【正文】 人體的石棉纖維。踏板行程不大于170mm,其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。 。行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定。用液壓傳遞操縱力時還應有操縱主缸和制動輪缸以及管路；用氣壓操縱是 還應有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣筒、控制閥和制動氣室等。行車制動裝置由制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)兩部分組成。隨著高速公路的發(fā)展和車速的提高及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要，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。汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動應滿足如下要求： 。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩(wěn)定性。各國法規(guī)規(guī)定，制動的最大踏板力一般為700N。、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動。 制動器的結(jié)構(gòu)形式除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機排氣或其它緩速措施對下長坡的汽車進行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機械摩擦式的，既是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上或變速器殼或與其相固定的支架上；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是一個垂向安放且以兩側(cè)面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側(cè)并帶有摩擦片的制動塊。鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類，他們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌?。張開裝置有兩種形式，第一種用凸輪或楔塊式張開裝置。但領(lǐng)叢蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下），故兩蹄片磨損不均勻，壽命不同的特點。每塊蹄片有各自獨立的張開裝置，而且位于與固定支點相對應的一方。雙領(lǐng)蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性，僅強于增力式制動器。它之所以不用于后輪，還因為兩個互相成中心對稱的輪缸，難以附加駐車制動驅(qū)動機構(gòu)。除此之外，雙向雙領(lǐng)蹄制動器的兩蹄片上單位壓力相等，因而磨損均勻，壽命相同。 雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片（圖11d）。與雙向增力式制動器比較，這種制動器的結(jié)構(gòu)比較簡單。這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅(qū)動機構(gòu)；另外由于兩蹄片下部聯(lián)動，使調(diào)整蹄片間隙工作變得困難。因此，采用這種制動器后，即使制動驅(qū)動機構(gòu)中不用伺服裝置，也可以借助很小的踏板力得到很大的制動力矩。調(diào)整間隙工作與單向增力式一樣比較困難。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。實際上包角兩端處的單位壓力最小。摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。故取 （13）在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離a盡可能大，以提高制動效能： （14）取a=110mm 圖13 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)在保證兩蹄支撐端面不致相互干涉的條件下，使c盡可能的大，k盡可能小，暫定c = =120 mm 取c=110mmk = 20 mm.選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其穩(wěn)定性要好，受高溫度和壓力影響要小。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分，本設計的制動蹄有兩個自由度，兩個自由度的緊蹄摩擦襯片徑向變形規(guī)律，如圖21所示將坐標原點取在制動鼓中心o點。沿摩擦襯片長度方向壓力分布不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評價： 式中制動蹄襯片上的最大壓力；在同等制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時的壓力。前蹄產(chǎn)生的制動力矩TTf可表達如下： （25）式中 N——單元法向的合力； ——摩擦力fN的作用半徑（見圖22）為了求的力N1和張開力P1的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （26） 式中 的作用線之間的夾角；S1x——支撐反力Q在X1軸上的投影。由式（27）得出自鎖條件。但實驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。能量負荷愈大，則襯片的磨損愈嚴重。計算時取j=；t——制動時間，s；A、A——前后制動器襯片的摩擦面積；——制動力分配系數(shù)。磨損特性指標也可用襯片的比摩擦力即單位面積的摩擦力來衡量。汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為： (215)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，N*m；——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，有稱為地面制動力，其方向與汽車行駛的方向相反，N；——車輪的有效半徑，m。當加大踏板力以增大時，和均隨之增大。當制動達到后，地面制動力達到附著力值后就不在增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。當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、后車輪制動器的制動力的分配、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：，然后后輪再抱死拖滑；，然后前輪再抱死拖滑；、后輪同時抱死拖滑。上式可消去，得式中L——汽車的軸距。圖25 I曲線與線上式又可表達為： 上式在圖中是一條通過坐標原點且斜率為（1）/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器動力分配線，簡稱線。故取=。所以：制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （221）式中——前軸制動器的制動力，；——后輪制動器的制動力，；——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪的地面法向反力；——車輪的有效半徑。 滿載時圖31為汽車在上坡路上停駐時的后軸車輪的附著力為： 即 （33）同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸的車輪的附著力為 故可求得汽車在上坡可能停駐的上坡角為 同樣可求得汽車在上坡可能停駐的上坡角為 為使汽車能在接近于上式確定的坡度a的路面上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于a所確定的極限值mgResinga1，并保證在下坡路面上停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。同理可推出汽車可能停駐的極限下坡路傾角為 （36） 圖31汽車受力圖 圖32曲線圖 上述例車在 在駐車制動器的設計中，在安裝制動器的空間，制動力源等條件允許的范圍內(nèi)，應力求后橋上的駐車制動力矩接近于由 所確定的極限值 并保證下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)的規(guī)定值。 制動性能評價指標 1）汽車的制動性主要由下列三方面來評價：制動效能，即制動距離與制動減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標。因為制動過程中實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉(zhuǎn)換為熱能，所以制動器溫度升高后能保持在冷態(tài)時的制動效能，已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。制動過程中汽車維持直線行駛，或按預定彎道行駛的能力，稱為方向穩(wěn)定性。方向穩(wěn)定性是從制動跑偏、側(cè)滑以及失去轉(zhuǎn)向能力方面來考驗。而后者是屬于系統(tǒng)性誤差。第五章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設計圖 制動鼓（a）鑄造制動鼓；（b），（c）組合式制動鼓1 沖壓成形輔板；2鑄鐵鼓筒；3 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒；4 鑄鋁合金制動鼓制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。制動鼓相對于輪轂的對中如圖44所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。 制動鼓壁厚的選取主要是從剛度和強度方面考慮。 制動蹄圖 鑄鐵制動蹄轎車和輕型、微型貨車的制動蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上，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。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或