 摩擦副的壓力分布較均勻 制動(dòng)效能因數(shù)很低 對(duì)摩擦材料的熱衰退較不敏感 制動(dòng)盤易被污染和銹蝕 結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單 作后輪制動(dòng)器時(shí)不易加裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu) 維修較簡(jiǎn)便 所以，如今汽車上急切地需要一種克服這些不足之處的先進(jìn)制動(dòng)器，它不僅可以完全發(fā)揮鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)具有盤式制動(dòng)器摩擦副壓力分布均勻、制動(dòng)效能穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)。 1.2 國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況及存在的問(wèn)題 目前很多發(fā)動(dòng)機(jī)排量較小的中低檔車型，其制動(dòng)系統(tǒng)大多采用“前盤后鼓式”，比如常見(jiàn)的大眾捷達(dá)、長(zhǎng)安鈴木奧拓、東風(fēng)悅達(dá)起亞千里馬以及上海通用賽歐等。另外，鼓式制動(dòng)器還用在一系列貨車上。所以，鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)制造水平很重要。鼓式制動(dòng)又叫塊式制動(dòng)，是因?yàn)橹苿?dòng)塊在壓緊輪來(lái)實(shí)現(xiàn)減速制動(dòng)的。鼓式制動(dòng)器是早期設(shè)計(jì)的制動(dòng)系統(tǒng)，還沒(méi)有出現(xiàn)盤式制動(dòng)器時(shí)，已廣泛用于各類汽車上。 另外，近年來(lái)則出現(xiàn)了一些全新的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)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)器等。對(duì)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(jí)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[2]。 長(zhǎng)期以來(lái)，要盡量發(fā)揮鼓式制動(dòng)器的重要優(yōu)點(diǎn)，一直在進(jìn)行克服其缺點(diǎn)的研究和技術(shù)改造，尤其是針對(duì)制動(dòng)器在工作過(guò)程和性能計(jì)算分析的研究。這些工作針對(duì)的重點(diǎn)是制動(dòng)器結(jié)構(gòu)和在實(shí)際使用過(guò)程因素條件下對(duì)制動(dòng)器的效能及其穩(wěn)定性等的影響。最后，取得了一些重要的研究成果，得到了一些有可行性以及有用的改進(jìn)措施，從而對(duì)于制動(dòng)器的性能也有了一定程度的提高。 1.3 設(shè)計(jì)的指導(dǎo)思想 汽車的制動(dòng)系統(tǒng)種類形式多樣，傳統(tǒng)的結(jié)構(gòu)型式有機(jī)械式、氣壓式、液壓式、氣液混合式。它們的工作原理大體都一樣，都是通過(guò)制動(dòng)裝置，在工作時(shí)發(fā)生的摩擦熱來(lái)慢慢消耗車輛的動(dòng)能，以至車輛制動(dòng)減速，或停車。制動(dòng)器是制動(dòng)系的主要組成部分，而鼓式制動(dòng)器包括領(lǐng)從蹄、雙領(lǐng)蹄、雙從蹄、雙向自增力型等不同的結(jié)構(gòu)型式[2]。 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算是汽車設(shè)計(jì)工作的主要內(nèi)容之一，它也是在汽車行駛過(guò)程中比較容易損耗的一個(gè)部分。本次設(shè)計(jì)中，需要根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，查找大量的圖書(shū)、文獻(xiàn)資料等信息，進(jìn)行鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)，提高制動(dòng)器的工作性能等。 1.4 設(shè)計(jì)需達(dá)到的目的 根據(jù)參考車型的特點(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)器的結(jié)構(gòu)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，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(píng)價(jià)等。 經(jīng)過(guò)整理已經(jīng)有的設(shè)計(jì)，然后瀏覽大量文獻(xiàn)，來(lái)熟悉機(jī)械設(shè)計(jì)的基本步驟和要求，以及機(jī)械制圖的步驟和標(biāo)準(zhǔn)；掌握鼓式制動(dòng)器總成的相關(guān)設(shè)計(jì)方法，鞏固汽車設(shè)計(jì)相關(guān)知識(shí)；精通AUTO CAD，CATIA等制圖軟件來(lái)進(jìn)行基本的建模和制圖，同時(shí)提高分析問(wèn)題及解決問(wèn)題的能力。然后，將各種設(shè)計(jì)方法相互融合，對(duì)于不同的設(shè)計(jì)內(nèi)容分別使用不同的設(shè)計(jì)方法，來(lái)達(dá)到該設(shè)計(jì)過(guò)程的方法優(yōu)化、設(shè)計(jì)結(jié)果精益求精的效果。 2制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)選擇及方案分析 汽車制動(dòng)器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，即利用旋轉(zhuǎn)元件和固定元件兩個(gè)工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動(dòng)力矩來(lái)使汽車減速或停車。 2.1 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 不同形式鼓式制動(dòng)器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同；（2）張開(kāi)裝置的形式和數(shù)量不同；（3）制動(dòng)時(shí)兩塊蹄片之間有無(wú)相互作用。因蹄片的固定支點(diǎn)和張開(kāi)力位置不同，使不同形式鼓式制動(dòng)器的領(lǐng)、從蹄的數(shù)量有差別，并使制動(dòng)效能不一樣。按制動(dòng)蹄張開(kāi)時(shí)其和制動(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(kāi)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)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。 鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類（見(jiàn)圖2.1），它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對(duì)車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。 圖2.1 鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖 （a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開(kāi)）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動(dòng)輪缸張開(kāi)）；（c）單向雙領(lǐng)蹄式； （d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向増力式 2.2 鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類 2.2.1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 如圖2.