【正文】 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。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，dα為單元面積的包角， 所示。為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： 式（） 式中 —— 軸與力的作用線之間夾角；——支承反力在工：軸上的投影。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 式()由之前的計算可得上式各參數(shù)如下： == h=a+c=86+80=166mm 則： = = = =由式對于增勢蹄： = =對于減勢蹄： = =故對于后軸單個鼓式制動器有： =+ =對于后軸有：T=2=由式()得出自鎖條件。 浮式蹄徑向變形分布計算簡圖在一般情況下，若浮式蹄的端部支承在斜支座面上，則由于蹄片端部將沿支承面作滾動或滑動，具有兩個運動自由度。+ Sin) Sin+ COSCOS 式()式中為蹄片端部圓弧面繞其圓心的相對轉(zhuǎn)角。這樣，蹄片上任意點A處的壓力可寫成 q=qSin(+) 式()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。 摩擦襯片的磨損特性計算摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。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間內(nèi)耗散的能量，其單位為。單個車輪制動器的比摩擦力為= 式() 式中 ——單個制動器的制動力矩。磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動過程中由最高制動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() 式中 ——汽車總質(zhì)量，kg；——汽車最高車速，m/s——車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，——許用滑磨功，對貨車?。?00～800；==由上式亦可得以上設(shè)計符合要求。代入數(shù)據(jù)計算得： ==又有=20kg =38kg 故：=L/=( + ）/(20482+38880)=15因此所設(shè)計的制動器溫升符合要求。 駐車制動的計算 汽車在上坡路上停住時的受力簡圖如圖 所示，取路面遇到的最大附著系數(shù)=圖 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖車輪的附著力為： 式()同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： 式() 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 式()求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 式()汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 式()故 滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 = =176。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。制動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)并使工作表面磨損均勻。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。兩者裝配后需進行動平衡。壁厚取大些也有助于增大熱容 量，但試驗表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。制動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蹄腹板上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動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，并減少制動時的尖叫聲。 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。 制動蹄的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 400—18)件。 制動輪缸是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單，在車輪制動器中布置方便?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。目前在制動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。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f = 以上)，沖擊強度比模壓材料高4～5 倍。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負(fù)荷重的汽車。 制動器間隙圖 雙向増力式制動器用的間隙自調(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鼓與摩擦襯片之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動鼓能自由轉(zhuǎn)動。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機構(gòu)結(jié) 論通過對給定汽車制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算，提升了我對汽車的制動系統(tǒng)的認(rèn)識。本文設(shè)計的制動器已在重慶長安汽車公司大量裝車使用。由于這些問題的存在，使得新的解決方案的提出顯得尤為迫切。
。但是對于傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動器，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)（一般約為2～7），并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，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。雖然該課題設(shè)計的為領(lǐng)從蹄式制動器，但隨著重型汽車和高速公路的發(fā)展，鼓式制動器的缺點表現(xiàn)得尤為突出。制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的汽車能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性并保證行駛的安全性。此間隙的存在會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。設(shè)計計算制動器時一般取 ～。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。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)干燥后輥壓制成。多數(shù)制動輪缸有兩個等直徑活塞。其缸筒為通孔，需搪磨。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。例如采用偏心支承銷或偏心輪。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。摩擦襯片的厚度，轎車多用 ～5mm。制動鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動器間隙。cm。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性能。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動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表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。汽車滿載在上坡時后軸的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值= 式()=1600176。空載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 = =176。汽車的最大減速度由下式確定： 式()由此得出 式()式中： ——汽車所受重力，N ——附著系數(shù) g——重力加速度，= v——制動初速度，m/s.故最大減速度= g制動距離S= 式() 式中：——機構(gòu)制動滯后時間， ——制動器制動力增長過程所需時間， +——制動作用時間，～ V——制動初速度，由表 取為80km/h故制動距離S==( m／s2)，對于小型客車（9座以下）和輕型貨車（）制動初速度50～80km/h、踏板力不大于500N。K)，對鋁合金c=880J／(kg當(dāng)制動減速度j=。故當(dāng)=40 km/h時： = =單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 = = = =當(dāng)=0 km/h時： = =單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 = = = = W/mm2對于鼓式制動器，比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片(襯塊)的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂，／mm2，／mm2。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。汽車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。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() 式()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)之前的結(jié)構(gòu)參數(shù)可計算得=176。+ Sin=CCOS=C在一定轉(zhuǎn)角時，和都是常量。這樣A點位移由兩部分合成：相對運動位移和牽連運動位移，它們各自徑向位移分量之和為 ()。 = 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。如果將dN看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，有： 式（） 式（）算得 因此式中 。增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達(dá)如下： 式（）式中 ——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑(見圖 )。在計算鼓式制動器時，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。則全部輪缸的總工作容積V =4 mm3 = mm3 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算由制動器因數(shù)BF的表達(dá)式（即，）， 式()它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。由 ， 式()及張開力的計算公式：與制動器因數(shù)定義式 可表示為：， 得 式() =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：，16，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。平行支座可視作斜支座的特例，對于最一般的情況： 浮式蹄(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)BFT3 = 式()單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)BFT4 = 式()上兩式中 式() 式() 式() 式() 式() 式()為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=～。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。初取a=，則取a=86mm 制動蹄支承點位置坐標(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k盡可能小而c盡可能大( )。=單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169 cm2，摩擦襯片寬度b的選取合理。以及國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm。因此，包一般不宜大角于120186?！?00186。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12= 故 D==228mm由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，輪輞直徑