【正文】 配系數(shù)； 1L ——滿(mǎn)載時(shí)汽車(chē)質(zhì)心距前軸中心的距離 11991 ?L ； 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 13 1L ——滿(mǎn)載時(shí)汽車(chē)質(zhì)心距后軸中心的距離 17812 ?L ； gh ——滿(mǎn)載時(shí) 汽車(chē)質(zhì)心高度 950?gh 。 當(dāng) 0??? 時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即11 ?FFB ? 。所以，雙軸汽車(chē)前、后車(chē)輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為 ： ggff hL hLZZFF01022121 ?????? （ ） 式中： 21 LL， ——汽車(chē)質(zhì)心離前、后軸的距離； 0? ——同步附著系數(shù)； gh ——汽車(chē)質(zhì)心高度。 )( )( 1m a x2 ????????? egf rqhLLGT ?N?m 3 8 2 7 m a x2m a x1 ?????? ff TT ?? N?m 單個(gè)車(chē)輪 制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為 max1fT 、 max2fT 的一半，為 3193 N?m 和?m。 對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開(kāi)力分別為 1P 、 2P ，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即 制動(dòng)鼓工作半徑為 R ，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為 1TfT 和 2TfT ，則兩蹄的效能因 數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為： RPTBF TfT 1 11 ? （ ） RPTBF TfT 2 22 ? （ ） 整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為 RPP TTRPP TTPRTBF TfTfTfTff )( )(2)( 21 2121 21 ? ?????? （ ） 當(dāng) PPP ?? 21 時(shí)，則 2121 TTTfTf BFBFPR TTBF ???? （ ） 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(jì)算才能確定。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 17 圖 鼓式制動(dòng)器的簡(jiǎn)化受力圖 對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbnF CPh （ ） 由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 ???????????????bcffbhPNfBFT11 （ ） 當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力 fN 的方向與圖 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??? NbnF CPh （ ） ???????????????bcffbhPNfBFT12 （ ） 由式 (315)可知：當(dāng) f 趨近于占 cb/ 時(shí)，對(duì)于某一有限張開(kāi)力 P ，制動(dòng)鼓摩擦力 趨于無(wú)窮大。兩者在 f =～ 范圍內(nèi)，當(dāng)張開(kāi) 力21 PP? 時(shí)，相差達(dá) 3 倍之多。這時(shí)只能通過(guò)倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓消除制動(dòng)。而摩擦系數(shù)的改變則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。就整個(gè)鼓式制動(dòng)器而言，也在不同程度上存在以 BF 為表征的效能本身與其穩(wěn)定 性之間的矛盾。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過(guò)熱而損壞輪胎。 摩擦襯片的包角 ? 通常在 ?? 120~90?? 范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角?? 120~90?? 時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)效能則最高。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 20 2 53 6 0/2 1 0753 1 6 0/)( 21 ???????? ??? DbA cm2 表 制動(dòng)器襯片摩擦面積 汽車(chē)類(lèi)別 汽車(chē)總質(zhì)量 /am t 單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積 ?/A cm2 轎車(chē) ~ ~ 200~100 300~200 客車(chē)與貨車(chē) ~ ~ ~ ~ ~ ~ 200~120 250~150 （多為 200~150 ） 400~250 650~300 1000~550 1500~600 （多為 1200~600 ） 由 表 數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取 Ra ? ，根據(jù)設(shè)計(jì)時(shí)的實(shí)際情況取 118?a mm 制動(dòng)蹄支銷(xiāo)中心的坐標(biāo)位置 k 與 c 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 21 如圖 所示，制動(dòng)蹄支銷(xiāo)中心的坐標(biāo)尺寸 k 盡可能地小 設(shè)計(jì)時(shí)常取 30?k mm，以使 c 盡可能地大 ，初步設(shè)計(jì)可暫取 ， Rc ? 根據(jù)設(shè)計(jì)的實(shí)際情況取 120?c mm。 一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料。實(shí)心盤(pán)的厚度選擇 10mm～ 20mm，選擇制動(dòng)盤(pán)厚度為 h=15mm。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定： （ 1） 制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性 ； （ 2） 在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上 ； （ 3） 壓力與變形符合虎克定律 由于本次設(shè)計(jì)采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析。 cosAC O A ???? 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 23 圖 制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡(jiǎn)圖 從圖 中的幾何關(guān)系可看到 ?? s inc o s 39。 即 制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與 O? 連線(xiàn)呈 90176。根據(jù)國(guó)外資料，對(duì)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(dòng)鼓之間的相對(duì)滑動(dòng)速度。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為 ?sinCq? (C 也為一常數(shù) )。 參見(jiàn)圖 ， ?? 所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為 ?qRd ，摩擦黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 25 力為 ?fqRd 。 