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉(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(duì)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2.1（a），（b）可見(jiàn)，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(shì)”作用，故稱為增勢(shì)蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開(kāi)制動(dòng)鼓的趨勢(shì)，即摩擦力矩具有“減勢(shì)”作用，故又稱為減勢(shì)蹄。“增勢(shì)”作用使領(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢(shì)”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的兩個(gè)蹄常有固定的支點(diǎn)。張開(kāi)裝置有凸輪式（見(jiàn)圖2.1（a）），鍥塊式，曲柄式和具有兩個(gè)或四個(gè)等直徑活塞的制動(dòng)輪缸式的（見(jiàn)圖2.1（b））。后者可保證作用在兩蹄上的張開(kāi)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(kāi)裝置則用氣壓驅(qū)動(dòng)。當(dāng)張開(kāi)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(kāi)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(kāi)力相等。 根據(jù)支承結(jié)構(gòu)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)器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖2.2所示 圖2.2 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)） （a）一般形式；（b）單固定支點(diǎn)；（c）雙固定支點(diǎn)；（d）浮動(dòng)蹄片； 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，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作貨車前、后輪以及轎車后輪制動(dòng)器[3]。 2.2.2 單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，若兩制動(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2.1（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(duì)稱布置的，因此兩蹄對(duì)鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動(dòng)器。 該制動(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(jí)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。 2.2.3 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2.1（d）所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，它屬于平衡式制動(dòng)器。當(dāng)制動(dòng)時(shí)，油壓使兩個(gè)制動(dòng)輪缸的兩側(cè)活塞或其他張開(kāi)裝置的兩側(cè)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。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，輕型載貨汽車和部分轎車的前，后輪。但用作后輪制動(dòng)器時(shí)，需另設(shè)中央制動(dòng)器。 2.2.4單向増力式制動(dòng)器 如圖2.1（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(guò)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)鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動(dòng)蹄為一增勢(shì)的領(lǐng)蹄，而第二制動(dòng)蹄不僅是一個(gè)增勢(shì)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。 2.2.5 雙向増力式制動(dòng)器 如圖2.1（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(duì)雙向増力式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，不論汽車前進(jìn)制動(dòng)或倒退制動(dòng)，該制動(dòng)器均為増力式制動(dòng)器。雙向増力式制動(dòng)器也是屬于非平衡式制動(dòng)器。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)若不用于應(yīng)急制動(dòng)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問(wèn)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(lái)評(píng)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(lái)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)器的結(jié)構(gòu)形式，結(jié)構(gòu)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)力矩最小；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(jiǎn)稱為制動(dòng)器因數(shù)BF來(lái)衡量，制動(dòng)器因數(shù)BF可以用下式表達(dá)： (2.1) 式中，fN1、fN2—制動(dòng)器摩擦副間的摩擦力，見(jiàn)圖2.1； N1、N2—制動(dòng)器摩擦副間的法向力，對(duì)于平衡式鼓式制動(dòng)器相等； 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(jiàn)圖2.1。 基本尺寸比例相同的各種內(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2.3所示。BF值大，即制動(dòng)效能好。在制動(dòng)過(guò)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(duì)制動(dòng)效能的影響也就愈大。所以，對(duì)制動(dòng)器的正確調(diào)整，對(duì)高效能的制動(dòng)器尤為重要[4]。 圖2.3 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 結(jié)合本次課題參考研究的對(duì)象，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，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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，其支承結(jié)構(gòu)型式為固定式支撐,支承銷選擇偏心式。 3 制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇 在制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需預(yù)先給定的參數(shù)如下表： 表3.1 參考車型的基本參數(shù) 3.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 汽車制動(dòng)時(shí)，如果忽略路面對(duì)車輪滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角度（ω>0）的車輪，其力矩平衡方程為： -=0 （3.1） 式中：Tf—制動(dòng)器對(duì)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（N·m）； FB—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）。 