【導(dǎo)讀】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(yùn)輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動的裝置。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。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)。的設(shè)計方案，進(jìn)行部件的設(shè)計計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計。使其達(dá)到以下要求：具有足。制動效能的恒定性：即抗熱衰退性；制動時汽車的方向穩(wěn)定性；道路試驗(yàn)中車輪扭矩不易測量，因此，多數(shù)有關(guān)傳動系!制動系的試驗(yàn)均通過?？蔀槠囌囍苿酉到y(tǒng)性能研究提供更全面的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和性能評價。算、摩擦磨損計算。按GB7258-2020的規(guī)定，行車制。為了防止汽車制動時前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制。可能產(chǎn)生的最高減速度。時后輪先抱死的后果十分嚴(yán)重。值均有增大趨勢。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，1BF——前軸車輪的地面制動力；2BF——后軸車輪的地面制動力。

　　

【正文】 會導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。考慮到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動器在工作過程中會因?yàn)槟Σ烈r片的磨損而加大，因此制動器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 在制動輪缸上采取措施實(shí)現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整， 如圖 所示。用以限定不制動時制動蹄內(nèi)極限位置的限位摩擦環(huán) 1 裝在輪缸活塞 2 內(nèi)端的環(huán)槽中或借矩形斷面螺 紋旋裝在 活塞內(nèi)端。限位摩擦環(huán)是一個有切槽的彈性金屬環(huán)，壓裝入輪缸后與缸壁之 間的摩擦力可打 400 N500~ ?；钊系沫h(huán)槽或螺旋槽的寬度 B 大于限位摩擦環(huán)厚度 b ， 活塞相對于限位摩擦環(huán)的最大軸向位移量即為兩者之間的間隙 bB??39。? 。間隙 39。? 應(yīng)等 于在制動器間隙設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)時，施行完全制動時所需的輪缸活塞行程 [5]。 不制動時 ，制動蹄回位彈簧只能將制動蹄向內(nèi)拉到輪缸活塞與限位摩擦環(huán)外端面接觸為止，因?yàn)榛匚粡椈傻睦h(yuǎn)遠(yuǎn)不足以克服摩擦限位環(huán)與缸壁 44 間的摩擦力。此時 如圖 所示，間隙 39。? 存在于活塞與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面之間 1— 限位摩擦環(huán)； 2— 活塞； 3— 制動輪缸 圖 制動鼓與蹄間隙的工作問涼的自動調(diào)整裝置 制動時，輪缸活塞外移。若制動器間隙正好等于設(shè)定值，則當(dāng)活塞移動到與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面接觸（即間隙 39。? 消失）時，制動器間隙應(yīng)以消失，并且蹄鼓已 壓緊到足以產(chǎn)生最大制動力矩的程度。若制動器間隙有與種種原因增大到超過設(shè)定值時，則活塞外移到 39。? =0 時仍不能實(shí)現(xiàn)完全制動。但只要輪缸液壓達(dá)到 ~ MPa ，即能將活塞連同限位摩擦環(huán)繼續(xù)推出，直到實(shí)現(xiàn)完全制動。這樣，在解除制動時，活塞隨制動蹄向后移動到與處于新位置的限位摩擦環(huán)與缸壁之間這一不可逆轉(zhuǎn)的軸向相對位移，補(bǔ)償了制動器的過量間隙。 制動蹄支承銷剪切應(yīng)力計算 在計算得制動 蹄片上的法向力 21,NN ， 制動力矩 21, TfTf TT 及張開力 21,PP（見 節(jié)）后，可根據(jù)圖求得支承銷的支承力 21,SS 及支承銷的剪切應(yīng)力21,?? 如下： 45 ? ??? ?? AS11 ? ??? ?? AS22 () 式中： A ——支承銷的截面積。 也可以用下述的簡化方法求得： 如圖 所示 ，假設(shè)制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點(diǎn)位于制動蹄摩擦襯片的工作表面上，其法向合力21,NN 與支承銷的反力 21,SS 分別平行， 如圖 所示。 對兩蹄分別繞中心 O 點(diǎn)取矩，得 39。