【正文】 淬火。5 鼓式制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算 駐車制動能力的計(jì)算汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖61所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為 (51)同理可求得汽車下坡停駐時后軸車輪的附著力為 (52)圖51汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖Figure 51 in the ascent to stop car on the stress diagram根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，即根據(jù) (53)求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 （54）汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 （55）一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%—20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12%左右。為了使汽車汽車能在接近于由上式確定的坡度傾角為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值（此處不應(yīng)是因?yàn)榈木壒剩街械臑檐囕喌挠行О霃剑?，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。中央駐車制動器的制動力矩上限值為，為后驅(qū)動橋的主減速比。設(shè)計(jì)中，此重型貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為重型貨車在上坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 中央制動器的計(jì)算設(shè)計(jì)中中央制動器選取帶式。帶式中央制動器曾作為中，重型汽車及拖拉機(jī)的應(yīng)急制動裝置和駐車制動裝置，裝在汽車變速器的第二軸上，其主要缺點(diǎn)是發(fā)生油污染（固裝在發(fā)動機(jī)及變速器之后），極低的熱容量以及需要大的支撐力等，故在現(xiàn)代汽車上很少采用。圖52帶式中央制動器的一般結(jié)構(gòu)FIG. 52 belt type central brake general structure對于圖52所示的帶式制動器，其平衡條件為 （56）式中：—輸入力，N； ，—制動帶力，N； —制動器尺寸，mm； —制動帶包角，（176。）； —摩擦系數(shù)； —鼓阻力，摩擦力，N。設(shè)計(jì)中取=200mm，=30mm，=60mm，=，=，=1500N代入式（56）得,。對于簡單的帶式制動器（=0，=），直接作用在制動帶上的制動力或輸入力可由下式得出：如圖62所示的帶式制動器，制動鼓順時針旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的制動器因數(shù)為 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計(jì)算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件的影響較小而忽略不計(jì)。制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)BF有很大的影響，掌握制動提摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。但用解析方法方法精確計(jì)算沿蹄片長度方向的壓力分布規(guī)律比較困難，因?yàn)槌四Σ烈r片有彈性容易變形外，制動鼓，制動蹄以及支承也會有彈性變形，但與摩擦襯片的變形量相比，則相對很小，故在通常的近似計(jì)算中只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小，可忽略不計(jì)，即通常作如下一些假設(shè)：（1）制動鼓，制動蹄為絕對剛性體（2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上（3）壓力與變形符合虎克定律制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分，本設(shè)計(jì)中前輪所采用的單向雙領(lǐng)蹄和后輪所用的領(lǐng)從蹄的蹄片均為繞支承銷轉(zhuǎn)動的蹄片，為一個自由度。下面分析具有一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。如圖53（a）所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點(diǎn)轉(zhuǎn)動張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移 = ；（a）、（b）具有一個自由度的增勢蹄；（c）具有兩個自由度的增勢蹄圖53 制動蹄摩擦襯片徑向變形分析簡圖FIG. 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram由于制動鼓剛性對制動蹄運(yùn)動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮量為由圖53中的幾何關(guān)系可知 ==故得徑向變形量為： （57）由于為常量，而單位壓力與變形成正比，故制動蹄摩擦襯片上任意一點(diǎn)的壓力可寫成： (58)式（58）表明繞支承銷轉(zhuǎn)動的制動蹄摩擦襯片的壓力分布規(guī)律呈正弦分布，其最大壓力作用在連線呈90176。的徑向線上。也可以根據(jù)圖53(b)來分析并簡化計(jì)算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變性規(guī)律和壓力分布規(guī)律。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心轉(zhuǎn)動角。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿制動提轉(zhuǎn)動的切線方向的變形即為線段在半徑延長線上的投影，即線段。由于角很小，可以認(rèn)為：則所求的摩擦襯片的徑向變形為：考慮到，則由等腰三角形可知：代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力變形分別為： （59） 計(jì)算蹄片上的制動力矩制動轉(zhuǎn)矩目前一般采用效能因數(shù)法或分析圖解法計(jì)算，本書采用效能因數(shù)法計(jì)算。為此必需先求出制動蹄的效能因數(shù)，而后求制動力矩。設(shè)制動蹄的制動力矩和效能因數(shù)分別為T和Kt，輸入張開力F，制動鼓半徑為R，則 （510）效能因數(shù)是單位為1的系數(shù)。對于一定結(jié)構(gòu)型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉(zhuǎn)向，制動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（即這些參數(shù)與R之比）以及摩擦系數(shù)，該蹄的即可確定。 圖張開力計(jì)算簡圖Figure expansionary force calculation diagram（1）領(lǐng)蹄 假定蹄鼓之間的單位壓力是沿周向均勻分布的，這一假定與實(shí)際情況相差較遠(yuǎn)，據(jù)此算出的制動力矩較實(shí)際數(shù)值大，根據(jù)上面的分析計(jì)算可知，蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，根據(jù)數(shù)學(xué)推導(dǎo)得領(lǐng)蹄效能因數(shù)為 （511）式中 其中h==. 