【正文】 的，磨損較嚴重。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。圖310 單向雙領(lǐng)蹄式制動器的機構(gòu)方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）偏心調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整；（d）浮動蹄片，輪缸支座端調(diào)整；（e）浮動蹄片，輪缸偏心機構(gòu)調(diào)整雙領(lǐng)蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。因此，制動鼓在正向、反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄，故稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。第一制動蹄是增勢領(lǐng)蹄，第二制動蹄不僅是增勢領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。 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0的車輪，其力矩平衡方程為: 式（）式中： ——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 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與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。最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。 圖51 鼓式制動器主要幾何參數(shù)制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下：乘用車 =商用車 =制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)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》。摩擦襯片的包角通常在 范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。本設(shè)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。a==210=168mm 摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。在本設(shè)計中選取=。由張開力計算公式 式() ——制動氣室的推桿推力； —— 力對凸輪軸軸線的力臂； ——兩蹄的張開力P對凸輪中心的力臂。如果將dN()看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則有： 式() 式()因此 式()式中 。 v——制動初速度，m/s。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)。／mm2為宜，由以上計算可知設(shè)計滿足要求。制動鼓有鑄造和組合式兩種。組合式制動鼓的共同特點是質(zhì)量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦系數(shù)。膨脹率過大，摩擦襯塊和制動盤要產(chǎn)生拖磨，尤其是對鼓式制動器襯片受熱膨脹消除間隙后，可能產(chǎn)生咬死現(xiàn)象。但由于它又有耐熱性能差，摩擦因數(shù)隨溫度升高而降低，磨耗增高和對環(huán)境有污染，特別是石棉能致癌，所以已逐漸被淘汰。但耐熱性差，在200 C～250 C以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快?，F(xiàn)在鼓式制動器中采用間隙自動調(diào)整裝置的也日益增多。用手調(diào)整制動蹄的原始安裝位置以得到所要求的間隙。如果在制動時柱塞的行程超過棘齒的軸向螺距，則棘爪移動一個齒。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。對于簡單非平衡式制動器，只用一根回位彈簧，而對于對稱平衡式或簡單平衡式的用兩根回位彈簧，對于氣制動驅(qū)動機構(gòu)，只在凸輪一端裝有一根（很少有兩根）回位彈簧。在現(xiàn)代汽車中，盤式制動器的使用越來越廣泛，因為其具有制動效能及熱穩(wěn)定性好，對摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻等一系列有點。在四年的學習中，是他們的悉心教導才使我對本專業(yè)從不知到知，從知之甚少到知之甚多，并最終完成我的求學生涯。大學的時光對我而言是一個非常美好的回憶，在這四年中，我學會了很多東西，我相信通過這四年的洗禮，在以后的工作和生活中我都可以走得更遠更好!首先，感謝我的畢業(yè)設(shè)計指導老師劉廣平老師。雖然本設(shè)計中在每一個單獨的設(shè)計部分滿足要求，但是汽車是一個相當復雜的整體，在設(shè)計過程中對于汽車整個制動性能部分和其它部件的匹配或者影響考慮的不夠，所以難免對于汽車的制動性能這一塊有一定影響。凸輪式張開機構(gòu)的凸輪及其軸是由45號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經(jīng)高頻淬火處理。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。凸輪位置的改變是靠裝在臂上的渦輪蝸桿副來實現(xiàn)的，因此臂又稱為調(diào)整臂。鼓式制動器也有采用波爾舍乘用車的制動器間隙調(diào)整裝置的，摩擦元件可以裝在輪缸中，也可以裝在制動蹄腹板上。為了保證制動鼓在不制動時能自由轉(zhuǎn)動，制動鼓與制動襯片之間，必須保持一定間隙。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。（7）應(yīng)將摩擦襯塊的導熱率控制在一定得范圍。不僅摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命，而且對偶摩擦副的磨耗也要求盡可能小。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但實驗表明，壁厚由 增至20 mm時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。為了提高效率，增加制動蹄的使用壽命和減小磨損，在總質(zhì)量較大的商用車的鑄造制動蹄靠近張開凸輪一端，設(shè)有滾輪或鑲裝有支持張開凸輪的墊片（圖62）。制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。 駐車制動計算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖55所示， 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： 式()同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： 式() 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即由 式()求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 式()汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 式()故 滿載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 = =汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 = =空載時：汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 = = 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 = =一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16％～20％；汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右，由以上計算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。 ＝ 行車制動效能計算 行車制動效能是由在一定的制動初速度下及最大踏板力下的制動減速度和制動距離來評價的。 制動蹄片上的制動力矩在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法更為方便。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： ＝ ＝將得到的結(jié)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： 汽車總的地面制動力為： 前、后軸車輪附著力為：故所需的制動力F需= 式() = =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()它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。所以在設(shè)計制動器時，并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。設(shè)計時應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。 摩擦襯片寬度b和包角摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。可得有效半徑=570mm== 式（）= 式（） 由式（），式（）可得=== = ==第5章 制動器的設(shè)計計算 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動鼓內(nèi)徑D輸入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝ABS防抱死制動系統(tǒng) 同步附著系數(shù)式()可表達為： 式()(1)/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為 的汽車的實際前、后制動器制動力分配線，簡稱 線。此時 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力，亦等于作用于質(zhì)心的制動慣性力 ，即有=== 式（）則得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的表達式： 式（） 式（）在本設(shè)計中，重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下：mm，mm， mm，汽車所受的重力N，同步附著系數(shù)=，汽車滿載時的質(zhì)心高度。即取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。 雙向增力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過綱索拉繩及杠桿等操縱。因此，僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器。雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片，其結(jié)構(gòu)形式與單向雙領(lǐng)蹄式相反。如圖32(d)及圖31圖312所示。當汽車前進時，若兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。其缺點是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，～。但當制動鼓旋轉(zhuǎn)并制動時，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反力減小。使用中 隨溫度和水濕程度變化。圖32 鼓式制動器示意圖（a）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動輪缸張開）；（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）雙向增力式不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點的數(shù)量和位置不同。(7)制動踏板和手柄的位置和行程符合人機工程學要求。制動時，輪缸活塞（轉(zhuǎn)動凸輪軸）對制動蹄施加張開力P，使其繞支承銷轉(zhuǎn)動，并抵靠在制動鼓4表面上。汽車的質(zhì)心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時的質(zhì)心高度為=1420mm，滿載時的質(zhì)心高度取為=1530mm。參考同類型的汽車的質(zhì)量系數(shù)值（表21）后，綜合選定本設(shè)計中的質(zhì)量系數(shù)值 表21 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù)汽車類型貨車輕型0．801．10中型1．201．35重型1．301．70由此可以確定整車整備質(zhì)量，t。貨車又可按發(fā)動機位置不同，分為發(fā)動機前置、中置和后置三種布置形式。不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動形式、以及布置形式上有區(qū)別。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復雜、高能耗、高成本、維護困難等。簡單來說，電控機械制動系統(tǒng)就是把原來液壓或者壓縮空氣驅(qū)動的部分改為電動機驅(qū)動，借