【正文】 前 軸 的距離， gh 為質心高度， 2BF 為路面對后橋的法向反力， ? 為附著系數(shù)， er 為車輪有效半徑。 制動鼓主要零部件的結構設計 制動鼓 制動鼓應具有非常好的剛性和大量的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應于摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動鼓；在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓間的單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的布圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這些現(xiàn)象發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也常加鑄一些軸向肋條以提高 其散熱性能。也有在鋼板沖壓的制動鼓內側離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒，組合構成制動鼓。 制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度 。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱件能。 制動鼓相對于輪轂的對中是以某一直徑的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固??? )/(122 gazB hLgLmFF ???egaeB rhL gLmrF ???? 12 25 后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行 動平衡。其許用不平衡度對轎車為 15Ncm20Ncm；對貨車為 30Ncm40Ncm。 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚 ：轎車為 7mm12mm； 中 、重型載貨汽車為 13mm18mm。 制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。 本車選用 HT200鑄造制動鼓 制動蹄 轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼輾壓或鋼板沖壓 —— 焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向曹， 使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片于制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。 重型汽車制動蹄的斷面有工字形、 山字形 和 ? 字形幾種。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為 3mm5mm；貨車的約為 5mm8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為 ；貨車多為 8mm 以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上， 粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 本車制動蹄 HT200鑄造 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成 形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。 重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH370— 12 的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻 。 凸輪式張開機構 凸輪式張開機構的凸輪及其軸是由 45 號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經高頻淬火處理。 凸輪及其軸是由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由 45號鋼制造并高頻淬火 。 26 摩擦材料 摩擦材料的基本要求： 1）摩擦系數(shù)高而穩(wěn)定。一般摩擦材料 的摩擦系數(shù)，都隨溫度、壓力、相對滑動速度、工作表面的清潔程度而變化，其中溫度影響尤為顯著。 2）耐磨性好。 3）有一定的機械強度和良好的工藝性。 4）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能。 5）容許比壓力大及不傷制動輪。 當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調整摩擦性能的填充刑 (出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成 )勺噪聲消除別 (主要成分為石墨 )等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差．故應佐按襯片或襯塊規(guī)格模壓。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具 有不同的摩擦性能及其他性能。 無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。若金屬纖維和粉末的含量在 40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在美、歐各國廣泛用于轎車的盤式制動器上，已成為制動摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 （占總質量的 60%80%），摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高， 適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的 汽車 。 支承 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。