【正文】 許多盤式制動器裝有襯塊磨損達極限時的警報裝，以便及時更換摩擦襯片。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制 造的油缸裝嵌入鉗體中的。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。輪缸的 缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。例如采用偏心支承銷或偏心輪。 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。 CA1041 屬于輕型載貨汽車，因此 本設(shè)計制動鼓采用 HT200 灰鑄鐵鑄造，制動鼓壁的厚度選取 14mm。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動鼓 (圖(a))；輕型貨車和一些轎車則采 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鼓 (圖 (b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓 (圖 (c))在轎車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。 比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓 或盤 的龜裂。在制動強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)。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。 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 221121 BPBPTTT TfTff ???? （ ） 由式（ ）和式 （ ） 知 ? ?11139。39。39。 圖 張開力計算用圖 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩1TfT可表達如下： 111 ?fNTTf ? () 式中 : 1N ——單元法向力的合力； 1? ——摩擦力 1fN 的作用半徑 (見圖 )。 參見圖 ， ?? 所對應(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 25 力為 ?fqRd 。根據(jù)國外資料，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滑動速度。 cosAC O A ???? 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 23 圖 制動摩擦片徑向變形分析簡圖 從圖 中的幾何關(guān)系可看到 ?? s inc o s 39。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導(dǎo)致制動力矩變化大。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。初步設(shè)計時可暫取 Ra ? ，根據(jù)設(shè)計時的實際情況取 118?a mm 制動蹄支銷中心的坐標(biāo)位置 k 與 c 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 21 如圖 所示，制動蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸 k 盡可能地小 設(shè)計時常取 30?k mm，以使 c 盡可能地大 ，初步設(shè)計可暫取 ， Rc ? 根據(jù)設(shè)計的實際情況取 120?c mm。 摩擦襯片的包角 ? 通常在 ?? 120~90?? 范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角?? 120~90?? 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。就整個鼓式制動器而言，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。這時只能通過倒轉(zhuǎn)制動鼓消除制動。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 17 圖 鼓式制動器的簡化受力圖 對領(lǐng)蹄取繞支點 A 的力矩平衡方程，即 0??? NbnF CPh （ ） 由上式得領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為 ???????????????bcffbhPNfBFT11 （ ） 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 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 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，對于某一有限張開力 P ，制動鼓摩擦力 趨于無窮大。 )( )( 1m a x2 ????????? egf rqhLLGT ?N?m 3 8 2 7 m a x2m a x1 ?????? ff TT ?? N?m 單個車輪 制動器應(yīng)有的最大制動力矩為 max1fT 、 max2fT 的一半，為 3193 N?m 和?m。 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 ? 。國外有關(guān)文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車取 ?? ；貨車取 ?? 為宜。為了防止汽車制動時前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。 LL 型與 HH 型在任一回路失效 時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力 LL型可達正常值的 80%而 HH型約為 50%左右。此時前、后各有一側(cè)車輪有制動作用使制動力不對稱，導(dǎo)致前輪將朝制動起作用車輪的一側(cè)繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。選擇分路方案時主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復(fù)雜程度等。真空伺服制動的伺服用真空度 (負壓 )一般可達 ～ ；空氣 伺服制動的伺服氣壓一般能達到 ～ ，故在輸出力相同的條件下， 空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。氣壓制動在總質(zhì)量 8t 以上的貨車和客車上得到廣泛應(yīng)用。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。 制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式的方案比較選擇 根據(jù)制動力源的不同 ， 制動驅(qū)動機構(gòu)可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。因此得到廣泛的應(yīng)用，特別是用于乘用車和總質(zhì)量較小的商用車的后輪制動器 [2]。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(zhuǎn)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(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。 （ 4） 確定制動器制動力、摩擦片壽命及構(gòu)造、參數(shù) 制動器必需制動力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動器的 型式、構(gòu)造和參數(shù)，繪制布置圖，進行制動力制動力矩計算、摩擦磨損計算。 通過查閱相關(guān)的資料，運用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識，確定 汽車 制動系統(tǒng)的設(shè)計方案，進行部件的設(shè)計計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關(guān)鍵 裝置，是汽車上最重要的安全件。 2） 駐車制動采用的形式。 第 2 章 制動系統(tǒng)總體方案 設(shè)計 汽車 制動系統(tǒng)總體方案設(shè)計，主要涉及制動器的結(jié)構(gòu)型式選擇 ，制動驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇，制動 管路布置結(jié)構(gòu)型式的選擇等三個方面。鼓式制動器廣泛應(yīng)用于商用車，同時鼓式制動器結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低 。 （ a） （ b） （ c） 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 5 （ d） （ e） （ f） （ a）領(lǐng)從蹄式（凸輪張開）；（ b）領(lǐng)從蹄式（制動輪缸張開）；（ c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （ d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（ e）單向增力式；（ f）雙向增力式 圖 鼓式制動器簡圖 制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。 前盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)形式可分為固定鉗盤和浮動鉗盤兩種。但因其結(jié)構(gòu)簡單，成本低，工作可靠 (故障少 )，還廣泛地應(yīng)用于中、小型汽車的駐車制動裝置中 [2]。 氣壓制動 是應(yīng)用最多的動力制動之一。 全液壓動力制動，用發(fā)動機驅(qū)動液壓泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源，有閉式 (常壓式 )與開式 (常流式 )兩種。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。應(yīng)將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 8 兩個或更多個相互獨立的回路，以便當(dāng)一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。對于前驅(qū)動的轎車，當(dāng)前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能 將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導(dǎo)致汽車甩尾。簡稱 HH 型。按 GB725820xx 的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。 當(dāng) 0??? 時， 0??q ， 1?? ，利用率最高。 求得： ?? 進而求得 qhLLGGqFFgBB )( 021 ??? ???? （ ） qhLLGGqFF gBB )()1()1( 012 ??? ?????? （ ） 式中： q ——制動強度； BF ——汽車總的地面制動力； 1BF ——前軸車輪的地面制動力； 2BF ——后軸車輪的地面制動力 。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 GB12676—1999 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國家標(biāo)準(zhǔn) ? BF q ? GB12676—1999 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 15 eff rFT 11 ? eff rFT 22? （ ） 式中： 1fF ——前軸制動器的制動力， ?11 ZFf ? ； 2fF ——后軸制動器的制動力， ?22 ZFf ? ； 1Z ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2Z ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； er ——車輪的 有效半徑。今假設(shè)在張力 P 的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用 力的合力 N 如圖 所示作用于襯片的 B 點上。圖 給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對摩擦黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 18 系數(shù)的關(guān)系曲線。制動器因數(shù) BF 對摩擦系數(shù) 的敏感性可由 dfdBFT / 來衡量，因而 dfdBFT / 稱為制動器的敏感度，它是制動器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而 f 除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動時摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑 D 的尺寸。 摩擦襯片起始角 0? 摩擦襯片起始角 0? 如圖 所示。所以在制動器設(shè)計 時，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。 摩擦襯塊工作面積 A 推薦根據(jù)制動器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在 22 /~/ cmkgcmkg 范圍內(nèi)選取。 如圖 所示，制動蹄在張開力 P 作用下繞支承銷 O? 點轉(zhuǎn)動張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角 為 ?? ，則蹄片上某任意點 A 的位移 AB 為 AB = AO? 的徑向線上。結(jié)果 表 示于圖 。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩1TfT，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與 1y 軸的交角為 ? 處，單元面積為 ?bRd 。39。39。239。 因此鼓式制動器參數(shù)選取符合設(shè)計要求。 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。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，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 W/mm2。 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為 ? 的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由 ? 所確定的極限值 ?sineagrm (因 ?? ?? )，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。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