【正文】 ?? (315) 上式在圖 33 中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為 (1? )/? 的直線， 是 汽車 實(shí)際前、后制動器制動力分配線，簡稱 ? 線。圖 46中 ? 線與 I曲線交于 B點(diǎn)， B點(diǎn)處的附著系數(shù) ? = 0? ,則稱 0? 為 同步附著系數(shù) 。 同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是： ?????? gh bL ?? （ 316） 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 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) 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，可能有以下情況： (1)當(dāng) ? 0? ， ? 線位于 I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉(zhuǎn)向能力。 (2)當(dāng) ? 0? ， ? 線位于 I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)當(dāng) 0??? ，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力。 將以下數(shù)據(jù) 汽車的重力 G= L=5100mm， 質(zhì)心距前軸 a=3480mm,質(zhì)心距后軸 b=1620mm.地面附著系數(shù) ?? 。 代入式（ 316），得 ??? uuFF? 把 ? 值代入式 (415)得： tan? = 121uuFF ???? =； ? =176。 為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù) 0? 的路面上制動 (前、后車輪同時抱死 )時，其制動減速度為dudt ? qg ? 0? g，即 z = 0? ， z 為制動強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù) ? 的路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪即將抱死時的制動強(qiáng)度 z ? ，這表明只有在 ? = 0? 的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。 附著條件的利用情況 用 附著系數(shù)利用率 (附著力利用率 )? 表示 ： xbF zG? ???? (317) 劉聰：東風(fēng)重型貨車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 22 式中 ： xbF —— 汽車總的地面制動力； G—— 汽車 所受重力； z —— 制動強(qiáng)度。 當(dāng) ? = 0? 時， z = 0? ， ? =1,利用率最高。 取 ? =1，則 z =? = 0? = 在 ?? 的范圍內(nèi)，必須滿足 z? +(? )。 本設(shè)計(jì)中， ??z （ 滿足要求 ） 根據(jù)所定的同步附著系數(shù) 0? ， 由式（ 310）及式（ 313）得 0 gbhL?? ?? （ 318） 01 gahL?? ??? （ 319） 進(jìn)而求得 1 0()x b x b gGF F G q b h qL? ? ?? ? ? ? （ 320） 2 0( 1 ) ( 1 ) ( )x b x b gGF F G q a h qL? ? ?? ? ? ? ? ? （ 321） 當(dāng) ? = 0? 時：11xbFF??，22xbFF??，故 xbFG?? ， z =? ； ? =1 當(dāng) ? 0? 時：可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛抱死的條件，即11uFF??。由式uF F G? ???和 /q??? 和式（ 39），（ 314）得 0()xb gGbF bh???? ?? （ 322） 0()gbq bh???? ?? （ 323） 0()gbbh? ??? ?? （ 324） 當(dāng) ? 0? 時：可能得到的最大總制動 力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即22xbFF??。由 式（ 36）、式（ 37）、式（ 313）和式（ 315）得 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 23 NhL GLF gxb 811 )( 000)( 02 2 ???? ??????? ?? ? （ 325） )( )( 02 2 ???? ????? ghL Lq ?? ? （ 326） )( )( 02 2 ???????? ghL L ??? （ 327） 本設(shè)計(jì)中 汽車 的 ? 值恒定 ，其 0? 值小于可能遇到的最大附著系數(shù) ， 使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi) ? 不致過低 。 在 ? 0? 的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 制動器的最大制動力矩 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。 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 1zF , 2zF 成正比。由式 (410)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 11 0220uz gzugbhFFF F a h????? ? （ 328） 式中 ： a ,b — 汽車質(zhì)心離前、后軸距離 ； 0? —— 同步附著系數(shù)； gh — — 汽車質(zhì)心高度 。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 11u u eT Fr? （ 329） 22euuT F r? 式中 ： 1uF — 前軸制動器的制動力， 11 zuFF?? ； 2uF — 后軸制動器的制動力， 22 zuFF?? ； 1zF — 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2zF — 作用于后軸車輪上的地面法向反力； er — 車輪有效半徑。 劉聰：東風(fēng)重型貨車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 24 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù) 0? 值的汽車， 為了保證在 0??? 的良好的路面上（例如 ? =）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移 （此時制動強(qiáng)度 z ?? ），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 11 m a x ()zu e g eGT F r b h rL? ? ?? ? ? （ 330） 2 m ax 1 m ax1uuTT???? （ 331） 對于選取 較 大 0? 