【正文】 金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合構(gòu)成制動鼓。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱件能。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。 本車選用 HT200鑄造制動鼓 制動蹄 轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼輾壓或 鋼板沖壓 —— 焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。摩擦襯片的厚度，轎車多為 ；貨車多為 8mm 以上。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。 凸輪及其軸是由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。一般摩擦材料的摩擦系數(shù)，都隨溫度、壓力、相對滑動速度、工作表面的清潔程度而變化，其中溫度影響尤為顯著。 5）容許比壓力大及不傷制動輪。 無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。 支承 二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。其支座為可鍛鑄鐵 (KTH 370— 12)或球墨鑄鐵 (QT 40018)偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好件并防止這些零件的腐蝕磨損。管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢 ,作用滯后時間較長 (～ ),因此在制動閥到制動氣室和貯氣罐的距離較遠時有必要加設(shè)氣動的第二級控制元件 —— 繼動閥 (即加速閥 )以及快放閥 。 圖 41 氣壓雙回路制動系示意圖 diagram of dualcircuit brake system pressure 1— 氣喇叭； 2— 氣喇叭開關(guān)； 3— 氣壓調(diào)節(jié)閥； 4— 前制動器室； 5— 雙針氣壓表； 6— 主儲氣筒（供 后制動器）； 7— 放水閥； 8— 低壓報警器； 9— 取氣閥 ； 10— 儲氣筒單向閥 ； 11— 主儲氣筒（供前制動器）；12— 快放閥； 13— 后制動器室； 14— 連接頭； 15— 掛車分離開關(guān)； 17— 梭閥； 18— 安全閥； 19— 濕儲氣筒； 20— 并列雙腔制動閥； 21— 單缸空氣壓縮機 此制動系統(tǒng)中，它備有兩個主儲氣筒 11 和 6。 其中，空氣壓縮機以壓力達到 的壓縮空氣向貯氣罐充氣但由調(diào)壓器調(diào)定的貯氣罐壓力，一般為 — 而安全閥限定的貯氣罐最高壓力則為 。為此，就要進行 初步的設(shè)計計算。 制動氣室輸出的推桿推力 Q應(yīng)保證制動器制動蹄所需的張力。 對于活塞式制動氣室： A= 2D4? 式中 :D活塞或氣缸直徑。 根據(jù)凸輪形狀的不同， a和 h可能會隨凸輪轉(zhuǎn)角而變化 a取 30mm， h取 328mm。膜片式的結(jié)構(gòu)簡單，對室壁的加工要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的形成較小，膜片壽命也不及活塞式的。為了減少氣壓制動系統(tǒng)尤其是貯氣罐的體積和質(zhì)量，個別車型也有采用貯氣罐壓力達 、工作壓力達 。當(dāng)其中一個回路因故障而失效時，馬林丕 ： 重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 26 另一回路可繼續(xù)工作，以使汽車保持有一定的制動能力，因此也提高了汽車的行駛安全性。另外 ,制動氣室排氣時也有較大噪聲。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在張開機構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。例如采用偏 心支承銷或偏心輪。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 （占總質(zhì)量的 60%80%），摻上石墨粉、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。模壓材料的撓性較差．故應(yīng)佐按襯片或襯塊規(guī)格模壓。 3）有一定的機械強度和良好的工藝性。滾輪由 45號鋼制造并高頻淬火 。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻 。 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 （論文） 23 本車制動蹄 HT200鑄造 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動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。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和 ? 字形幾種。一般鑄造制動鼓的壁厚 ：轎車為 7mm12mm；中、重型載貨汽車為 13mm18mm。兩者裝配后還需進行 動平衡。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動。為防止這些現(xiàn)象發(fā)生，應(yīng)提 高制動鼓的剛度。 制動鼓主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大量的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 [2]。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片 (襯塊 )摩擦面積的每單仿時間耗散的能量。這就是所謂制動器的能量負荷。 從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能 (動能和勢能 )的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。 f= c′ = )( 22 ac ? = )16440( 22 ?? 摩擦力的作 用半徑 2```2``````1 )2s i n2s i n2()2c os2( c os)c os( c os4????????????? RR 22 )27212722()1272272()12727(2054 ?????? ???????????? Si nSi nCosCosCosCos ? = 式中 000`00` 271340a rc s i n402 ???????? cc???? ????? 