re— 車輪有效半徑（m）。 （3.2） 并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)周緣力。Ff與地面制動(dòng)力FB的方向相反，當(dāng)車輪角速度ω>0時(shí)，大小亦相等，且Ff只由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定，即Ff取決于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式、尺寸、車輪半徑及摩擦副的摩擦系數(shù)等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的氣壓或液壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大Tf ，F(xiàn)f和FB均隨之增大。但地面制動(dòng)力FB受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即： =Z （3.3） 或 == Z （3.4） 式中，— 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z —地面對(duì)車輪的法向反力。 當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力Ff和地面制動(dòng)力FB達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。之后制動(dòng)力矩Tf ，即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而Ff =Tf / re，即成為與FB相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)車輪角速度ω=0后，地面制動(dòng)力FB達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力Ff則由于踏板力Fp的增大使摩擦力矩Tf 增大而繼續(xù)上升，見(jiàn)圖3.1 圖3.1 制動(dòng)器制動(dòng)力Ff，地面制動(dòng)力FB與踏板力Fp的關(guān)系 根據(jù)圖3.2，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力，為： = = （3.5） 式中，G —汽車所受重力（N）； L —汽車軸距（mm）； L1—汽車質(zhì)心離前軸距離（mm）； L2—汽車質(zhì)心離后軸距離（mm）； hg—汽車質(zhì)心高度（mm）； —附著系數(shù)。 圖 3.2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖 取一定值附著系數(shù)=0.8；所以在空、滿載時(shí)，由式3.5可得前后制動(dòng)反力為： 滿載時(shí)：=12855.81N =5247.18N 空載時(shí)：=7170.39N =2139.61N 由以上兩式可求得前、后軸法向反力即為： 表3.2 前、后軸法向反力 車輛工況 前軸法向反力Z1（N） 后軸法向反力Z2（N） 汽車空載 7170.39 2139.61 汽車滿載 12855.81 5247.18 汽車總的地面制動(dòng)力為： =+==Gq （3.6） 式中，q（q=）—制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力； FB1，F(xiàn)B2—前后軸車輪的地面制動(dòng)力（N）。 由以上兩式可求得前、后車輪附著力為： == == （3.7） 由已知條件及式（3.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為： 滿載時(shí)：=10284.65N =4219.34N 空載時(shí)：=5736.31N =1711.69N 故前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為： 表3.3 前、后軸車輪附著力 車輛工況 前軸車輪附著力（N） 后軸車輪附著力（N） 汽車空載 5736.31 1711.69 汽車滿載 10284.65 4219.34 上式表明：汽車附著系數(shù)在任意確定的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常數(shù)，而是關(guān)于制動(dòng)強(qiáng)度或總制動(dòng)力的函數(shù)。當(dāng)制動(dòng)器的制動(dòng)力保證足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配，前、后的軸荷分配，附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過(guò)程可能會(huì)出現(xiàn)以下三種情況：（1）前輪先抱死，然后后輪再抱死；（2）后輪先抱死，然后前輪再抱死；（3）前、后輪同時(shí)抱死。在以上三種情況中，顯然是第三種情況的附著條件利用得最好[4]。 由式（3.6），（3.7）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 == （3.8） 式中，F(xiàn)f1—前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，F(xiàn)f1= FB1=； Ff2—后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，F(xiàn)f2= FB2=； FB1—前軸車輪的地面制動(dòng)力； FB2—后軸車輪的地面制動(dòng)力； G —汽車重力； hg—汽車質(zhì)心高度； Z1，Z2—地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力； L1，L2—汽車質(zhì)心離前、后軸距離。 由式（3.8）可知，前、后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力Ff1、Ff2是關(guān)于的函數(shù)。在式（3.8）中消去，得： （3.9） 式中，L—汽車的軸距。 將上式繪成以Ff1，F(xiàn)f2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(jiǎn)稱I曲線，如圖3.3所示。如汽車前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力Ff1、Ff2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，尤其是貨車的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)Ff1與總制動(dòng)力Ff之比來(lái)表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)β， == （3.10） 聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得 = 帶入得，滿載時(shí)： ==0.71 空載時(shí)：==0.77 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β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，整個(gè)制動(dòng)系應(yīng)加裝ABS防抱死制動(dòng)系統(tǒng)。 圖3.3 該載貨汽車的I曲線與β線 3.2 同步附著系數(shù) 由式（3.10）可得表達(dá)式 = （3.11） 上式在圖3.3中是一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為的直線，它是實(shí)際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱β線。圖中β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β線與I線交線處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)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： （3.12） 由已知條件以及式（3.12）可得， 滿載時(shí)：=0.774 空載時(shí)：=0.739 根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢(shì)，國(guó)外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時(shí)的同步附著系數(shù)：轎車??