將數(shù)據(jù)代入公式求得 mm所以（2）從蹄制動效能因數(shù)，其公式為 （512）式中： 代入公式得：,，由此可得制動器的效能因數(shù)，本設(shè)計(jì)采用的是非平衡式凸輪驅(qū)動機(jī)構(gòu)，所以得對于凸輪張開機(jī)構(gòu)，張開力F： （513）汽車制動力總和F與整車質(zhì)量m的百分比：則可知該制動力符合標(biāo)準(zhǔn)。根據(jù)以上計(jì)算后得到的值，F(xiàn)值，以及已知的R值代入公式（510）中，最終到： 檢查制動蹄有無自鎖計(jì)算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。如果f ﹤c′cosδ1 /(R1 c′Sinδ1) 就不會自鎖。f=c′==摩擦力的作用半徑=式中125o所以制動器不會自鎖，合格。 摩擦襯片磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓的材質(zhì)及加工情況，以及襯片本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計(jì)算磨損特性極為困難。但實(shí)驗(yàn)表明，影響磨損特性的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點(diǎn)來說，汽車制動過程即是將汽車的機(jī)械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的過程。此時，由于制動時間很短，實(shí)際上熱量還來不及散逸到大氣中就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂的制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯片的磨損越嚴(yán)重。各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片的摩擦面積各不相同，因而有必要對相對的量最為評價能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時間內(nèi)襯片單位摩擦面積耗散的能量，通常用的計(jì)量單位為。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷。雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （514）式中：—汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；—汽車總質(zhì)量；，—汽車制動初速度與終速度，m/s；計(jì)算時總質(zhì)量10t以上的汽車取=km/h（m/s）；—制動減速度，m/s，計(jì)算時取j=；—制動時間，單位為s；—前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積；（mm）—制動力分配系數(shù)。在緊急制動到時，并可近似地認(rèn)為，則有 （515）把個參數(shù)值代入上式得s前輪制動器： 后輪制動器：由相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)知， W/mm為宜。通過以上計(jì)算可知，均符合條件。6 氣壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算氣壓制動系必須采用空氣壓縮機(jī),貯氣罐,制動閥等裝置,使結(jié)構(gòu)復(fù)雜,笨重,輪廓尺寸大,造價高。管路中氣壓的產(chǎn)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(yuǎn)時有必要加設(shè)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(～),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(qū)動制動蹄,使非簧載質(zhì)量增大。另外,制動氣室排氣時也有較大噪聲。圖61為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。圖61氣壓雙回路制動系示意圖 diagram of dualcircuit brake system pressure1—空氣壓縮機(jī)；2—前制動器室；3—放氣閥；4—濕儲氣囊；5—安全閥；6—三通管；7—管接頭；8—儲氣筒；9—單向閥；10—掛車制動閥；11—后制動氣室；12—分離開關(guān)；13—連接頭；14—串聯(lián)雙腔活塞式制動閥；15—?dú)鈮罕恚?6—?dú)鈮赫{(diào)節(jié)閥；此制動系統(tǒng)中，采用的是雙回路氣壓制動。由發(fā)動機(jī)驅(qū)動的空壓機(jī)1將壓縮空氣經(jīng)單向閥9首先輸入濕氣筒4（濕氣筒上裝有安全閥5和供外界使用的壓縮空氣放氣閥3）。壓縮空氣在濕氣筒內(nèi)冷卻并進(jìn)行油水分離之后，在分別經(jīng)過兩個單向閥9進(jìn)入濕氣筒8的前后腔，當(dāng)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(yīng)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，— 。為了在空氣壓縮機(jī)停止工作的時間內(nèi)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，貯氣罐有也應(yīng)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(zhì)量，、。 氣壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)首先要解決好空氣壓縮機(jī)、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(jìn)行初步的設(shè)計(jì)計(jì)算。 制動氣室制動氣室有膜片和活塞式兩種。膜片式的結(jié)構(gòu)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(yīng)保證制動器制動蹄所需的張力。例如，當(dāng)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(guān)系可由下式 （ 61）式中:a是兩蹄張開力F1,F2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(zhuǎn)角而變化a取30mm，h取110mm。為了輸出推力Q,則制動氣室的工作面積應(yīng)為A==cm2 （62）式中：p制動氣室的工作壓力。對于活塞式制動氣室：A=式中:D活塞或氣缸直徑。對于膜片式制動氣室，膜片的有效承壓面積可按下式近似地計(jì)算：A= （63）=cm2式中:D制動氣室殼體夾持膜片處的內(nèi)徑：D=128mmd膜片夾盤直徑:d=100mmD和d由表41選取,重型貨車初選型號為16表61膜片式制動氣室的參數(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）161281004524155120573017613360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(zhuǎn)角，并據(jù)以求得尺寸a與h，于是制動氣室推桿行程為= （64）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(jī)構(gòu)，取=；對于帶有摩擦