111 cSfRNaP ?? 39。111 cSfRNaP ?? 39。 111 c fRNaPS ?? 39。 222 c fRNaPS ?? () Rc39。S 1N 2N 2 fP 1 P 2N 1N 1 fS 2acho 圖 制動蹄支承銷剪切應(yīng)力計算圖 一般來說， 1S 的值總要大于 2S 的值，故僅計算領(lǐng)蹄的支承銷的剪切應(yīng)力即可： 46 ? ??? ???? 39。1 1111 Ac fRNaPAS （ ） 式中： 39。11 , cRafNP 見圖 ； A—— 支承銷的截面積； f —— 摩擦系數(shù)； ??? ——許用剪切應(yīng)力。 由式（ ）知： ? ?NffchPN1 9 5 7 61 8 i o s1 2 3 4 7 0 62 3 ])s i n( c o s/[11111???????????? ??? 因此由式（ ）知 2 3 9 5 7 7 0 6 239。1 1111 ???? ???????? Ac fRNaPAS? MPa 支承銷采 用 45 號鋼制成，其許用剪切應(yīng)力 ??? =25～ 45MPa[9]，因此符合剪切應(yīng)力要求。 47 第 3 章 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu) 的設(shè)計計算 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機(jī)構(gòu)傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進(jìn)行如下的設(shè)計計算。 輪缸直徑與工作容積 為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏板力與踏板行程、踏板機(jī)構(gòu)的、傳動比，以及說明采用增壓助力裝置的必要性，必須進(jìn)行如下的設(shè)計計算。 制動輪缸對制動體的作用力 P 與輪缸直徑 wd 及制動輪缸中的液壓 壓力p 之間有如下關(guān)系式： pPdw ?2? () 式中： p ——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓， ?p 8MPa ~12MPa。 制動管路液壓在制動時一般不超過 10MPa~12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力越高 則輪缸直徑就越小，但對管路尤其是制動軟管廈管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強(qiáng)度以及接頭的密封性的要求就更加嚴(yán)格[9]。 輪缸直徑應(yīng)在 GB 7524—87 標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為 ， 16， ， 19， ， 22， ()， ()， 24， ()， 26，28， ()， 30， 32， 35， 38， 42， 46， 50， 56mm。 盤式制動器直徑與工作容積 48 根據(jù)前面算得的結(jié)果： NP 228071 ? ，選取 14?p MPa，求 1wd ： 22 80 722 61 ?????? mpPd w ?mm () 由此，選取制動輪缸的直徑 461 ?wd mm 一個輪缸的工作容積 ???? nww dV 1 24 () 式中： wd ——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： 4321 ????? ???? () 在初步設(shè)計時，對鼓式制動器可取 2?? mm~； 1? ——消除制動蹄與制動鼓問的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器等于相應(yīng)制動蹄中 部與制動鼓之間的間隙的 2 倍； 2? ——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算； 43,?? ——分別為鼓式制動器的蹄的變形與鼓的變形而引起的輪缸活塞行程，其值由試驗(yàn)確定。 選取 2?? mm，求一個輪缸的工作容積 wV 。 49 3 2 224644 21 2 ????? ? ??? n ww dV mm3 鼓式制動器直徑與工作 容積 NP 47062 ? ，選取 8?p MPa， 由式 ()， 求 2wd ： 27 4 70 622 6 ?????? mpPd w ?mm 選取制動輪缸的直徑 282 ?wd mm 選取 ?? mm， 2?n ，求一個輪缸的工作容積 wV 。 21 2 ?????? ? ??? n ww dV mm3 全部輪缸的總工作容積為 ?? mwVV 1 () 式中： m ——輪缸的數(shù)目。 ? ? 2 7 9 0 7 3 2 221 ????? ?m wVV mm 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸的直徑應(yīng)符合 GB 7524—87 的系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為 ， 16， ， 19， ， 22， ()， ()， 24， ()， 26， 28，()， 30， 32， 35， 38， 42， 46mm。 