【正文】 火。5 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 駐車(chē)制動(dòng)能力的計(jì)算汽車(chē)在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖61所示，由該圖可得出汽車(chē)上坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為 (51)同理可求得汽車(chē)下坡停駐時(shí)后軸車(chē)輪的附著力為 (52)圖51汽車(chē)在上坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖Figure 51 in the ascent to stop car on the stress diagram根據(jù)后軸車(chē)輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車(chē)在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，即根據(jù) (53)求得汽車(chē)在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 （54）汽車(chē)在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 （55）一般要求各類(lèi)汽車(chē)的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%—20%；汽車(chē)列車(chē)的最大停駐坡度約為12%左右。為了使汽車(chē)汽車(chē)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(chē)制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值（此處不應(yīng)是因?yàn)榈木壒?，式中的為?chē)輪的有效半徑），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(chē)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩上限值為，為后驅(qū)動(dòng)橋的主減速比。設(shè)計(jì)中，此重型貨車(chē)在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為重型貨車(chē)在上坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 中央制動(dòng)器的計(jì)算設(shè)計(jì)中中央制動(dòng)器選取帶式。帶式中央制動(dòng)器曾作為中，重型汽車(chē)及拖拉機(jī)的應(yīng)急制動(dòng)裝置和駐車(chē)制動(dòng)裝置，裝在汽車(chē)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(dòng)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(chē)上很少采用。圖52帶式中央制動(dòng)器的一般結(jié)構(gòu)FIG. 52 belt type central brake general structure對(duì)于圖52所示的帶式制動(dòng)器，其平衡條件為 （56）式中：—輸入力，N； ，—制動(dòng)帶力，N； —制動(dòng)器尺寸，mm； —制動(dòng)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(duì)于簡(jiǎn)單的帶式制動(dòng)器（=0，=），直接作用在制動(dòng)帶上的制動(dòng)力或輸入力可由下式得出：如圖62所示的帶式制動(dòng)器，制動(dòng)鼓順時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的制動(dòng)器因數(shù)為 壓力沿襯片長(zhǎng)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(dòng)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(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)BF有很大的影響，掌握制動(dòng)提摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。但用解析方法方法精確計(jì)算沿蹄片長(zhǎng)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(dòng)鼓，制動(dòng)蹄以及支承也會(huì)有彈性變形，但與摩擦襯片的變形量相比，則相對(duì)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(dòng)鼓，制動(dòng)蹄為絕對(duì)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(dòng)蹄有一個(gè)自由度和兩個(gè)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(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄片，為一個(gè)自由度。下面分析具有一個(gè)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(dòng)蹄在張開(kāi)力P作用下繞支承銷(xiāo)點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開(kāi)，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(gè)自由度的增勢(shì)蹄；（c）具有兩個(gè)自由度的增勢(shì)蹄圖53 制動(dòng)蹄摩擦襯片徑向變形分析簡(jiǎn)圖FIG. 53 brake shoes friction facing radial deformation analysis diagram由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)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(dòng)蹄摩擦襯片上任意一點(diǎn)的壓力可寫(xiě)成： (58)式（58）表明繞支承銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的制動(dòng)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(xiàn)呈90176。的徑向線(xiàn)上。也可以根據(jù)圖53(b)來(lái)分析并簡(jiǎn)化計(jì)算具有一個(gè)自由度的增勢(shì)蹄摩擦襯片的徑向變性規(guī)律和壓力分布規(guī)律。此時(shí)摩擦襯片在張開(kāi)力和摩擦力的作用下，繞支承銷(xiāo)中心轉(zhuǎn)動(dòng)角。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿制動(dòng)提轉(zhuǎn)動(dòng)的切線(xiàn)方向的變形即為線(xiàn)段在半徑延長(zhǎng)線(xiàn)上的投影，即線(xiàn)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(dòng)力矩制動(dòng)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(shū)采用效能因數(shù)法計(jì)算。為此必需先求出制動(dòng)蹄的效能因數(shù)，而后求制動(dòng)力矩。設(shè)制動(dòng)蹄的制動(dòng)力矩和效能因數(shù)分別為T(mén)和Kt，輸入張開(kāi)力F，制動(dòng)鼓半徑為R，則 （510）效能因數(shù)是單位為1的系數(shù)。對(duì)于一定結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)蹄，只要已知制動(dòng)鼓轉(zhuǎn)向，制動(dòng)蹄的主要幾何參數(shù)的相對(duì)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(kāi)力計(jì)算簡(jiǎn)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(dòng)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(zhǎng)度的分布符合正弦曲線(xiàn)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(dòng)效能因數(shù)，其公式為 （512）式中： 代入公式得：,，由此可得制動(dòng)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(dòng)機(jī)構(gòu)，所以得對(duì)于凸輪張開(kāi)機(jī)構(gòu)，張開(kāi)力F： （513）汽車(chē)制動(dòng)力總和F與整車(chē)質(zhì)量m的百分比：則可知該制動(dòng)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(dòng)蹄有無(wú)自鎖計(jì)算鼓式制動(dòng)器，必須檢查蹄有無(wú)自鎖的可能。