【正文】 .. 16 制動力與制動力分配系數(shù) .......................................... 16 同步附著系數(shù) .................................................... 21 ............................................... 21 第 5章 制動器的設計計算 ................................................. 23 鼓式制動器的結構參數(shù) ............................................ 23 制動鼓論 ........................................................... 44 致 謝 ................................................................... 45 參考文獻 ................................................................ 46 2021屆機械設計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 摘 要 據(jù)有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù) 的 45%。汽車制動系統(tǒng)主要由供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動器組成，制動器的實 際性能是整個制動系中最復雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動器的設計在整車設計中顯得非常重。這些研究工作的重點在于制動器結構和實際使用因素等對制動器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進措施，制動器的性能也有了一定程度的提高。對于關鍵磁性介質(zhì) ——磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫 、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵 DT4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景。總質(zhì)量在 19t~26t的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。 汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量 m0 、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù) 、汽 3 2021屆機械設計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 車總質(zhì)量 ma 、軸荷分配等。 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導致萬向節(jié)傳動的夾角過大等問題。 (2)具有足夠的制動效能，包括行車制動效 能和駐坡制動效能。 (10)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動。 因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數(shù)量有差別，并使制動效能不一樣。汽車倒車時制動鼓的變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領蹄與從蹄相互對調(diào)。液壓或楔塊驅(qū)動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫做簡單非平衡式制動器。張開裝置有凸輪式 (見圖 32(a)、圖 3圖 34)、楔塊式 (見圖 3圖 36)、曲柄式 (參見圖 312)和具有兩個或四個等直徑活塞的制動輪缸式的 (見圖 32(b)、圖 3圖 38)。 單向雙領蹄式制動器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結構方案，如圖 310所示。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，使兩制動蹄的轉(zhuǎn)動方向均與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當制動鼓反向旋轉(zhuǎn)時，其過程類同但方向相反。當汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內(nèi)圓柱面上。只是當制動鼓正向旋轉(zhuǎn)時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調(diào)。 制動力與制動力分配系數(shù) 汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度 的車輪，其力矩平衡方程為 : 式（ ） 式中： Tf ——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(zhuǎn)方向相反，N此后制動力矩 Tf 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而 即成為與 FB相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的 周緣力的極限值。 由式 ()、 ()得 式 式中 L——汽車的軸距。由式（ ）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為 21 2021屆機械設計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 Tf2Ff2re= 式（ ） 22 2021屆機械設計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 第 5章 制動器的設計計算 鼓式制動器的結構參數(shù) 制動鼓 D/Dr= 商用車 D/Dr= 制動鼓內(nèi)徑尺寸應參考專業(yè)標準 QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》。 本設計中，摩擦襯片包角 ，制動蹄摩擦襯片寬度 b 根據(jù) QC/T3091999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》可取 b=140mm。 圖 52 支承銷式制動蹄 將數(shù)值代入式 ()和式 ()計算得： A＝ B＝ 帶入式（ 54）和式（ 55）計算得： BFT1＝ 27 2021屆機械設計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 BFT2＝ 將得到的結果代入式 ()得 BF＝ 制動力的計算 所需的制動力計算 根據(jù)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： Lg Lgdu)dt du) dt 汽車總的地面制動力為： 前、后軸車輪附著力為： 式 故所需的制動力 F需 =61216 N 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算 由制動器因數(shù) BF的表達式（即， ）， 式 () P 它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。 所以后軸能產(chǎn)生的制動力 F=4*F能 =4 N = F=2 F能 需 =61216N 故所設計制動器結構參數(shù)合理。當該式的分母等于零時，蹄自鎖： 式 () 如果 式 式 () 成立，則不會自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得： 32 2021屆機械設計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設計 = f= 式 成立，不會自鎖 由式 (5—17)可求出領蹄表面的最大壓力為 式 P1， h， ， R， ， ——見圖 ； ， ——見圖 ；， b——摩擦襯片寬度； f——摩擦系數(shù)。 式 () 并考慮到 式 () 則有 式 () 如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄的 和 同，顯然兩種蹄的 和 值也不同。 選擇h＝ 104， a＝ 42 。 以上各式中的有關結構尺寸參數(shù)。 摩擦襯片的包角 通常在 范圍 式（ 52） 式中 是以弧度為單位，當 A， R， 確定后，由上式也可初選襯片寬 b的尺寸。同步附著系數(shù)的計算公式 式 () hg 滿載時： 空載時： 利用附著系數(shù)就是在某一制動強度 q 下，不發(fā)何生任車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù) 。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。但地面制動力 FB 受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力 ，即 式（ ） 式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z——地面對車輪的法向反力。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時不會產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 如圖 32(f)所示，將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞式制動輪缸，其上端的支 承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向增力式制動器。 雙從蹄式制動器的制動效能穩(wěn)定性最好，但因制動效能最低，所以很少采用。 圖 311 雙向雙領蹄式制動器的結構方案（液壓驅(qū)動） （ a）一般形式；（ b）偏心機構調(diào)整；（ c）輪缸上調(diào)整 其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上 (圖 32(d)、圖 311)或其他張開裝置的支座上 (圖 31圖 313)。但這種制動器在汽車倒車時，兩制動蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向雙領蹄式制動器。因為凸輪要求氣壓驅(qū)動，因此這種結構僅 用于總質(zhì)量大于或等于 10 t的貨車和客車上。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平