；貨車取為宜。 所以，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(lái)評(píng)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)可由下求得： 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 (3.13) 而由式可求前軸車輪的利用附著系數(shù)為： (3.14) 同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為： (3.15) 根據(jù)GB12676—1999[10]，在各種載荷情況下，應(yīng)符合下列要求： (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)，前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在后軸利用附著系數(shù)線之上；但q值在0.3～0.45時(shí)，后軸利用附著系數(shù)線不超過(guò)=q線以上0.05，則允許后軸利用附著系數(shù)線位于前軸利用附著系數(shù)線之上。 圖3.4 除M1、N1外的其他類別車輛的制動(dòng)強(qiáng)度與附著系數(shù)要求 由以上圖所示，設(shè)計(jì)的制動(dòng)器制動(dòng)力分配符合要求。 3.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 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Z1、Z2成正比。所以，由式（3.8）可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用即前、后同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為： == （3.16） 式中，L1，L2—汽車質(zhì)心離前、后軸距離； —同步附著系數(shù)； hg—汽車質(zhì)心高度。 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 = （3.17） = （3.18） 式中：Ff1 —前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，； Ff2 —后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，； 參考車型的輪胎型165/70R13，根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB9744-2007可得有效半徑re=280mm[8]。 對(duì)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 == （3.19） = （3.20） 由式（3.19），（3.20）代入可得： ===2879.70N·m = ==1176.26N·m 3.4 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.4.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D或半徑R 當(dāng)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)。但直徑D的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，此間隙一般不小于20mm—30mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過(guò)熱而粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動(dòng)鼓直徑D的尺寸。另外，制動(dòng)鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為： 轎車D/Dr=0.64—0.74mm 貨車D/Dr=0.70—0.83mm 由參考車輛的輪胎型號(hào)165/70R13，取D/Dr=0.73得： Dr=13×25.4=330.2mm 故 D=0.73×330.2=241.05mm 表3.4 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》[9] 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20、22.5 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑（mm） 轎車 180 200 240 260 — — 貨車 220 240 260 300 320 420 從表3.4，取得制動(dòng)鼓內(nèi)徑=240mm 圖3.5 鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù) 3.4.2制動(dòng)蹄摩擦村片的包角β及寬度b 摩擦襯片的包角β通常在β=90o—120o范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角β=90o—100o時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，而制動(dòng)效能最高。雖然β減小有利于散熱，但單位壓力過(guò)高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，包角過(guò)大不僅不利于散熱，而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。因此，包角β也不宜大于120o。 綜合上述，在本設(shè)計(jì)中根據(jù)車型我選擇β為95o。 由表3.4的規(guī)定，選取制動(dòng)蹄摩擦片寬度b=50mm。 表3.5 QC/T309—1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》[9] 制動(dòng)鼓工作直徑D 制動(dòng)蹄片寬度b 160 30 35 40 45 50 60 180 30 35 40 45 50 60 75 200 30 35 40 45 50 60 75 220 30 35 40 45 50 60 75 90 240 40 50 60 75 90 110 260 40 50 60 75 90 110 280 40 50 60 75 90 110 300 45 60 75 85 100 120 （310） 50 65 75 85 95 100 120 140 320 50 65 75 85 (95) 100 120 140 340 65 80 100 120 140 160 180 （350） 65 80 100 120 140 160 180 制動(dòng)鼓半徑R、襯片寬度b和包角β決定了單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A，即： (3.21) 式中，β是以弧度(rad)為單位。 表3.6 制動(dòng)器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質(zhì)量t 單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 所以，根據(jù)式（3.21）襯片的摩擦面積A=120×50×95°/180°×3.14mm2=99.43cm2 單個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=198.87cm2，如表3.6所示，摩擦襯片寬度b的選取合理，由上表數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。 3.4.3 摩擦襯片起始角β0 摩擦襯片起始角β0如圖3.7所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，并令β0=90o-β/2=42.5。 3.4.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力P作用線的距離a 為保證輪缸能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)，應(yīng)使距離a如圖3.7盡可能大，來(lái)提高制動(dòng)效能。初取a=0.8R左右，則取a=96mm。 3.4.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 為保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉，應(yīng)使k如圖3.7盡可能小而c盡可能大。