00``` 271 0 0??? 127o 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 （論文） 19 ])2s i n2s i n2( )2c os2(c osa rc t a n[ ``` ```1 ??? ?? ??? ???o ) i ( i nc os1`11` ????? ??? fcR c ?? 所以 制動器不會自鎖，合格。 r c t a na r c t a n ??? ?? oo0 ??????? ???? o 代入公式（ 33） ?tK 前面已經(jīng)分析領(lǐng)從蹄中頂端推力 F1=F2，則可得 ????? ttt KKK 對于 凸輪張開機構(gòu)， 張開力 F： 1 6 3 2 0/ 1 ?? BTF f ???????????? （ 34） 有前面所算數(shù)據(jù) 所得 Tf 代入公式（ 34）中，便可得到 F值為 16320N。 r c t a na r c t a n ??? ?? oo0 ??????? ???? 176。然后根據(jù)既定的 F和 R 值求 T。 圖 32 制動蹄片受力分析圖 Fig32 Brake shoe stress analysis 計算蹄片上的制動力矩 制動轉(zhuǎn)矩目前一般采用效能因數(shù)法或分析圖解法計算，本書采用效能因數(shù)法計算。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小而忽略不計。初步設(shè)計選 a==164mm, c=40mm 制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e 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(yīng)使距離 e 盡可能大，以提高制動效能。 β /2=100176。 由上述表格和輪胎標準初選制動鼓內(nèi)徑 410mm 摩擦襯片寬度 b 及包角 ? 制動鼓半徑 R 既定后。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 （論文） 13 鼓式制動器的主要參數(shù) 汽車類別選用乘用車，汽車的總質(zhì)量 ma 為 、汽車質(zhì)心高度 hg =、軸距 L=、汽車質(zhì)心離前軸距離 l1 =、汽車質(zhì)心離后軸距離 l2 = 其它幾何參數(shù)如圖 31 圖 31 鼓式制動器主要幾何參數(shù) Fig31 The main geometric parameters of drum brakes 制動鼓內(nèi)徑 輸入力 F0 一定時， 制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強 ，但 D的增大受輪輞內(nèi)徑限制。一類是工作面 積不大的摩擦塊與其金屬背板組成的制動塊，每個制動器中有 2~4 個。 領(lǐng)從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行使的制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu)；易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動 (或應(yīng)急制動 )和駐車制動的。 摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車商上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只 用作緩速器。當(dāng) 0??? 時，相應(yīng)的極限制動強度 q?? ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 egf rqhLLGT ?)( 1m a x2 ?? ???????????? （ 213） 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 （論文） 11 = )( ????? = mN? m ax2m ax1 1 ff TT ???? ???????????? （ 214） = ?? = mN? 式中： ? —— 該車所能遇到的最大附著系數(shù) q—— 制動強度 r—— 車輪有效半徑 一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為上列公式計算結(jié)果的半值。 前面已分別給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率 ? 根據(jù)所選定的同步附著系數(shù) 0? 求得： ????? ???????????? （ 25） 1? = L hL g01 ?? 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計 （論文） 9 進而求得： qhLLGGqFFgBB )( 021 ??? ???? qhLLGGqFFgBB )012 ()1()1( ??? ?????? 當(dāng) 0??? 時， 11B FF ?? ， 22B FF ?? ，故 ?GFB? ， q=? ， 1?? 當(dāng) 0??? = 時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即11 ?FFB ? 由上面的 式得： )( 000)( 02 2 ???? ??????? gB hL GLF ?? ????????? （ 26） q= )( )( 02 2 ???? ???? ghL L ?? ? )( )( 02 2 ???????? ghL L ??? 當(dāng) ???? ，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即22 ?FFB ? 有上面的式得： )( 000)( 01 1 ???? ??????? gB hL GLF ?? ????????? （ 27） q= )( )( 01 1 ???? ???? ghL L ?? ? )( )( 01 1 ???????? ghL L ??? 對于 ? 值恒定的汽車，為使其在常遇到附著系數(shù)范圍內(nèi) ? 不致過低，其 0? 值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。 在以上三種情況中，顯然是 （ 3） 情況的附著條件利用得最好。因此各類轎車和一般載貨汽車的 0? 值有增大的趨勢滿載時的同步附著系數(shù)，貨車取 0 ?? 。 圖 2— 1 制動力與蹋板力 FP 關(guān)系 Figure 21 Braking force and ta board strength FP relations 馬林丕 ： 重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 6 直至 20世紀 50年