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，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵 (KTH 370— 12)或球墨鑄鐵 (QT 40018)偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好件并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的止確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸 活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。 27 4 氣壓制動驅動機構的設計計算 氣壓制動系必須采用空氣壓縮機 ,貯氣罐 ,制動閥等裝置 ,使結構復雜 ,笨重 ,輪廓尺寸大 ,造價高 。管路中氣壓的產生和撤除均較慢 ,作用滯后時間較長 (～ ),因此在制動閥到制動氣室和貯氣罐的距離較遠時有必要加設氣動的第二級控制元件 —— 繼動閥 (即加速閥 )以及快放閥 。管路工作壓力較低 (一般為 ～ ),因而制動氣室的直徑大 ,只能置于制動器之外 ,再 通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄 ,使非簧載質量增大 。另外 ,制動氣室排氣時也有較大噪聲。圖 41為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。 28 圖 41 氣壓雙回路制動系示意圖 diagram of dualcircuit brake system pressure 1— 氣喇叭； 2— 氣喇叭開關； 3— 氣壓調節(jié)閥； 4— 前制動器室； 5— 雙針氣壓表； 6— 主儲氣筒（供 后制動器）； 7— 放水閥； 8— 低壓報警器； 9— 取氣閥 ； 10— 儲氣筒單向閥 ； 11— 主儲氣筒（供前制動器）；12— 快放閥； 13— 后制動器室 ； 14— 連接頭； 15— 掛車分離開關； 17— 梭閥； 18— 安全閥； 19— 濕儲氣筒； 20— 并列雙腔制動閥； 21— 單缸空氣壓縮機 此制動系統(tǒng)中，它備有兩個主儲氣筒 11 和 6。單缸空氣壓縮機 21 輸出的壓縮空氣 首先經儲氣筒單向閥 9 進入濕儲氣筒并進行油水分離，然后分為兩個回路：一個回路經主儲氣筒 11 及并列雙腔制動閥 20 的后腔，通向前制動器室 4；另一回路經主儲氣筒 6 及 并列雙腔制動閥 20 的前腔和快放閥 12，通向后制動氣室 13。當其中一個回路因故障而失效時，另一回路可繼續(xù)工作，以使汽車保持有一定的制動能力，因此也提高了汽車的行駛 安全性。然而，絕不應如此僅利用一個制動回路長時間行車，以免發(fā)生意外。 其中，空氣壓縮機以壓力達到 的壓縮空氣向貯氣罐充氣但由調壓器調定的貯氣罐壓力，一般為 — 而安全閥限定的貯氣罐最高壓力則為 。為了在空氣壓縮機停止工作的時間 內仍能保證制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸以及汽車上的其他氣動裝置正常工作，在計算時可取工作氣壓為 ，貯氣罐有也應有較大的容積儲備。為了減少氣壓制動系統(tǒng)尤其是貯氣罐的體積和質量，個別車型也有采用貯氣罐壓力達 、工 作壓力達 。 29 氣壓系統(tǒng)設計首先要解決好空氣壓縮機、貯氣罐等壓縮空氣的供給裝置與制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸等氣壓使用裝置間的合理匹配。為此，就要進行初步的設計計算。 制動氣室 制動氣室有膜片和活塞式兩種。膜片式的結構簡單，對室壁的加工要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的形成較小，膜片壽命也不及活塞式的?；钊街苿託馐业男谐梯^長，推力一定，但有摩擦損失。 制動氣室輸出的推桿推力 Q應保證制動器制動蹄所需的張力。例如，當采用非平衡式凸輪張開裝置時，兩蹄的張開 力與制動氣室輸出的推力 Q之間的關系可由下式 Q= ）（21 pph2a ?[13]= 8705N ?????????? （ 41） 式中 :a/2P1P2對凸輪中心的力臂； hQ力對凸輪軸線的力臂。 根據(jù)凸輪形狀的不同， a和 h可能會隨凸輪轉角而變化 a取 30mm， h取 328mm。 為了輸出推力 Q,則制動氣室的工作面積應為 A=hpPP2 )21(apQ ??= 14510687055 ??cm2 ?????????? （ 42） 式中 ： p制動氣 室的工作壓力。 對于活塞式制動氣室： A= 2D4? 式中 :D活塞或氣缸直徑。 hp 2P1Pa2D ? ）（ ?? D和 d由 表 41[15]選取 ,重型貨車初選型號為 24 表 41活塞 式制動氣室的參數(shù) Tablet. Diaphragm brake chamber parameters 型號 D （ mm） d （ mm） d/D 沖壓殼體壁厚（ mm） 卡箍壁厚（ mm） 推桿最大行程（ mm） 16 128 100 45 24 155 120 57 30 176 133 60 30 若已知制動蹄端部行程及制動凸輪輪廓幾何參數(shù)，便于求出制動時所需的凸輪轉角，并據(jù)以求得尺寸 a與 h，于是制動氣室推桿行程為 l = ah2? ?????????? （ 44） 式中 ? 行程儲備系數(shù)，其中還考慮了摩擦襯片容許磨損量的影 響。對于在使用過程中推桿行程不變的剛性中間傳動機構，取 ? =；對于帶有摩擦副的中間傳動機構，則? =。 這里取 ? =。代入式： l = ah2? = ??? [15]55mm符合要求 制動氣室的工作容積 sV 可按下式計算： 貯氣罐 貯氣罐由鋼板焊成，內外涂以防銹漆，也有用玻璃鋼制造的，其防腐性很好。貯氣罐的容積大小應適當，過大將使充氣時間過長；過小將使每次制動后罐中壓力降落太大，因而當空氣壓縮機停止工作時 ， 可能進行的有效制動次數(shù)太少。當汽車具有空氣懸架、氣動車門開閉機構等大量消耗壓縮空氣的裝 備 時，往往加裝副貯氣罐。主、副貯氣罐間應有壓力控制閥，使得只有在主貯氣罐的氣壓高于 左右時才向副貯氣罐充氣。主貯氣罐的氣壓達到上述壓力值時方可出車。貯氣罐上裝有安全閥，貯氣罐底裝有放水閥。 設貯氣罐容積為 cV 全部制動管路的總容積為 ∑ gV ，各制動氣室壓力腔最大容積之和為∑ sV 通常∑ gV 約為∑ sV 的 25%50%。 ?? ??? 31028%)50%25( cmVV sg ?????????? （ 45） 制動前貯氣罐與制動管路、制動氣室隔絕。制動氣室壓力腔的容積為零，管路中的絕對壓力與大氣壓 0p 相等。若此時貯氣罐中的相對壓力為 cp ，則制動前由貯氣罐 制動