【文章內(nèi)容簡介】 間的間隙調(diào)整便捷，增加了附裝駐車制動裝置的可能性，且凸輪式領(lǐng)從蹄式駐車制動器的構(gòu)造簡單易懂，制造成本較低，因此本次設(shè)計選用凸輪式領(lǐng)從蹄式制動器作為東風(fēng)EQ1146VZ4這款車的后輪制動器。 3 理想制動力的分配 東風(fēng)EQ1146VZ4后輪制動器設(shè)計中需要的整車參數(shù)尺寸參數(shù)：長11950mm；寬2470mm；高2910mm；軸數(shù)：2前懸：12451mm； 后懸：3795mm；前輪距：1940mm； 后輪距：1860mm；軸距：6910mm；總質(zhì)量：14400kg；整備質(zhì)量：6705kg；發(fā)動機型號：EQD21020；排量：6234ml；發(fā)動機功率：155kw；最高車速:90km/h；輪胎規(guī)格： 前后輪制動力的分配在水平良好路面上汽車制動時，若在對車輪的受力分析中不計車輪滾動阻力偶矩和減速時的慣性力、慣性力偶矩的影響時，汽車車輪在制動時的受力圖如圖4所示。圖4 車輪在制動時的受力情況 由力矩平衡得r=0 （31）式中，為車輪制動器中摩擦片與制動鼓或制動盤相對劃轉(zhuǎn)時的摩擦力矩，單位為Nm。為地面制動力，單位為N；W為車輪垂直載荷，單位為N；Z為車輪的法相反作用力，單位為N；為車軸對車輪的推力，單位為N；r為車輪半徑，單位為m。同樣，由力矩平衡可得制動器制動力= （32）汽車在良好路面上發(fā)生制動時，如果不研究車輪從滾動到完全抱死所經(jīng)歷的相對滑動的情況，當(dāng)以較小的力踩壓制動踏板時，作用于車輪上起制動作用的地面制動力和制動器給車輪的制動器制動力大小相等，且二者都隨著制動管路的壓力增大而成比例地增加。但地面制動力的數(shù)值受地面附著力的限制，二者關(guān)系用式（33）表示[4]≤ （33）在逐漸加大制動踏板力的過程中，地面制動力終會達到地面附著力所允許的極限值，在此之后，地面制動力不會再增加，只有制動器制動力依舊隨著制動器液壓力的增大而成正比的增長。它們之間的相互變化關(guān)系如圖5所示。圖5 制動過程中地面制動力、制動器制動力與附著力的關(guān)系由以上分析可得出結(jié)論，汽車在制動過程中所受到的地面制動力受到制動器提供的制動力和地面附著力的共同作用。在水平路面上行駛的汽車制動時，如果不計空氣阻力、滾動阻力偶矩及其慣性力偶矩，則此時汽車的受力如圖6。圖6 制動時汽車的受力圖對前后輪依次取矩得=（G+m）/L （34）=（Gm）/L （35）式中，G為汽車重力；L為汽車前后軸軸距；為汽車質(zhì)心到前軸的距離；為汽車質(zhì)心到后軸的距離；為質(zhì)心高。本次設(shè)計中，附著系數(shù)選取在瀝青路面上的附著系數(shù)，=。制動時，前后車輪都抱死后，地面制動力等于前后輪受到的附著力之和，且等于作用于質(zhì)心的制動慣性力，即==G=m （36）=+==Gz （37）（令=zg，z稱為制動強度 ）聯(lián)立以上各式得前后輪受到的法向反作用力的表達式[4]=(+) （38）=() （39）帶入本設(shè)計的數(shù)據(jù)得：滿載時：=（2110+1530) =68089N=（48001530） =73031N由此可得前軸車輪附著力為= =68089 =54471N= =73031 =58425N對于一般汽車而言，根據(jù)其前后軸制動器制動力的分配、載荷情況及道路附著系數(shù)和坡度等因素，當(dāng)制動力足夠大時，制動過程中會出現(xiàn)下列三種情況：前輪先抱死拖滑，后輪再抱死拖滑；后輪先抱死拖滑，前輪再抱死拖滑；前后輪同時抱死拖滑。在任何附著系數(shù)的路面上，前后輪同時抱死的條件為：前后輪制動器制動力之和等于附著力，且前后輪制動器制動力分別等于各自的附著力[4]，即： （310） （311）式中 ——前軸車輪的制動器制動力，；——后軸車輪的制動器制動力，；——前軸車輪的地面制動力；——后軸車輪的地面制動力；，——地面對前、后軸車輪的法向反力； G——汽車重力；，——汽車質(zhì)心離前、后軸距離；——汽車質(zhì)心高度。消去變量得 （312）按式312即可繪出理想的制動器制動力關(guān)系曲線，即I曲線， （313） 根據(jù) （314）即可做出實際制動器制動力關(guān)系曲線β線，見圖7。圖7 β線與I曲線 聯(lián)立（式311）和（式314）得 = （315）帶入數(shù)據(jù)得滿載時的制動器制動力分配系數(shù)= = 同步附著系數(shù)如圖7，β線和I曲線在B點相交，此交點所對應(yīng)的附著系數(shù)稱作同步附著系數(shù)。