【正文】 次設(shè)計采用圖 (a)所示 前、后輪制動管路各成獨立的 的Ⅱ 回路系統(tǒng) 符合了 GB 7258—20xx 對制動管路布置的要求 。 在其他附著系數(shù) ? 的路面上 制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度 ??q 。 對于制動強度在 ~ 之間，若各軸的附著利用曲線位于公式 ??q? 確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（如圖 ）之間，則認為滿足 條件要求；對于制動強度 ?q ，若后軸附著利用曲線能滿足公式 )( ??? ?q ，則認為滿足 的要求 [4]。此時 求得： ??? ??? ? )( )( 01 1 ????? ??????? gB hL GLF ?????? ? )( )( 01 1 ????????? ghL Lq ????? )( )( 01 1 ????????? ghL L 表 ? 取不同值時對比 GB 126761999 的結(jié)果 制動器最大的制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。自鎖效應(yīng)只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺 寸的函數(shù)。反之，從蹄的 2TBF 和 dfdBFT /2 隨 f 的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 19 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 與摩擦系數(shù) 鼓式 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動鼓直徑 D 當(dāng)輸入力 P 一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。包角 ? 也不宜大于 ?120 ，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。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。但制動盤的直徑 D 受輪輞直徑的限制，通常，制動盤的直徑 D 選擇輪輞直徑的 70％～ 79％，而總質(zhì)量大于 2t 的汽車應(yīng)取上限 ???D mm 取制動盤直徑 355?D mm 制動盤厚度 h 制動盤厚度 h 直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。 制動器的設(shè)計計算 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析 可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。39。圖中表明在第 11 次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布 ?sin132?q 。 圖 制動蹄摩擦力矩分析計算 計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩 Tf =?21 0?? fq R2 sin? d? = 0fq R2 (cos 1? cos 2? ) （ ） 由公式 ()導(dǎo)出制動器因數(shù) 由于導(dǎo)出過程的繁瑣 ， 下面對 支承銷式領(lǐng) —從蹄制動器 的制動因數(shù)進行分析計算 。 為了求得力 1N 與張開力 1P 的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： 0)s in( c o sc o s 111101 ???? ??? fNSP x 01111 ???? NfCSaP x ? () 式中： 1? ——1x 軸與力 1N 的作用線之間的夾角； 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 28 xS1 ——支承反力在工：軸上的投影。1 2s i n2s i n2/()2c os2( c osa r c t a n)a r c t a n( ?????? ????? xyNN () = ? ????? 40s i n2 6 0s i n4 5 ()2 6 0c o s40( c o sa r ct a n ???= ?10 式中 ： ??? ????? 。39。22 )s in( c o s/ ???? ffcfhB ??? = ? ?1 7 )11s i ( c o s1 2 3 ??????? = 對于液壓驅(qū)動的制動器來說， 21 PP? ，所需的張開力為 4 7 0 6)( 8 3 5)/( 211 ????? BBTP f N?m () m a x22 ????????? ff TRBFPT 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式 ()得出自鎖條件。當(dāng) 21 RR ? ， 1?m ， me RR ? 。此即所謂制動器的能量負荷。 制動器的熱容量和 溫升的核算 應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 Ltcmcm hhdd ??? )( () 式中 ： dm ——各制動鼓的總質(zhì)量； hm ——與各制動鼓相連的受熱金屬件 (如輪轂、輪輻、輪輞等 )的總質(zhì)量； dc ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵 c=482 J/（ kg?K） ，對鋁合金 c=880 J/（ kg?K） ； hc ——與制動鼓 (盤 )相連的受熱金屬件的比熱容； t? ——制動鼓 (盤 )的溫升 (一次由 av =30km/h到完全停車的強烈制 溫升不應(yīng)超過15℃ )； L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 ?221 aa vmL ? )1(222 ??? aa vmL () 式中 am ——滿載汽車總質(zhì)量； av ——汽車制動時的初速度； ? ——汽車制動器制動力分配系數(shù)。兩者裝配后需進行動平衡。制動蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車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鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動時的尖叫聲。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。其支座為可鍛鑄鐵 (KTH 370—12)或球墨鑄鐵 (QT 400—18)件?；钊射X合金制造。 制動盤的工作表面應(yīng)光滑平整?；钊设T鋁合金或鋼制造。 摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系 數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 38 沖擊性能 ；制動時不產(chǎn)生噪聲和不良氣味，應(yīng)盡量采用少污染和對人體無害的 材料?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引 起尖叫聲。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。 由于采用的是領(lǐng)從蹄式的制動器， 缸體材料采用 HT250 的鑄鐵，兩個活塞推動。 本設(shè)計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，采用 支承銷 。 制動蹄的 支承 二自由度制動蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。