初取k=0.2R=24mm，c=96mm。 3.4.6 襯片摩擦系數(shù)f 選擇摩擦片時(shí)，不僅希望它的摩擦系數(shù)要高，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響應(yīng)該要小。但是不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器而言，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達(dá)0.7。當(dāng)前國(guó)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)f=0.35~0.4已不成問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取f=0.3可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料[10]。 4 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算 制動(dòng)器因數(shù)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，用于比較不同結(jié)構(gòu)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 （4.1） 式中：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(kāi)力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 圖4.1 支承銷式制動(dòng)蹄 由式(4.1)導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)，下面對(duì)支承銷式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算： 單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFT1： (4.2) 單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFT2： (4.3) 以上兩式中： 以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見(jiàn)圖4.1。 所以，整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)BF為： 表4.1 現(xiàn)行制動(dòng)器結(jié)構(gòu)的制動(dòng)因數(shù)[13] 制動(dòng)器類型 制動(dòng)器因數(shù)BF 盤式制動(dòng)器 0.7 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 2.0—2.8 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 2.5—3.5 雙向增力式制動(dòng)器 3.0—7.0 4.2 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)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TTf1，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與y1軸的交角為處，單元面積為。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積的包角，如圖4.2示。 圖4.2 張開(kāi)力計(jì)算用圖 由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (4.4) 而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為： 在由至區(qū)段上積分上式，得 (4.5) 當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，則有 (4.6) 增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： (4.7) 式中：N1—單元法向力的合力； ρ1—摩擦力fN1的作用半徑(見(jiàn)圖4.2)。 如果已知制動(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N1與張開(kāi)力P1的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： (4.8) 式中：δ1——x1軸與力N1的作用線之間的夾角； S1x——支承反力在工：軸上的投影。 解式(4.8)，得： (4.9) 對(duì)于增勢(shì)蹄可用下式表示為： (4.10) 對(duì)于減勢(shì)蹄可類似地表示為： (4.11) 圖4.3力矩計(jì)算用圖 為了確定ρ1，ρ2及δ1，δ2必須求出法向力N及其分量。如果將dN(見(jiàn)4.3)它投影在x1軸和y1軸上分量dNx和dNx的合力，則根據(jù)式（3.11）有： (4.12) 因此， (4.13) 式中， 并考慮到： (4.14) (4.15) 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δ和ρ值也不同。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 (4.16) 由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下[3]： ==98.95mm h=a + c=96+96=192mm 則： = = = =225.10mm 由式對(duì)于增勢(shì)蹄： = =904.04 N·m 對(duì)于減勢(shì)蹄： = =204.76 N·m 故對(duì)于后軸單個(gè)鼓式制動(dòng)器有： =904.04+204.76 =1108.80 N·m 計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無(wú)自鎖的可能： (4.17) 如果式 (4.18) 成立，則不會(huì)自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得： =0.48>f=0.3 式成立，不會(huì)自鎖 求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為： (4.19) 式中，P1，h，ρ1，R，，δ1—見(jiàn)圖4.2； ，—見(jiàn)圖4.3；， b—摩擦襯片寬度。 所以， =2.984mpa 4.3 制動(dòng)蹄摩擦片的壓力分布規(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(duì)制動(dòng)器因數(shù)BF有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在通常的近似計(jì)算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件的變形的影響較小，可忽略不計(jì)，通常作如下一些假定： （1）制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄為絕對(duì)剛體； （2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3）壓力和變形符合虎克定律。 如圖4.4所示，制動(dòng)蹄在張開(kāi)力P作用下繞支承銷點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開(kāi)，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移為： =· （4.20） 由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為， 從圖4.4中的幾何關(guān)系可看到： = 因?yàn)闉槌Ａ浚瑔挝粔毫妥冃纬烧?，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫成： (4.21) 即制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，最大壓力作用在與連線呈90°的徑線上。 