同步附著系數(shù)也可用解析法求得，公式為[5] （315） 帶入數(shù)據(jù)，得滿載時的同步附著系數(shù) = 制動器最大制動力矩 在瀝青路面上制動時，只有在汽車附著質(zhì)量被全部利用的條件下才可獲得最大制動力，前后輪最大制動力矩可由下式求得[6]=== （316） （317）式中，前軸制動器的制動力，； 后軸制動器的制動力，； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 車輪有效半徑。 帶入數(shù)據(jù)得，滿載時前輪最大制動力矩為 =30955Nm 后輪最大制動力矩為 =m 4 制動器結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 領(lǐng)從蹄式鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動鼓內(nèi)徑D圖8 領(lǐng)從蹄式鼓式制動器結(jié)構(gòu)如圖8所示，當(dāng)凸輪力的值保持不變，隨著制動鼓的尺寸增大，制動性能有所改善，且制動時溫升不會很大。但是同時，為了制動鼓有良好的散熱環(huán)境，又要注意保持制動鼓和輪輞保持穩(wěn)定且恰當(dāng)?shù)拈g隙量，一般這個間隙要大于20mm至30mm，因此制動鼓的內(nèi)徑并不是可以隨意加大的。同時，制動鼓的剛度隨著其直徑的增加而減小，制動鼓直徑越小，加工制造精度也更容易達到設(shè)計要求。制動鼓直徑與輪輞直徑的比D/一般符合的范圍要求為[7]：轎車一般取D/=～；貨車一般取D/=～.根據(jù)QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》可以初選制動鼓內(nèi)徑的尺寸。同時，根據(jù)經(jīng)驗，轎車的輪輞外徑尺寸比制動鼓半徑尺寸通常大125～150mm，而對于載貨汽車的二者尺寸差為80～100mm，所以也可根據(jù)輪輞的尺寸來初選制動鼓內(nèi)徑尺寸，如表1[7]。表1 各輪輞直徑下的制動鼓最大內(nèi)徑輪輞直徑/in121314151620制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260貨車、客車220240260300320420，由參數(shù)規(guī)格得此次設(shè)計使用的輪輞直徑為20英寸，經(jīng)過換算得=20=508mm。讀表可知此尺寸所對應(yīng)的貨車制動鼓內(nèi)徑最大為420mm?；诖?，本次設(shè)計中，取制動鼓內(nèi)徑D=400mm，在該數(shù)據(jù)下，D/=400/508=≤，符合貨車要求的制動鼓和輪輞直徑的比值范圍。 制動鼓厚度n 制動鼓的厚度首先要滿足各類車型要求的制動力矩和輪輞和制動鼓應(yīng)保留的間隙，其次，考慮到制動器摩擦副的散熱和增加剛度，可以適當(dāng)增加制動鼓的厚度。參考、比較同類型車輛的制動鼓厚度后，本次設(shè)計確定的制動鼓厚度n=12mm。 摩擦襯片寬度b和包角 取較大的摩擦襯片寬度可減慢襯片磨損的速度，延長摩擦襯片的壽命。但寬度取得過大時，會使得摩擦襯片與制動鼓接觸表面壓力不均勻，增加了整車的質(zhì)量，制造成本也有所增加。本設(shè)計中，摩擦襯片寬度b的選取可參照QC/T3091999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》，b初選為140mm[8]。 摩擦襯片包角的選取范圍為90度到120度之間。經(jīng)過大量實驗得出，當(dāng)包角較小，在90度到100度的范圍內(nèi)時，摩擦襯片的磨損較小，制動鼓溫升也不大，制動性能較好。如繼續(xù)減少摩擦襯片的包角后，雖然散熱性能較好，但同時也會使得摩擦襯片的壓力增大而使磨損速度加快，降低其壽命。因此本設(shè)計中取摩擦襯片的包角=100?？捎赡Σ烈r片的寬度b、包角和制動鼓直徑D這三個尺寸確定制動器中的總摩擦面積，公式為[6] （41） 式中，D—制動鼓的內(nèi)徑（mm）； b—制動蹄摩擦襯片的寬度(mm)； —兩制動蹄的摩擦襯片包角（176。）。將初選的數(shù)據(jù)帶入式41得400140（100+100）/360=97738mm，將計算結(jié)果與表2比較表2 單個制動器總的襯片摩擦面積汽車類型汽車總質(zhì)量/t單個制動器總的襯片摩擦面積/cm轎車100200200300客車與貨車120200150250(多為150200)25040030065055010006001500(多6001200)本次設(shè)計中，東風(fēng)EQ1146VZ4的總質(zhì)量為14400kg，查表2得本次設(shè)計的單個制動器的襯片摩擦總面積的范圍為600到1500cm，根據(jù)各初選數(shù)據(jù)算出的符合這個要求的范圍，初選數(shù)據(jù)合理。 摩擦片起始角如圖