【正文】 分別為鼓式制動器的變形與制動鼓的變形而引起的輪缸活塞行程。 本章 小結 這一章進行了液壓驅(qū)動機構的設計，通過對不同的制動能源的利弊分析，選用了液壓式作為這套制動系統(tǒng)的行車制動的能源，又選用了機械式作為駐車制動的能源。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個 從蹄的內(nèi)張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 （ 5） 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。 盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤 式和全盤式兩大類。所以在汽車高速行駛時均能保證制動的穩(wěn)定性和可靠性。但直徑 D的尺寸受到輪輞直徑的限制，而且 D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的平順性。包角 ?也不宜大于 120o ，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 （ 5）制動蹄支削中心的坐標位置 k 與 c 制動蹄支銷中心的坐標尺寸 k應盡可能地小，以使尺寸 c盡可能地大，初步設計可取 c= 左右，取 c= 。選取 f=。 取 h=20mm 。 故在通常的近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響 較小，可忽略不計。由于 d?角很小，可以認為39。 c o s s i nN h P c f f? ? ? ? ? ????? （ ） 將式（ ）代入（ ），得增勢蹄的制動力矩 1TfT 為 ? ?1 1 1 1 1 1/ 39。此即所謂制動器的能量負荷。 式中的 dm =5kg, hm =（ 48）得： 前輪鉗盤式制動器和后鼓式制動器的熱容量和溫升都滿足 ()d d h hm c m c t L? ? ?。 c o s 39。 29 （ a）鑄造制動鼓； (b),(c)組合式制動鼓 1 沖壓成型幅板； 2 鑄造鼓筒； 3 灰鑄鐵內(nèi)鼓筒； 4 鑄鋁合金制動鼓 圖 制動鼓 中型，重型載貨汽車和中型，大型客車多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動鼓 (見圖 46（ a） )；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成型的的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓（見圖 46（ b））；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓（見圖 46（ c））在轎車上得到了日益廣泛的應用。 制動鼓鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。本設計中制動蹄采用 T 形型鋼輾壓焊接制成。重型汽車則采用可聯(lián)鑄鐵 KTH370— 12的制動底板。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。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。國產(chǎn)引進車 31 型 —— 奧迪、桑塔納 20xx、富康轎車和切諾基吉普車均采用帶有通風槽的制動盤，其厚度在 20～ 之間。為了提高其耐磨損性能，活塞的工作面進行鍍鉻處理。據(jù)統(tǒng)計，轎車和輕型車的厚度在 ～ 16mm 之間。此間隙的存在會導致踏板或手柄 的行程損失 ，故間隙要越小越好。 本章 小結 本章主要是對制動器進行了設計， 確定了前盤后鼓的結構型式 。最后設計的汽車制動系統(tǒng)基本達到了預期的目標。四年的學習生活，有太多的人給予我?guī)椭?，此時此刻我要向他們送上我最真摯的謝意。 其次，我要感謝大學里所有給予我知。四年的時光，我們從恩師那里得到充足的滋養(yǎng)，從同學身上尋到純真的友誼，在母校留下美好的回憶，帶著深深的眷戀，我們即將離別。由計算可知人力無法滿足制動力的要求，加裝了真空助力器?；钊c密封圈之間這一不可恢復的相對位移便補償了這一過量間隙。 制動器間隙的調(diào)整方法及響應機構 制動鼓與摩擦襯片之間或制動盤與摩擦襯快之間在未制動的狀態(tài)下均應有工作間 32 隙，以保證制動鼓或制動盤能自由轉動。制動塊背板由鋼板制成，為了避免制動時產(chǎn)生的熱量傳給制動鉗而引起制動液氣化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘一層隔熱振墊。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板。 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。活塞由鋁合金制造。支承銷由 45號鋼制造并高頻淬火。制功底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。 制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一，兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間的解除壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。 cm。 圖 駐車 制動計算模型 汽車后軸的單個后輪駐車制動器的制動力矩 的最大上限為 ： T= 1 sin2aem gr ? （ ） 代入汽車參數(shù)求得 T=? 。但當 m 過小即扇形的徑向?qū)挾冗^大時，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。 Lf = 7522 441550 2?? 1497J/ 2cm ≤ 1000J/ 2cm ～ 1500J/ 2cm 故符合要求。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。0xxP S N fP a S c f N? ? ? ? ? ? ??? ? ? ?? （ ） 23 圖 制動蹄對制動鼓的壓緊力 關系 式中： 1xS — 支承反力在 1x 軸上的投影； 1? — 1x 軸與力 1N 的作用線之間的夾角。BB ，其徑向變形分量是線段 1139。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。為使質(zhì)量不致太大，制動盤 21 厚度應取小些；為了降低制動時的溫升，制動盤厚度不宜過小。一般來說，摩擦系數(shù)愈高的材料，起耐磨性愈差。 取 ?0? ?40 20 圖 制動蹄摩擦襯片 參數(shù) （ 4）張開力的作用線至制動器中線的距離 a 在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應使距離 a盡可能地大，以提高其制動效能。 （ 2）制動蹄摩擦 襯片的包角 ?及寬度 b 如圖 4． 1 所示， 包角 ?通常在 ?=90 ~120oo范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角?=90o ～ 100o 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。前盤選用浮動盤式制動 器，后鼓采用 雙向曾力式 制動器。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述 的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結構。 