整個(gè)制動(dòng)器因數(shù) BF 為 ????? TT BFBFBF 圖 支承銷(xiāo)式制動(dòng)蹄 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 鼓式 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。 圖 張開(kāi)力計(jì)算用圖 增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩1TfT可表達(dá)如下： 111 ?fNTTf ? () 式中 : 1N ——單元法向力的合力； 1? ——摩擦力 1fN 的作用半徑 (見(jiàn)圖 )。如果將 Nd (見(jiàn)圖 )看作是它投影在 1x 軸和 1y 軸上分量 xdN 和 xdN 的合力，則根據(jù)式（ ）有： )2c o s2(c o ss i n41c o s m a x2m a x ?????? ???? ???????? ?? ?????? bRqdbRqdNN y () 因此 對(duì)于領(lǐng)蹄： ? ?39。39。239。39。2 2s i n2s i n2/()2c os2( c osa r c t a n)a r c t a n( ?????? ????? xyNN = ? ????? 50s i n2 5 0s i n4 5 ()2 5 0c o s50( c o sa r ct a n ???= ?11 式中： ??? ????? 則有 ： ? ? 239。 對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 221121 BPBPTTT TfTff ???? （ ） 由式（ ）和式 （ ） 知 ? ?11139。 由式 ()和式 ()可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為 ： ])s i n( c o s)[c o s( c o s 1212 111m a x ????? ? ffcbR hPq ???????? () 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 30 = ? ?)10s i ( c o )130c o s20( c o ?????? ?? ???? =? 610 Pa 式中 ： 1P ， h ， 1? ， R ， c? ， 1? ——見(jiàn)圖 ； ?? ， ?? ——見(jiàn)圖 ； b ——摩擦襯片寬度； f ——摩擦系數(shù)。如圖 41 所示，平均半徑為 2 21 RRRm ?? 式中 1R ， 2R —— 扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。 由 fNRTf 22 ? 求得： 2 2 8 0 71 7 ????? fRTN f N 則單位壓力 2/ 4 8 02 2 8 0 7 mmNANq ??? 3 2 5 2)(342 313221 21 ???? ? ?? ??? ? RRfqddf q RT RR Rf N?m 3193max1 ?? fT N?m 因此盤(pán)式制動(dòng)器主要 參數(shù)選取也符合設(shè)計(jì)要求。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車(chē)全部動(dòng)力的任務(wù)。 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其 比能量耗散率 作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。 比能量耗散率過(guò)高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓 或盤(pán) 的龜裂。 駐車(chē)制動(dòng)計(jì)算 圖 為汽車(chē)在上坡路上停駐時(shí)的受力情況，由此可得出汽車(chē)上坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為： )s i nc o s(12 ???? ga hLLgmZ ?? () 同樣可求出汽車(chē)下坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為： )s i nc o s(12 ???? ga hLLgmZ ??? () 圖 汽車(chē)在坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖 根據(jù)后軸車(chē)輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車(chē)在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角 ? ， ?? ，即由 ???? s i n)s i nc o s(1 gmhLLgm aga ?? () 求得汽車(chē)在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 ? r c t a r c t a na r c t a n 1 ????????ghLL??? () 汽車(chē)在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 ? r c t a r c t a na r c t a n 1 ?????????ghLL??? () 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 35 一般對(duì)輕型貨車(chē)要求不應(yīng)小于 16%~20%，汽車(chē)列車(chē)的最大停駐坡度約為 12％左右。中型、重型貨車(chē)和中型、大型客車(chē)多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓 (圖(a))；輕型貨車(chē)和一些轎車(chē)則采 用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓 (圖 (b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓 (圖 (c))在轎車(chē)上得到了日益廣泛的應(yīng)用 ， 其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 36 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。 CA1041 屬于輕型載貨汽車(chē)，因此 本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓采用 HT200 灰鑄鐵鑄造，制動(dòng)鼓壁的厚度選取 14mm。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車(chē)的約為 3—5mm；貨車(chē)的約為 5～ 8mm。 制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)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。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。例如采用偏心支承銷(xiāo)或偏心輪。 具有長(zhǎng)支承銷(xiāo)的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè) 向偏擺。輪缸的 缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。后一種的圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。 本設(shè)計(jì)采用 通風(fēng)式制動(dòng)盤(pán)。一般多在鉗體中加工出制動(dòng)油缸，也有將單獨(dú)制 造的油缸裝嵌入鉗體中的。 制動(dòng)塊 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起。許多盤(pán)式制動(dòng)器裝有襯塊磨損達(dá)極限時(shí)的警報(bào)裝，以便及時(shí)更換摩擦襯片。 模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同