圖4.4該制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡(jiǎn)圖 4.4摩擦襯片的磨損特性計(jì)算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副材質(zhì)、溫度、表面加工情況、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)表明，摩擦表面的摩擦系數(shù)、溫度、表面狀態(tài)和壓力等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動(dòng)過(guò)程是將其機(jī)械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。此時(shí)，由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來(lái)不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高，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。比能量耗散率常被用作制動(dòng)器能量負(fù)荷的評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位能量負(fù)荷或功負(fù)荷，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W/mm2。 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： (4.22) (4.23) (4.24) 式中：δ—汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； v1、v2—汽車制動(dòng)初速度與終速度（m/s），計(jì)算時(shí)貨車取v1=16.7m/s； j—制動(dòng)減速度（m/s2），計(jì)算時(shí)取j =0.6g； Al、A2 —前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積。 在緊急制動(dòng)到v2=0時(shí)，并可近似地認(rèn)為δ=1，則有： =2.84s (4.25) 鼓式制動(dòng)器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，比能量耗散率過(guò)高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓的龜裂。 因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)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(lái)衡量，單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為： (4.26) 式中：Tf——單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩； 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Ff0以不大于0.48N/mm2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(guò)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Lf來(lái)衡量： (4.27) 式中：ma—汽車總質(zhì)量（kg）； vamax—汽車最高車速，25m/s； —車輪制動(dòng)器各制動(dòng)襯片的總摩擦面積（cm2）； [Lf]—許用滑磨功，對(duì)轎車取[Lf]＝1000～1500J/cm2；對(duì)客車和貨車取[Lf]＝600～800J/cm2。 因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。 4.5 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： (4.28)式中，md——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量； mh——與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件(如輪副、輪轂、輪輞等)的總質(zhì)量； cd——制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482J／(kg·K)，對(duì)鋁合金c=880 J／(kg·K)； ch——與制動(dòng)鼓相連受熱金屬件的比熱容； ?t ——制動(dòng)鼓的溫升(一次由va=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過(guò)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(guò)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 (4.29) 式中，ma——滿載汽車總質(zhì)量； va——汽車制動(dòng)時(shí)的初速度，可取va=vamax； 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： =1.9 =0.6 由以上計(jì)算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 4.6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(lái)評(píng)價(jià)的。 汽車的最大減速度jmax由下式確定： (4.30) 由此得出： (4.31) 式中：g—重力加速度，9.8； v—制動(dòng)初速度，16.7m/s。 所以，最大減速度=0.8g 制動(dòng)距離S= (4.32) 式中：t1——機(jī)構(gòu)制動(dòng)滯后時(shí)間，取0.2s； t2——制動(dòng)器制動(dòng)力增長(zhǎng)過(guò)程所需時(shí)間，取0.6s； t1+ t2——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4.2取為60km/h。 故制動(dòng)距離S==31.04m 我國(guó)一般要求制動(dòng)減速度j不小于0.6g(5.88 m／s2)，對(duì)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；根據(jù)GB 12676-1999中對(duì)汽車行車制動(dòng)性的要求，在規(guī)定的車速下，各類車輛試驗(yàn)結(jié)果必須達(dá)到下表4.2規(guī)定的最低性能要求。 表4.2 制動(dòng)性能對(duì)最大制動(dòng)距離的規(guī)定[10] 車輛類型 試驗(yàn)車制動(dòng)初速度（km/h） 80 60 60 80 60 60 制動(dòng)距離（m） 由以上計(jì)算及表 可得制動(dòng)距離S=31.04m< =36.60m，故該制動(dòng)系的行車制動(dòng)效能滿足要求。 4.7 駐車制動(dòng)計(jì)算 圖4.5 汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖 汽車在上坡路上停住時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖4.5所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=0.8，可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： 由此可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： (4.33) 同樣，可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： (4.34) 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 (4.35) 求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為： (4.36) 汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 ： (4.37) 一般對(duì)輕型貨車要求不應(yīng)小于25%，中型貨車不小于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。 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值(因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為 = (4.38) =×1850×9.8×0.28×sin32.0