【正文】 力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結構形式及選擇、鼓式制動器主要參數的計算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計算與校核、在二維或三維設計平臺 AUTO CAD 中完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設計合理性的分析和評價等 。 制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災嚴重的后果。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。由圖 （ a），（ b）可見，領蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。為使襯片壽命均勻。其缺點是驅動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為~。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅動，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅動。 根據支承結構及調整方法的不同，領從蹄鼓式液壓驅動的車輪制動器又有不同的結構方案，如圖 所示 圖 領從蹄式制動器的結構方案（液壓驅動） （ a）一般形式；（ b）單固定支點； 輪缸上調整（ c）雙固定支點； 偏心軸調整；（ d）浮動蹄片； 支點端調整 雙領蹄式制動器 當汽車前進時，若兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙領蹄式制動器。 圖 單向雙領蹄式制動器的結構方案（液壓驅動） （ a）一般形式；（ b）偏心調整；（ c）輪缸上調整；（ d）浮式蹄片，輪缸支座調整端；（ e）浮動蹄片，輪缸偏心機構調整 雙領蹄式制動器有高的正向 制動效能 ，但倒車時變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大減。如 （ d）及圖 ，圖 所示。因此，制動鼓在正向，反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄，故稱雙向雙領蹄式制動器。 圖 LCCAS 公司的曲柄機構制動器 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設計 9 圖 PERROT 的雙鍥式制動器 單向増力式制動器 如圖 （ e）所示，兩蹄下 端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上 。由于制動時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器。對雙向増力式制動器來說，不論汽車 前進制動或倒退制動，該制動器均為増力式制動器。雙向増力式制動器也是屬于非平衡式制動器。 上述制動器的特點是用制動器效能，效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評 價。 還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構形式，結構參數和摩擦系數有關，也受到其他有關因素的影響。 BF 值大，即制動效能好。所以，對制動器的正確調整，對高效能的制動器尤為重要。 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設計 13 第 2 章 制動系的主要參數及其選擇 制動器設計中需要預先給定的參數有：汽車軸距 L；車輪滾動半徑 r ；汽車空， 滿載時的總質量 39。2L ， 2L ；空，滿載時的軸荷分配：前軸負荷 39。 制動力與制動力分配系數 汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則對 任一角度 ? 0 的車輪，其力矩平衡方程為 fT BeFr =0 式（ ） 式中： fT — 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反， Nm? BF — 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反， N； er — 車輪有效半徑， m。當加大踏板力以加大 fT ， fF 和 BF 均隨之增大。當制動到 ? =0 以后，地面制動力 BF 達到附著力 F? 值廖械兵：鼓式制動器設計 14 后就不再增大，而制動器制動力 fF 由于踏板力 PF 增大使摩擦力矩 fT 增大而繼續(xù)上升（見圖 ） 圖 制動器制動力 fF ，地面制動力 BF 與踏板力 PF 的關系 根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力 1Z , 2Z 為： 1Z = ? ?2 gG LhL ?? 2Z = ? ?1 gG LhL ?? 式（ ） 式中： G — 汽車所受重力， N； L — 汽車軸距， mm； 1L — 汽車質心離前軸距離， mm； 2L — 汽車質心離后軸距離， mm； gh — 汽車質心高度， mm； ? — 附著系數。 由以上兩式可求得前，后車輪附著力為 1F? = 2 gB hLGFLL????????= ? ?2 gG L qhL ?? 車輛工況 前軸法向反力 1Z ， N 后軸法向反力 2Z ,N 汽車空載 汽車滿載 廖械兵：鼓式制動器設計 16 2F? = 1 gBhLGFLL????????= ? ?1 gG L qhL ?? 式（ ） 由已知條件及式（ ）可得 得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為 故 滿載時： ) 1 01 2 5 0(2 6 0 5 6 0 01 ??????F = ) 1 01 3 5 5(2 6 0 5 6 0 02 ??????F = 空載時： ) 5 01 4 0 0(2 6 0 5 1 4 039。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 將上式繪成以1fF，2fF為坐標的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱 I曲線，如圖 所示。39。圖中 ? 線與 I曲線交于 B 點，可求出 B 點處的附著系數 0? =? ，則稱 ? 線與 I線交線處的附著系數 0?為同步附著系數。 20 39。 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設計 19 制動力分配的合理性通常用利用附著系數與制動強度的關系曲線來評定。 制動器最大制動力矩 應合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。 根據市場上的大多數微型貨車輪胎規(guī)格及國家標準 GB 974420xx； 選取 的輪胎型145/80R12。但增大 D(圖 )受輪輞內徑限制。因此 符合設計要求。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。襯片寬 度 b 較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。 表 制動器襯片摩擦面積 根據國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產生的單位面積正壓力愈 小，從而磨損亦愈小。 摩擦襯片起始角 0? 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 0? =90186。初取 k==27mm， c=80mm。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃時，保持摩擦系數 f =～ 。平行支座可視作斜支座的特例，即圖 中 ??0? ，對于最一般的情況： 圖 浮式蹄 (a)平行支座 (b) 斜支座 單個斜支座浮式領蹄制動蹄因數 BFT3 3TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? 式 () 單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數 BFT4 4TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? 式 () 上兩式中 ? ? ?? s in)/(c o s]///[ 39。 rofrarcrcfE ss ?????? 式 () )]/(/[2/s in4 s in 39。 ?? ss ff 式 () sf 為蹄片端部與支座面間摩擦系數，如為鋼對鋼則 sf =～ 。 rcfE s ?? =（ 81/105） cos0 = )]/(/[2/s in4 s in 39。 tanssff ??? = 得： 3TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? =（ + ） /（ 1+ ） = 4TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? =（ ） /（ + 1+ ） = 得 43 TT BFBFBF ?? =+ = 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設計 27 表 不同類型制動器的制動器因數 制動驅動機構的設計計算 所需制動力計算 根據汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得： 地面對前、后軸車輪 的法向反力 Z1， Z2為： )( 21 dtdughLLGZ g?? 廖械兵：鼓式制動器設計 28 )( 12 dtdughLLGZ g?? 汽車總的地面制動力為： GqdtdugGFFF BBB ???? 21 前、后軸車輪附著力為： ??? )()( 221 ggB qhLLGLhFLLGF ???? ??? )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF ???? 故所需的制動力 F 需 = ??? )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF ???? 式 () = )8 1 3 5 5(2 6 0 5 6 0 0 ???? = 制動踏板力驗算 制動踏板力 PF 可用下式計算： ?? 114 2 ?? PmP ipdF.39。4mppp d iiF ? ???? ? ? 式 () 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設計 29 = ? ???? =9mpa 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力 P 與輪缸直徑 wd 及制動輪缸中的液壓力 P有如下關系： pPdw ?2? 式 () 式中 p —— 考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓 p = 8～ 12MPa，取 p = 9MPa。 可得：一個輪缸的工作容積： 廖械兵：鼓式制動器設計 30 ?? nww dV 1 24 ?? = 14 ???? mm3 = mm3 全部輪缸的總工作容積 ?? mwVV 1 式 () 式中 m—— 輪缸數目。 由張開力計算公式 pdPw24??， 式 () 式中 wd — 制動輪缸直徑 P— 制動輪缸中的液壓壓力， 可得： 張開力 P=（ ） 9N = 由制動器效能因數的定義，可得制動器所能產生的制動力 F 能 =BF P R/re = 110/270 = 后軸能產生的制動力 F=2 F 能 =2 = 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設計 31 F=2F 能 =? F 需 = 故所設計制動器結構參數合理。 圖 制動力矩的計算簡圖 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 ??