中央制動器 一般只用于駐車制動和緩速制動。 /PF =1710/4=? 500N700N 所以符合要求 )( 21 mmmpp six ?? ??? （ ） 式中： 1m? — 主缸中推桿與活塞的間隙，取 2mm ； 2m? — 主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔的行程，取 2mm 。 一個輪缸的工作容積 wV ?? nww dV 1 24 ?? （ ） 式中： wd —— 一個輪缸活塞的直徑； n —— — 輪缸活塞的數(shù)目； δ —— 一個輪缸完全制動時的行程： 4321 ????? ???? （ ） 取δ =2mm 1? —— 消除制動蹄與制動鼓間的間隙所需的輪缸活塞行程。在固定不動的制動底板11 上有兩個支承銷 12，支承著兩個弧形制動蹄 10的下端。這些參數(shù)是保證該制動系統(tǒng)正常工作的前提。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會發(fā)生調(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況十分嚴重，所以現(xiàn)在各類汽車的 0? 值都均有增大趨勢。 8 圖 總體布置圖 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)的確定及計算 在制動器設計中需預先 給定的整車參數(shù)有： 表 制動系統(tǒng)整車參數(shù) 整車質(zhì)量 空載 滿載 1420kg 1850kg 質(zhì)心位置 a b 質(zhì)心高度 空載 滿載 軸 距 其 他 最高車速 車輪工作半徑 輪 胎 同步附著系數(shù) 180km/h 370mm 185/65R14 0? = 而對汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù) 、制動器最大制動力矩 與制動器因數(shù)等。 （ 3） 伺服制動系統(tǒng) — 兼用人力和發(fā)動機進行制動的制動系統(tǒng)。其驅(qū)動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 （ 10） 與懸架、轉向裝置不產(chǎn)生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。 （ 6） 制動時的汽車操縱穩(wěn)定性好。 （ 4） 制動效能熱穩(wěn)定性好。同時需要各種國際及國內(nèi)的相關法規(guī)的健全，這樣裝備新的制動技術的汽車就會真正應用到汽車的批量生產(chǎn)中。由于兩套制動系統(tǒng)共存，使結構復雜，成本偏高。為整個電制動系統(tǒng)提供能源。全電制動不同于傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)，因為其傳遞的是電，而不是液壓油或壓縮空氣，可以省略許多管路和傳感器，縮短制動反應 時間。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。在汽車起動或加速時，因驅(qū)動力過大而使驅(qū)動輪高速 旋轉、超過摩擦極限而引起打滑。對以滑移率為目標的 ABS 而言，控制精度并不是十分突出的問題，并且達到高精度的控制也比較困難；因為路面及車輛運動狀態(tài)的變化很大，多種干擾影響較大，所以重要的問題在于控制的穩(wěn)定性，即系統(tǒng)魯棒性，應保持在各種條件下不失控。即使增加了防抱制動 (ABS)功能后，傳統(tǒng)的 “油液制動系統(tǒng) ”仍然占有優(yōu)勢地位。通用和福特分別于 1934 年和 1939 年采用了液壓制動技術。 輔助制動裝置用在山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等的輔助制動裝置，可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速， 并減輕或解除行車制動器的負荷。 汽車制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置，重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置，牽引汽車還應有自動制動裝置。除此之外，它還對 前后制動器、制動主缸進行 設計計算，主要部件的參數(shù)選擇及制動管路布置形式等的設計過程。 I 摘 要 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。最終確定方案 采用液壓雙回路前盤后鼓式制動器。也只有制動性能良好，制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮其性能。應急制動裝置也不是每車必備的，因為普通的手力駐車制動器也可以起到應計制動的作用?？巳R斯勒的四輪液壓制動器于 1924 年問世。 2） 制動控制系統(tǒng)的現(xiàn)狀 當考慮基本的制動功能量，液壓操縱仍然是最可靠、最經(jīng)濟的方法。 滑移率控制的難點在于確定各種路況下的最佳滑移率，另一個難點是車輛速度的測量問題，它應是低成本可靠的技術，并最終能發(fā)展成為使用的產(chǎn)品。 車輪的驅(qū)動打滑與制動抱死是很類似的問題。 車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。 4) 全電路制動 (BBW) BBW 是未來制動控制系統(tǒng)的 L 發(fā)展方向。給系統(tǒng)傳遞能源和電控制信號； (e)電源。這種混合制動系統(tǒng)是全電制動系統(tǒng)的過渡方案。有一個巨大的汽車現(xiàn)有及潛在的市場的吸引，各種先進的電子技術、生物技術、信息技術以及各種智能技術才不斷應用到汽車制動控制系統(tǒng)中來。為此，設計 兩套系統(tǒng)：行車制動系統(tǒng)和駐車制動系統(tǒng)，且它們的驅(qū)動機構是獨立的，而行車制動裝置的制動驅(qū)動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的 30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅(qū)動機構。另外也應防止泥沙等進入制動器摩擦副工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。 （ 9）制動時不應產(chǎn)生振動和噪聲。 行車制動系統(tǒng)用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。 （ 2） 動力制動系統(tǒng) — 完全靠由發(fā)動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的制動系統(tǒng)。本次設計的汽車使用 范圍是在城市內(nèi)行駛 ， 所以不設計輔助制動系統(tǒng)（如圖 所示）。 現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因此汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。然后 確定了 本設計的汽車的技術參數(shù)，通過這些參數(shù)，計算出了要設計的制動系統(tǒng)的制動力、制動力分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩、制動器因數(shù)等重要參數(shù)。一個以內(nèi)圓柱面為工作表面的金屬制動鼓 8 固定在車 輪輪轂上，隨車輪一同旋轉。 液壓制動驅(qū)