制動主缸應(yīng)有的工作容積 39。VVVm ?? () 式中： V ——全部輪缸的總工作容積； 50 39。V ——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 在初步設(shè)計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作 容積可取為VVm ? ，貨車取 VVm ? ，式中 V 為全部輪缸的總工作容積。 主缸活塞直徑 wd 和活塞行程 ms 可由下式確定： mmm sdV 24?? () ? ? mm ds ~? 取 mm ds ? 因此 32 mmm dsdV ?? ??? 求知 79 33 ?????? ?Vd m mm 根據(jù) GB 7524—87 的系列尺寸取 28?md mm。 制動 輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚 盤式制動輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算 活塞的寬度 wdB )~(? () 于是求知： 11 ??? wdB mm。 一般情況下 ，液壓缸缸筒壁厚由結(jié)構(gòu)確定，必要時進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進(jìn)行 [9]。 51 現(xiàn)取壁厚 10mm，由于 ???wd ，因此按厚壁進(jìn)行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中： ? —— 輪缸壁厚； yp —— 試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力 16?np Mpa 時，取 yp = np ）； ??? —— 缸筒材料許用應(yīng)力， ??? = nb/? （ b? 為材料抗拉強(qiáng)度， n 為安全系數(shù)，一般取 n=5）。 ? ?? ? 2 6666 ????????? ????? ?????????????? ????yyw ppd ??? mm 由于 10?? mm? 所以壁厚強(qiáng)度滿足要求。 盤式制動器活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算 活塞的寬度 wdB )~(? () 于是求知： 2822 ??? wdB mm。 現(xiàn)取壁厚 6?? mm，由于 ???wd ，因此按厚壁進(jìn)行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中： ? —— 輪缸壁厚； yp —— 試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力 16?np Mpa 時，取 yp = np ）； ??? —— 缸筒材料許用應(yīng)力， ??? = nb/? （ b? 為材料抗拉強(qiáng)度， n 為安全 52 系數(shù)，一般取 n=5）。 ? ?? ? 2 6666 ????????? ????? ?????????????? ????yyw ppd ??? mm 由于 6?? mm? 所以壁厚強(qiáng)度滿足要求。 制動主缸 行程的計算 制動主缸行程的 計算 方法很多。在本次設(shè)計中采用，根據(jù)制動器間隙的設(shè)定值換算主缸的行程 [１０ ]。 asfsfsfmcwfSG alLAAS ???? () 式中： SGS —— 制動主缸的行程； wfA —— 輪缸活塞的面積 （ mm2） ； mcA —— 主缸活塞的面積（ mm2）； sfL —— 制動蹄支點(diǎn)到制動力作用點(diǎn)的距離（ mm） ； sfl —— 制動蹄支點(diǎn)到中心距離 （ mm） ； asfa? —— 制動鼓與制動蹄的間隙 （ mm） 。 ~)~(302481514 22 ????????? ? ??asfsfsfmcwfSG alLAAS mm。 制動 主缸活塞寬度與缸筒的壁厚 制動主缸活塞寬度 根據(jù)已有的公式計算 活塞的寬度 53 wdB )~(? () 于是求知： 30?? wdB mm。 制動主缸筒的壁厚 一般情況下 ，液壓缸缸筒壁厚由結(jié)構(gòu)確定，必要時進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進(jìn)行 [9]。 現(xiàn)取壁厚 8?? mm，由于 105/ ???wd ，因此按厚壁進(jìn)行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中： ? —— 輪缸壁厚； yp —— 試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力 16?np Mpa 時，取 yp = np ）； ??? —— 缸筒材 料許用應(yīng)力， ??? = nb/? （ b? 為材料抗拉強(qiáng)度， n 為安全系數(shù)，一般取 n=5）。 ? ??