襯片可以鉚接或粘接在制動蹄上， 粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 7～ 12mm，中、重型貨車為 13～ 18mm。 單個后輪駐車制動器的制動上限為 i i n21 ????? ??ea grm N?m 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 ?? 1 22211 2 )(21 tA vvme a ?? )1(2 )(21 2 22212 ?? ??? tA vvme a () jvvt 21?? 式中 ： ? ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換 算系數(shù)； am ——汽車總質(zhì)量； 1v ， 2v ——汽車制動初速度與終速度， m/s；計算時總質(zhì)量 以上的貨車取1v =18m/s； j ——制動減速度， m/s2，計算時取 j = ； t ——制動時間 ， s； Al， A2——前、后制動器襯片的摩擦面積； ? ——制動力分配系數(shù)。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 盤式 制動蹄片上的制動力矩 盤式制動器的計算用簡圖如圖 所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 fNRTf 2? （ ） 式中 ： f —— 摩擦系數(shù)； N—— 單側(cè) 制動塊對制動盤的壓緊力 (見圖 )； R—— 作用半徑。39。1 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s)c o s( c o s4 ???????? ?????? aR () 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 29 =22 )40s i n2 6 0s i n1 8 0/1 1 02()2 6 0c o s40( c o s)1 3 0c o s20( c o s1 5 ?????????????? ??? ?= 對于從蹄： ? ?39。39。其中 b 為摩擦襯片寬度，R 為制動鼓半徑， ?d 為單元面積的包角，如圖 所示。 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù) BF 的表達式。 上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。?? （ ） 式中； AO? ——制動蹄的作用半徑。 根據(jù)推薦值取 ，依汽車 質(zhì)量 2180kg，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為23480cm 。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃ 時，保持摩擦系數(shù) f =~ 已不成問題。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令 2900 ?? ?? ?。 由于 CA1041 采用 16 in 的輪輞所以取?rDD ， 制 動 鼓 直 徑 D 與 輪 輞 直 徑 Dr 之 比 的 一 般 范 圍 為 ： 貨 車 ~?rDD 。 熱衰退的臺架試驗表明，多次重復(fù)緊急制動可導(dǎo)致制動器因數(shù)值減小 50%，而下 長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的 30%。由該圖可見，當(dāng) f 增大到一定值時，領(lǐng)蹄的 1TBF 和 dfdBFT /1 均 趨于無限大。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為 fNf,為摩擦系數(shù)。 對于選取較大 0? 值的各類汽車，應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。 當(dāng) 0??? 時， 21 ?FFB ? ，故 ?GFB ? ， ??q ； 1?? 。 現(xiàn)代的道路條件 大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。 輕型商用車 的主要技術(shù)參數(shù) 在制動器設(shè)計中需預(yù)先給定的整車參數(shù) 如表 所示 表 CA1041 貨車 整車參數(shù) 已知參數(shù) 車型 CA1041 軸距 L（ mm） 2850 整車整備質(zhì)量（ Kg） 2180 滿載質(zhì)量（ Kg） 4060 滿 載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（ mm） 1199 滿載時質(zhì)心距后 軸中心線的 距離（ mm） 1781 空載時質(zhì)心高度（ mm） 730 滿載時質(zhì)心高度（ mm） 950 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 同步附著系數(shù) 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù) ? 等于同步附著系數(shù)黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計 11 0? 的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當(dāng)汽車在不同 ? 值的路面上制動時，可能有以下三種情況 [4]。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。 圖 (b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對側(cè)車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱 X 型。 根據(jù) GB 7258—20xx 規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應(yīng)能有一定的制動力。 按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。 開式 (常流式 )系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經(jīng)制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動時，則借閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓并傳人輪缸。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。 液壓式簡單制動 (通常簡稱為液壓制動 )用于行車制動裝置。其中浮動前盤式制動器只在制動盤的一側(cè)裝油缸，其結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺 寸緊湊，可將制動器進一步移近輪轂，同一組制動塊客兼用于行車制動和駐車制動。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 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。本章將就這三個方面 的問題進行分析論證。 3） 是否需要有輔助制動 。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大 ， 人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全 ， 必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng) 。 （ 3）汽車必需制動力及其前后分配的確定 前提條件一經(jīng)確定，與前項的系統(tǒng)的研究、確定的同時，研究