值的汽車， 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，相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度 z ?? ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 2 m a x ()u g eGT a zh rL ??? （ 330） 1 m ax 2 m ax1uuTT??? ? （ 331） 式中 ： ? — 該車所能遇到的最大附著系數(shù)； z — 制動強(qiáng)度，由式 du zgdt? 確定； er — 車輪有效半徑。 本設(shè)計(jì)中，同步附著系數(shù) 0? 的值為 ，所以應(yīng)用式（ 324）、（ 325）進(jìn)行計(jì)算。將以下數(shù)據(jù) 汽車的重力 G= L=5100mm， 質(zhì)心距前軸 a=3480mm,質(zhì)心距后軸 b=附著系數(shù) ?? 。汽車車輪的有效半徑 mre ? 代入式（ 330）、（ 331）中，得 mNTa . ax1 ? mNTa . 5 7 7 2m a x2 ? 一個車輪制動器 的最大制動力矩為上列計(jì)算結(jié)果的半值 。 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 4 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計(jì) 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動鼓內(nèi)徑 D 輸入力 0F 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(qiáng)。但 D 的增大（圖 41）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 20— 30mm，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，以減少制動時的溫度。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。 圖 41 鼓式制動器主要幾何參數(shù) FIG. 41 drum brake mainly geometric parameters 制動鼓直徑與輪輞直徑之比 / rDD的范圍如下： 轎車 / rDD= 貨車 / rDD= 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T309— 1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》。轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑劉聰：東風(fēng)重型貨車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 26 一般比輪輞外徑小 80mm100mm，設(shè)計(jì)時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑（見表 51）。 表 41 制動鼓最大內(nèi)徑 Table 41 brake drum maximum diameter 輪輞直徑 /in 12 13 14 15 16 20 制動鼓最大內(nèi)徑 /mm 轎車 180 200 240 260 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)符合 QC/T 3091999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定。 由上述表格和輪胎標(biāo)準(zhǔn)初選制動鼓內(nèi)徑 420mm 摩擦襯片寬度 b 包角 ? 徑 R既定后。摩擦襯片寬 b 和包角 便決定了襯片的摩擦面積 A ，而 A =Rb ，制動蹄各蹄總的摩擦面積 越大則單位壓力愈小從而磨 損特性愈好。根據(jù)國外統(tǒng)計(jì)資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如表 42 摩擦襯片面積 表 42 制動器襯片摩擦面積 Table 42 brake facing friction area 汽車類型 汽車總質(zhì)量 ma /t 單個制動器總的襯片摩擦面積 A? /mm2 轎車 100200 200300 客車與貨車 120200 150250(多為 150200) 250400 300650 5501000 6001500(多 6001200) 由根據(jù)表 22選取對于車總質(zhì)量 m =12t17t 時， A =6001500cm 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 27 則 b= A /R =，根據(jù) ZBT24005— 89選取 b=210mm制動鼓半徑 R=D/2=420/2=210mm確定后，襯片的摩擦面積為 AP =Rb? 初選 ? =100176。 初選 AP =1400/2=700cm2 摩擦襯片起始角 o? 摩擦襯片起始角 o? 如圖 51所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。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(diǎn)對稱布置，以改善制動效能和磨損的 均勻性。 β 0=100176。 β /2=100100176。 /2=50176。 制動器中心到張開力 0F 作用線的距離 e 在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a盡可能地大，以提高起制動效能，初步設(shè)計(jì)時可暫取 Re ? 左右。 mmRe ?? 制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) a 和 c 應(yīng)在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使 a 盡可能大而 c 盡可能小（圖 51）。初步設(shè)計(jì)可 取 a = 左右 。 mmRea 1 6 ??? ,c 取為 40mm 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。不能單純地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，后者對蹄式制動器是非常重要的。 摩擦襯片的型號及性能如表 33[3] 表 43 內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 Table 4 3hoof drum brake facing model properties and uses 產(chǎn)品規(guī)格 摩擦系數(shù) ? 硬度（ HBS） 適用范圍 SY1107 2050 主要用于轎車等輕 負(fù)荷車 SY0204 2050 主要用于中型載重汽車 劉聰：東風(fēng)重型貨車制動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 28 SY9002 2050 主要用于重型載貨汽車 由表 33選取 SY1107 規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為 鼓式制動器主要零部