【正文】 料，其耐磨性愈差。 制動摩擦材料應(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；制動時不產(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。 制動器間隙 制動鼓 (制動盤 )與摩擦襯片 (摩擦襯塊 )之間在未制動的狀態(tài)下應(yīng)有工作作間隙，以保證制動鼓 (制動盤 )能自由轉(zhuǎn)動。另外，制動器在工作過程中會因為摩擦襯片 (襯塊 )的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 單自由度的制動蹄如圖 31 所示，制動蹄在張開力 P 作用下繞支承銷 O?點(diǎn)轉(zhuǎn)動張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為 ?? ，則蹄片上某任意點(diǎn) A 的位移 AB 為 AB = AO? 根據(jù)國外資料 [2]，對于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式 fqvKW 11 ? 式中 W1 —— 磨損量； K1 —— 磨損常數(shù)； f —— 摩擦系數(shù)； q—— 單位壓力； v —— 磨擦襯片與制動鼓之間的相對運(yùn)動速度。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為 ?sinCq? (C 也為一常數(shù) )。 31 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。 單個后輪駐車制動器的制動上限為 ?sin21 eagrm；中央駐車制動器的制動力矩上限為 0/sin igrm ea ? ， 0i 為后驅(qū)動橋主減速比 。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。 制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。制動鼓的材料應(yīng)與摩擦襯片材料一致，以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時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但實(shí)驗表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。制動蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應(yīng)保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動 蹄腹板上有時開一、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制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。摩擦襯片的厚度，轎車多為 ~5mm；貨車多為 8mm 以上。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它具有足夠的剛度。 35 制動蹄的支承 支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。 摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有高爾穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應(yīng)在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應(yīng)有好的耐磨性，低的吸水率，低的壓縮率、低的熱傳導(dǎo)率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良?xì)怏w，應(yīng)盡量采用污染小和對人體無害的摩擦材料。一般來說，鼓式制動器的設(shè)定間隙在 ~。 采用凸輪張開裝置時，制動器的工作間隙可通過轉(zhuǎn)動凸輪相對于制動臂的位置來實(shí)現(xiàn)，而制動臂的位置則保持不變。 10 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇與設(shè)計計算 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 根據(jù)制動力源的不同，制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的反比關(guān)系在動力制動系中不復(fù)存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐獭Ｄて降慕Y(jié)構(gòu)簡單，對室壁的加工精度要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的行程較少，膜片壽命也不及活塞式的。 11 結(jié)論 目前 ， 我國交通事故由于制動器磨損而導(dǎo)致的屢見不鮮。這樣更能準(zhǔn)確的分析這個制動器的合理性。這些還需要在以后的學(xué)習(xí)中繼續(xù) 改正。 40 。 [2]! RajendraSingh . Analyticalinvestigationofstickslipmotionsincoupled brakedrivelinesystems[J] NonlinearDyn(2021)50:463(R)C48 ； [3]甘乃添 . 汽車電子感應(yīng)制動控制系統(tǒng)的控制規(guī)則研究與仿真 [D].廣東工業(yè)大學(xué) .2021； [4]王望 予 ,汽車設(shè)計（第 4 版） [M],吉林大學(xué)；機(jī)械工業(yè)出版社， ； [5]余志生主編 ,汽車?yán)碚摚ǖ?4 版） [M],清華大學(xué) :機(jī)械工業(yè)出版社 ,； [6]方泳龍 ,制動理論與設(shè)計 [M],北京：國防工業(yè)出版社 .； [7]朱利安 哈皮安 史密斯主編；現(xiàn)代汽車設(shè)計概論 [M],北京：化學(xué)工業(yè)出版社 ,； [8]齊志鵬主編 。 一是由于各參考文獻(xiàn)上的數(shù)據(jù)和公式并不一致，導(dǎo)致有些圖形和字母并不能完全吻合對應(yīng)。 本文針對豪華型大客車的標(biāo)準(zhǔn)車型深入研究，根據(jù)參數(shù)計算該車的氣壓制動系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的凸輪式制動器的結(jié)構(gòu)。 本設(shè)計采用的是活塞式制動氣室，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開力。 