【正文】 我們也是可以看到盤式制動器的 ，但 仍然 還需要一些時間 才能 完全取代鼓式制動器 。該形式的制動器能夠 防止 發(fā)生 傳統(tǒng)鼓式制動器 通常 存在的摩擦片 扁模 現(xiàn)象，但 是該 制動器 存在著一個缺點那就是 制動效能因數(shù)較低。對于 其中主要 的介質(zhì) ——磁粉， 考慮到耐腐蝕 、耐磨、耐高溫等特性選用了軍 用 磁粉；磁轂組件則選用了 DT4， 滿足了磁轂組空轉(zhuǎn) 時的 力矩小、 有較高的控制經(jīng)度 ； 從制動器 散熱 來考慮 ， 我們就需要 采用雙側(cè)散熱風扇， 安裝了專門 散熱 口 等， 將此 技術(shù) 不斷趨于成熟 。 而我們所說的 輔助制動裝置 則 是 運用 發(fā)動機 慣性來使行駛在下坡路段 的車輛達到降速 或穩(wěn)定 汽車速度 。當汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向會變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就互相對調(diào)。 我們 可以 通過縮小 蹄的摩擦襯片 與制動鼓之間的角度（通常我們叫做包角）使得兩個 襯片的壽命 能夠近似相等 。如圖 21（ c）所示，由一個單活塞缸 來帶動 兩 個 制動蹄，在底板上 的每個 機件 都是 以底板的 圓形作 為對 稱中心分布 的， 于是就可以將 兩 制動 蹄的合力 相互抵消 ， 所以該制動器 屬于平衡式。 XXX 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 8 （ a）一般形式；（ b）偏心機構(gòu)調(diào)整；（ c）輪缸上調(diào)整 圖 23 雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動） 制動鼓 使得 兩制動蹄 旋轉(zhuǎn) 一 定的位置 ，使 得 兩制動蹄 和 制動鼓的 旋轉(zhuǎn)目標相同 ； 同理當制動鼓反向轉(zhuǎn)動時制動蹄的方向也會跟著反向轉(zhuǎn)動 。由于制動器工作時兩制動蹄所收到的在法向上的反力不一樣，所以該制動器屬于非平衡式。該形式的制動器也屬于非平衡式。 我們還需要注意的是，制動器工作時的制動效能不單 只會被制動器的構(gòu)造，摩擦系數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)影響，一會與一些其它的要素有關(guān)。而且該 制動器的效能 和 穩(wěn)定性在 在上述各種 制動器中 都是處在 中等 的檔次上各項性能都比較均與 。4mppp d iiF ? ???? ? ? 式 () = ? ???? = 確定制動輪缸直徑 輪缸直徑 wd 與制動輪缸的作用力 P 及輪缸中的液壓力 P 存在著以下關(guān)系 ： pPdw ?2? 式 () 式中 ： p——考慮 到 管 路液壓 p 在 8 到 12MPa 之間 ， 所以我們 取 p = 10MPa。 為 了計算 力矩 1TfT ， 我們 在 制動器的 摩擦襯片上 選取 一 塊 橫向 的 單元面積， 要求這塊單元面積與 1y 的交角為 α處， 我們將所取得 單元面積 表示 為 bRdα 。39。 制動器中 增勢蹄 所 產(chǎn)生的制動力矩 1TfT 可以用下面的公式來表示 ： N189753111 ?? ?fNT Tf 式 （ ） 公 式中 1N ——單元法向力 所合成的 力 ,N； 1? ——摩擦力 1fN 的作用半徑 ,mm(見圖 )。我們將它 在 1x 軸和 1y 軸上 的 分量 表示 xdN 和 ydN ，它們的合理表示為 dN，有： 4/)2s i n2(s i ns i n 39。39。39。對 于擁 有兩 個制動 蹄的制動器 來說， 制動器的 制動鼓上的制動力矩 和 兩 制動 蹄 的 摩擦力矩之和 是相同的 ，即 221121 BPBPTTT TfTff ???? 式 () 由之前的計算可得上式各參數(shù)如下： 2239。39。39。 圖 45 制動蹄徑向變形分布計算簡圖 如圖 所示，張開力 P 使得 制動蹄繞中心 O? 旋轉(zhuǎn) 一定 得 角 度，則蹄片上的某一點 A 的位移 AB 為： ???? AOAB 因為 剛性 的 制動鼓對制動蹄 得 運動 有限制作用 ， 所以制動蹄在沿著徑向上的移動會受到一定程度上的限制 ， 那么 徑向 的 壓縮量為： ??? c o sc o s ???? AOABAB 由圖中的幾何關(guān)系可知： ?? s i nc o s OODOAO ????? 顧得徑向變形量為 ????? sinOOAC 式 （ ） 因為 ???OO 為常量，而單位壓力 越大產(chǎn)生的形變量也就越大 ， 所以任意點在制動蹄上的壓力可以 表達為 ： ?sin0qq? 式 （ ） 式中表明支承銷轉(zhuǎn)動的制動蹄摩擦片的壓力分布規(guī)律呈正弦分布，其最大壓力在與 OO? 連線呈 ?90 的徑向線上。 這就是我們所說的 制動器的能量負荷。 所以以上設(shè)計符合要求。 XXX 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 2。 由以上計算可知滿足要求 我們同樣可以用 比摩擦力 也就是單位面積的摩擦力來考量 磨損特性。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務(wù)。 ]) i (c )[ (c os11040 6321m a x ?????? ??? ????q = 經(jīng)過上面的分析我們可以清楚的知道 ，制動器的摩擦系數(shù) 還有摩擦材料的選擇都對 對制動器因數(shù) 起著關(guān)鍵性的作用 。239。39。39。39。39。111 ])s i n(c os/[ BPffcfhPT Tf ???? ???? 式 （ ） 對于減勢蹄可類似地表示為 2222239。39。2m a x ?? ?? fbRqT Tf 式 （ ） 當法向壓力均勻分布時，得 ?bRdqdN p? )c os(c os 39。 由張開力計算公式 pdPw24??， 式 () 式中： wd —制動輪缸直徑 ,mm； P—液壓缸中的 壓力， MPa； 由上述可得 P=（ ） 1929N = 由效能因數(shù)的定義，可得產(chǎn)生的制動力 F 能 =BFPR/re =120/272 =2021N 汽車車輪 后軸 的 制動力 F=2 F 能 =22021N =4028N F=2F 能 =4200N? F 需 故所設(shè)計制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。pi ——真空助力比，取 1r ， 2r ——見圖 ； ?