【文章內(nèi)容簡介】 確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。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。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== 式（） 式中 , — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； — 同步附著系數(shù)； — 汽車質(zhì)心高度。通常，上式的比值：~；~，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（） = 式（） 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。 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB 97442007；選取的輪胎型145/80R12。由GB2978可得有效半徑=270mm對于常遇到的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，為保證在的良好路面上（例如=）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為== 式（）= 式（） 由式（），式（）可得=== = ==當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。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。 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 制動鼓內(nèi)徑D輸入力P一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D(圖 )受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12= 故 D==228mm由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，輪輞直徑/in121314151620，制動鼓最大內(nèi)徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420取得制動鼓內(nèi)徑=220mm輪輞直徑Dr=,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=~；經(jīng)過計算，~。因此符合設(shè)計要求。 摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大。試驗表明，摩擦襯片包角為：90186?！?00186。時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120186。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。，以及國家標準QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm。表 制動器襯片摩擦面積根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式()式中，是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積A=11040110176。/180176。=單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169 cm2，摩擦襯片寬度b的選取合理。 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90186。/2=。 制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖 )盡可能大，以提高制動效能。初取a=，則取a=86mm 制動蹄支承點位置坐標k和c 應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大( )。初取k==27mm，c=80mm。 襯片摩擦系數(shù)f選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，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是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=～。因此，在假設(shè)的理想條件下進行制動器設(shè)計時，取=。第3章 制動器的設(shè)計計算—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。平行支座可視作斜支座的特例，對于最一般的情況： 浮式蹄(a)平行支座 (b) 斜支座單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)BFT3 = 式()單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù)BFT4 = 式()上兩式中 式() 式() 式() 式() 式() 式()為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則=～。角正負號取值按下列規(guī)則確定：當，為正；，為負。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為 式()對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，取=，f=，故可得： =[81/105+86/105+（27/105）] = =（81/105） cos0 = = =+ =1 =（cos00） = =得： = =（+）/（1+） = = =（）/（+1+） =得 =+ =表 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() = =制動踏板力可用下式計算： . 式()式中 ——主缸活塞直徑，；——制動管路的液壓；——踏板機構(gòu)傳動比，一般為2～5，；——真空助力比， ，——；——踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，～。 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)計算用簡圖根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗取制動時的踏板力為=250N，可得制動管路的液壓p= 式() = =9mpa 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力P有如下關(guān)系： 式()式中 ——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 9MPa。由 ， 式()及張開力的計算公式：與制動器因數(shù)定義式 可表示為：， 得 式() =輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標準規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：，16，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得 =一個輪缸的工作容積： 式()式中 ——一個輪缸活塞的直徑；n——輪缸的活塞數(shù)目；——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：在初步設(shè)計時，對鼓式制動器取=2～?！苿犹?制動塊)與制動鼓(制動盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器約等于相應(yīng)制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍；——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計算； ，——鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗確定?？傻茫阂粋€輪缸的工作容積： =mm3 = mm3全部輪缸的總工作容積 式() 式中 m——輪缸數(shù)目。則全部輪缸的總工作容積V =4 mm3 = mm3 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)。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。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 式()式中 ——制動器的摩擦力矩；R——制動鼓或制動盤的作用半徑；P——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。由張開力計算公式， 式()式中—制動輪缸直徑 P—制動輪缸中的液壓壓力，可得： 張開力P=（）9N =由制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力F能=BFPR/re =110/270 =后軸能產(chǎn)生的制動力F=2 F能=2 =F=2F能==故所設(shè)計制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為α處，單元面積為bRdα 。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，dα為單元面積的包角， 所示。 圖 制動力矩的計算簡圖由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 式（） 算得 ；而摩擦力 fdN 產(chǎn)生的制動力矩為圖 張開力計算用簡圖算得 在由α′至區(qū)段上積分上式，得 式（）當法向壓力均勻分布時，得 式（）由式()和式()可求出不均勻系數(shù)算得 式（）和式（）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下：