制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的工作可靠性，保證行車安全，制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的系統(tǒng)，即應(yīng)是雙回路系統(tǒng)，也就是說應(yīng)將汽車的全部行車制動器的管路分為兩個或 更多個相互獨(dú)立的回路，以便當(dāng)一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 簡單制動系即人力制動系，是靠司機(jī)作用于制動踏板上或手柄上的力來作為制動力源。 36 圖 51 汽車制動蹄間隙調(diào)整臂 制動器主要零部件的強(qiáng)度計算 制動凸輪軸的計算 當(dāng)汽車制動時，凸輪軸承受轉(zhuǎn)矩作用?？紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機(jī)械變形，因此，制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)設(shè)的間隙要通過實(shí)驗來確定。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。凸 輪及其軸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?？蛙噭t采用可鍛鑄鐵 KTH37012 的制動底板。 本設(shè)計中，制動蹄腹板和翼緣的厚度為 7mm，摩擦襯片的厚度 取 10mm，襯片鉚接在制動蹄上。本設(shè)計選用的端面為工字形。本設(shè)計中，制動鼓的壁厚選為 15mm。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圓的加強(qiáng)肋條，也常加鑄一些軸 向肋條以提高其散熱性能。本設(shè)計采用的是灰鑄鐵 HT200 制造的制動鼓。 雙軸汽車單個前輪和單個后輪制動器的比能量耗散率可用以下公式計算： ? ?211121211221 122aamvetAmvetA????? ? ? v1取 18m/s， 1 2 1v v vtjj???， t= 計算得： e1=， e2=根據(jù)鼓式制動器的比能量耗散率不大于 ，故符合規(guī)定。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。但實(shí)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。其中 b為摩擦襯片寬度， R 為制動鼓半徑， ?d 為單元面積的包角，如圖 52所示。 應(yīng)該指出，由上述理論分析所獲得的結(jié)果與實(shí)際情況比較相近，也就是說，用上述壓力分布規(guī)律計算所得的摩擦力矩與實(shí)際使用中所得摩擦力矩有極大的相關(guān)性。圖中表明在第 11次制動后形成的單位 面積壓力仍為正弦分布 ?sin132?q 。的徑向線上。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。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。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。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃時，保持摩擦系數(shù) f =～ 已無大問題。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常 重要的。 張開力 P 的作用線至制動器中心的距離 ? 在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 ? 盡可能地大，以提高其制動效能。 27 圖 34 根據(jù)單個摩擦襯片的摩擦面積 A=Rbβ，求出 A=803cm2，符合規(guī)定。設(shè)計時應(yīng)根據(jù) QC/T 309— 1999 制動鼓工作直徑及制動 蹄 片 寬 度 尺 寸 系 列 ， 選 取 摩 擦 襯 片 寬 度 b ， 初 取 b=120mm 。因為過大不僅不利于散熱， 而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 ~100176。制動 鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的艱辛，此間隙一般不應(yīng)小于 20mm~30mm，以利于通風(fēng)散熱，由此間隙要求及輪輞尺寸可求得 D 的尺寸。制動器因數(shù) BF 對摩擦系數(shù) f 的敏感性可由 dBF／ df 來衡量，因而 dBF／ df 稱為制動器的敏感度。 對領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbNfcPh 由上式得領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為 13013026011 ???????????????????????????????bcffbhPNfBFT (127) 當(dāng)制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力 Nf 的方向與圖 14所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbNfcPh 由上式得從蹄的制動蹄因數(shù)為 13013026012 ???????????????????????????????bcffbhPNfBFT (128) 24 由式 (127)可知：當(dāng) f 趨近于占 b／ c 時，對于某一有限張開力 P，制動鼓摩擦力趨于無窮大。 對于鼓式制動器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為 1P 、 2P ，制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為 1TfT 和 2TfT ，則兩蹄的效能 因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： RPTBF TfT 1 11 ? RPTBF TfT 2 22 ? （ 325） 整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 RPP TTRPP TTPRTBF TfTfTfTff )( )(2)( 21 2121 21 ? ?????? (326） 23 當(dāng) PPP ?? 21 時，則 2121 TTTfTf BFBFPR TTBF ???? (127) 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計算才能確定。當(dāng) 0??? 時，相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度 ??q ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 ? ? mN