——制動 器 主缸 和 踏板機構(gòu)的機械效率，可取 ?? 。所以對高效能的制動器 必須做出 正確 的 調(diào)整。而就工作穩(wěn)定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。增勢蹄就是我們所說的第一制動蹄，而第二制動蹄不單單只是一個簡單的增勢領(lǐng)蹄，而且它所受到的推力 Q 要比制動輪缸提供的推力大很多。制動鼓帶動第一制動蹄旋轉(zhuǎn)一定的角度，進而由頂桿這一機構(gòu)推送第二制動蹄至制動鼓的工作表面并由其上部的支撐銷來支撐。 圖中兩個制動蹄 的 端點 都是 懸 浮式支承， 并非由支承銷支承，而是由兩個活塞缸的支座或一些其它裝置的支座支承。 XXX 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 7 按照不一樣的調(diào)整方式和支承構(gòu)造，通過液壓來驅(qū)動的領(lǐng)從蹄鼓式制動器也能夠有不一樣的構(gòu)造，如圖 22 所示 圖 （ a）一般形式； 圖 （ b）單固定支點；輪缸上調(diào)整 ；圖 （ c）雙固定支點；偏心軸調(diào)整； 圖 （ d）浮動蹄片；支點端調(diào)整 圖 22 領(lǐng)從蹄式制動器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動） 雙領(lǐng)蹄式制動器 雙領(lǐng)蹄式制動器 是在 汽車前進過程中兩 個 制動蹄均是領(lǐng)蹄 的一種新型 制動器。這種 在制動器工作 時兩 制動 蹄的法向反力不 相等 的制動器我們通常會把它叫做 非平衡式制動器。 對于賺動的 方向 一樣的我們就把它叫做 領(lǐng)蹄； 相反的 ，我們就會把它叫做從蹄 。熟練 使用 各種設(shè)計制造 方法 ,針對 我們所遇到的實際情況 運用 與實際情況相符的方法 ,促成我們射擊方法優(yōu)化使得 我們的 設(shè)計結(jié)果精益求精。 二十一世紀初 ，一種 有著 多 個 自由度聯(lián)動蹄的新式蹄－鼓 式制動器 被 人們研發(fā)出 來 ， 由于 這一 新式 的制動器的出現(xiàn) ， 大幅提高了 制動器的制動 消能 因數(shù)及其穩(wěn)定性；同時摩擦副間壓力 的均與分布 保證 了 摩擦副間的接觸狀態(tài) 能夠保持 穩(wěn)定， 這樣就在一定程度上降低了 摩擦片的 磨損 ；性能參數(shù)的可設(shè)計性強 可以 較為靈活地 設(shè)計 制動器。制動器 本身 的結(jié)構(gòu)和 我們在實際使用時的效能 以及穩(wěn)定性的影響 是我們現(xiàn)在 這些研究工作的重點 所在 ， 隨著研究工作的不斷展開研究人員 取得了一些重要的 研究 成果， 也開創(chuàng)出 了一些 確實可行 的 改良 方法，使得 制動器的性能以及 制動器工作時的 制動效能 得到了一些 提高。 到目前為止大多 中高級轎車上都 開始 采用盤式制動器。對于一個完整的汽車制動系統(tǒng)來說至少要有兩套且相互獨立的制動裝置，分別是行車制動和駐車制動裝置；對于那些大型汽車和需要在山路地區(qū)行駛的汽車來說必須要安裝應(yīng)急制動和輔助制動這兩套裝置，用于拖拽的事故救助汽車必須有 自動制動裝置等。 制動蹄支承點位置坐標 k 和 c .................................. 錯誤 !未定義書簽。 關(guān)鍵詞 ： 鼓式制動器；建模與設(shè)計；制動效能因數(shù)；制動力矩；制動溫升 XXX 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) II Abstract Major automotive braking system is an important part of the system. The brake system consists of brake shoes, brake drums, linings, etc. High performance braking hoof drum brakes are still widely used in the modern car. The main structure of the friction type drum brakes were related to the modeling andcalculation. The design process is mainly based on brake products design and development, andbined with the related theory of design requirements. According to automotive data are given and the default design rules, a key parameter in the design of shape and we need the brake. We use the calculated the brake torque, the strain distribution, efficiency factor, pressure distribution, braking required reducing speed and braking temperature changes and other data to design parts of we use UG to draw our design of parts and each other and together. Keywords: Drum brake Modeling and design Braking efficiency factor Braking deceleration brake temperature rise XXX 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 3 目 錄 摘要 .................................................................................................................................... I Abstract ............................................................................................................................ II