如果f ﹤c′cosδ1 /(R1 c′Sinδ1) 就不會(huì)自鎖。f=c′==摩擦力的作用半徑=式中125o所以制動(dòng)器不會(huì)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(dòng)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(lái)說(shuō)，汽車(chē)制動(dòng)過(guò)程即是將汽車(chē)的機(jī)械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車(chē)全部動(dòng)能耗散的過(guò)程。此時(shí)，由于制動(dòng)時(shí)間很短，實(shí)際上熱量還來(lái)不及散逸到大氣中就被制動(dòng)器所吸收，致使制動(dòng)器溫度升高。這就是所謂的制動(dòng)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(chē)的總質(zhì)量及其制動(dòng)襯片的摩擦面積各不相同，因而有必要對(duì)相對(duì)的量最為評(píng)價(jià)能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國(guó)常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即單位時(shí)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(chēng)為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷。雙軸汽車(chē)的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 （514）式中：—汽車(chē)回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；—汽車(chē)總質(zhì)量；，—汽車(chē)制動(dòng)初速度與終速度，m/s；計(jì)算時(shí)總質(zhì)量10t以上的汽車(chē)取=km/h（m/s）；—制動(dòng)減速度，m/s，計(jì)算時(shí)取j=；—制動(dòng)時(shí)間，單位為s；—前、后制動(dòng)器襯片(襯塊)的摩擦面積；（mm）—制動(dòng)力分配系數(shù)。在緊急制動(dòng)到時(shí)，并可近似地認(rèn)為，則有 （515）把個(gè)參數(shù)值代入上式得s前輪制動(dòng)器： 后輪制動(dòng)器：由相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)知， W/mm為宜。通過(guò)以上計(jì)算可知，均符合條件。6 氣壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算氣壓制動(dòng)系必須采用空氣壓縮機(jī),貯氣罐,制動(dòng)閥等裝置,使結(jié)構(gòu)復(fù)雜,笨重,輪廓尺寸大,造價(jià)高。管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢,作用滯后時(shí)間較長(zhǎng)(～),因此在制動(dòng)閥到制動(dòng)氣室和貯氣罐的距離較遠(yuǎn)時(shí)有必要加設(shè)氣動(dòng)的第二級(jí)控制元件——繼動(dòng)閥(即加速閥)以及快放閥。管路工作壓力較低(～),因而制動(dòng)氣室的直徑大,只能置于制動(dòng)器之外,再通過(guò)桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動(dòng)制動(dòng)蹄,使非簧載質(zhì)量增大。另外,制動(dòng)氣室排氣時(shí)也有較大噪聲。圖61為一汽車(chē)的氣壓雙回路制動(dòng)系示意圖。圖61氣壓雙回路制動(dòng)系示意圖 diagram of dualcircuit brake system pressure1—空氣壓縮機(jī)；2—前制動(dòng)器室；3—放氣閥；4—濕儲(chǔ)氣囊；5—安全閥；6—三通管；7—管接頭；8—儲(chǔ)氣筒；9—單向閥；10—掛車(chē)制動(dòng)閥；11—后制動(dòng)氣室；12—分離開(kāi)關(guān)；13—連接頭；14—串聯(lián)雙腔活塞式制動(dòng)閥；15—?dú)鈮罕恚?6—?dú)鈮赫{(diào)節(jié)閥；此制動(dòng)系統(tǒng)中，采用的是雙回路氣壓制動(dòng)。由發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)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(guò)兩個(gè)單向閥9進(jìn)入濕氣筒8的前后腔，當(dāng)其中一個(gè)回路因故障而失效時(shí)，另一回路可繼續(xù)工作，以使汽車(chē)保持有一定的制動(dòng)能力，因此也提高了汽車(chē)的行駛安全性。然而，絕不應(yīng)如此僅利用一個(gè)制動(dòng)回路長(zhǎng)時(shí)間行車(chē)，以免發(fā)生意外。其中，— 。為了在空氣壓縮機(jī)停止工作的時(shí)間內(nèi)仍能保證制動(dòng)氣室、空氣伺服氣室、駐車(chē)制動(dòng)操縱氣缸以及汽車(chē)上的其他氣動(dòng)裝置正常工作，貯氣罐有也應(yīng)有較大的容積儲(chǔ)備。為了減少氣壓制動(dòng)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(dòng)氣室、空氣伺服氣室、駐車(chē)制動(dòng)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(dòng)氣室制動(dòng)氣室有膜片和活塞式兩種。膜片式的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，對(duì)室壁的加工要求不高，無(wú)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?dòng)氣室的行程較長(zhǎng)，推力一定，但有摩擦損失。制動(dòng)氣室輸出的推桿推力Q應(yīng)保證制動(dòng)器制動(dòng)蹄所需的張力。例如，當(dāng)采用非平衡式凸輪張開(kāi)裝置時(shí)，兩蹄的張開(kāi)力與制動(dòng)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(kāi)力F1,F2對(duì)凸輪中心的力臂；hQ力對(duì)凸輪軸線(xiàn)的力臂。根據(jù)凸輪形狀的不同，a和h可能會(huì)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(dòng)氣室的工作面積應(yīng)為A==cm2 （62）式中：p制動(dòng)氣室的工作壓力。對(duì)于活塞式制動(dòng)氣室：A=式中:D活塞或氣缸直徑。對(duì)于膜片式制動(dòng)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(dòng)氣室殼體夾持膜片處的內(nèi)徑：D=128mmd膜片夾盤(pán)直徑:d=100mmD和d由表41選取,重型貨車(chē)初選型號(hào)為16表61膜片式制動(dòng)氣室的參數(shù)Tablet. Diaphragm brake chamber parameters型號(hào)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(dòng)蹄端部行程及制動(dòng)凸輪輪廓幾何參數(shù)，便于求出制動(dòng)時(shí)所需的凸輪轉(zhuǎn)角，并據(jù)以求得尺寸a與h，于是制動(dòng)氣室推桿行程為= （64）式中行程儲(chǔ)備系數(shù)，其中還考慮了摩擦襯片容許磨損量的影響。對(duì)于在使用過(guò)程中推桿行程不變的剛性中間傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，取=；對(duì)于帶有摩擦副