【導(dǎo)讀】指導(dǎo)下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標(biāo)注和。包含我為獲得及其它教育機構(gòu)的學(xué)位或?qū)W歷而使用過的材料。說明并表示了謝意。以贏利為目的前提下，學(xué)校可以公布論文的部分或全部內(nèi)容。對本文的研究做出重要貢。獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標(biāo)明。本人完全意識到本聲明的。法律后果由本人承擔(dān)。涉密論文按學(xué)校規(guī)定處理。身的研究改進較少。部分轎車以外的各種車輛的制動器中占主導(dǎo)地位。易被污染和銹蝕；當(dāng)用作后輪制動器時不易加裝駐車制動機構(gòu)等。汽車制動系至少應(yīng)有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動。與盤式制動器類似，理論上制動效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動穩(wěn)定性較好，該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了行車的安全性，另外。善，這就在一定程度上改善了制動效能的穩(wěn)定性。動器、電力液壓制動臂型盤式制動器、濕式盤式彈簧制動器等。

　　

【正文】 順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于 120186。襯片寬 度 b 較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角 0110?? 。 摩擦襯片寬度 b 取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過 ，以及國家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309— 1999 選取摩擦襯片寬度 b=40mm。 表 制動器襯片摩擦面積 根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈 小，從而磨損亦愈小。 廖械兵：鼓式制動器設(shè)計 24 而單個摩擦襯片的摩擦面積 A又決定于制動鼓半徑 R、襯片寬度 b 及包角 ? ，即 ?RbA? 式 () 式中， ? 是以弧度 (rad)為單位， 故摩擦襯片的摩擦面積 A=110 40 110176。 /180176。 = 單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積 =2A=169 cm2，如表 所示，摩擦襯片寬度 b的選取合理。 摩擦襯片起始角 0? 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 0? =90186。? /2= 035 。 制動器中心到張開力 P作用線的距離 a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a(圖 )盡可能 大，以提高制動效能。初取 a=，則取 a=86mm 制動蹄支承點位置坐標(biāo) k和 c 應(yīng)在保證兩蹄 支承端毛面不致互相干涉的條件下，使 k盡可能 小 而 c盡可能 大(圖 )。初取 k==27mm， c=80mm。 襯片摩擦系數(shù) f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對領(lǐng)從蹄式制動器而言，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是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃時，保持摩擦系數(shù) f =～ 。因此，在假設(shè)的理想條件下進行制動器設(shè)計時，取 f =。 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設(shè)計 25 第 3 章 制動器的設(shè)計計算 浮式領(lǐng) — 從蹄制動器 (平行支座面 ) 制動器因素計算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行 (稱為平行支座 )或不平行 (稱為斜支座 )。參見圖 。平行支座可視作斜支座的特例，即圖 中 ??0? ，對于最一般的情況： 圖 浮式蹄 (a)平行支座 (b) 斜支座 單個斜支座浮式領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù) BFT3 3TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? 式 () 單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數(shù) BFT4 4TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? 式 () 上兩式中 ? ? ?? s in)/(c o s]///[ 39。39。 rcfrofrarcD ss ?????? 式 () ?? s in)]/(//[c o s)/( 39。39。 rofrarcrcfE ss ?????? 式 () )]/(/[2/s in4 s in 39。0 00 rofraF s ???? ? ?? 式 () ?? sinc os 39。sfG ?? 式 () )s inc o s( 39。 ?? ??? sfFH 式 () ?tan39。 ?? ss ff 式 () sf 為蹄片端部與支座面間摩擦系數(shù)，如為鋼對鋼則 sf =～ 。 ? 角正負(fù)號取值按下廖械兵：鼓式制動器設(shè)計 26 列規(guī)則確定：當(dāng) 2/0??? ， ? 為正； 2/0??? ， ? 為負(fù)。這樣浮式領(lǐng)從制動器因數(shù)為 43 TT BFBFBF ?? 式 () 對于平行支座式的支撐形式，以上各式中 ??0? ， ?0?? ， 取 sf =， f=， 故可得： ? ?]///[ 39。 rofrarcD s ???? =[81/105+86/105+ （ 27/105） ] = ?c os)/(39。 rcfE s ?? =（ 81/105） cos0 = )]/(/[2/s in4 s in 39。0 00 rofraF s ???? ? ?? = )]1 0 5/27( 0 5/86[55s i n4 1 1 0s i )1 8 0/1 1 0( ??? ?????? = ?cos?G + 39。sinsf ? =1 39。( c o s s in )sH F f ??? ? ? =（ cos00） = 39。 tanssff ??? = 得： 3TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? =（ + ） /（ 1+ ） = 4TBF = )/()( 22 HffGFEffD ??? =（ ） /（ + 1+ ） = 得 43 TT BFBFBF ?? =+ = 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設(shè)計 27 表 不同類型制動器的制動器因數(shù) 制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 所需制動力計算 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得： 地面對前、后軸車輪 的法向反力 Z1， Z2為： )( 21 dtdughLLGZ g?? 廖械兵：鼓式制動器設(shè)計 28 )( 12 dtdughLLGZ g?? 汽車總的地面制動力為： GqdtdugGFFF BBB ???? 21 前、后軸車輪附著力為： ??? )()( 221 ggB qhLLGLhFLLGF ???? ??? )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF ???? 故所需的制動力 F 需 = ??? )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF ???? 式 () = )8 1 3 5 5(2 6 0 5 6 0 0 ???? = 制動踏板力驗算 制動踏板力 PF 可用下式計算： ?? 114 2 ?? PmP ipdF.39。pi 式 () 式中 md —— 主缸活塞直徑，為 ； p —— 制動管路的液壓； Pi —— 踏板機構(gòu)傳動比，12rriP? ，一般為 2～ 5，取 ； 39。pi —— 真空助力比，取 1r ， 2r —— 見圖 ； ?—— 踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取 ?? ～ ，取為 。 圖 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)計算用簡圖 根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗 取制動時的踏板力為 pF =250N， 可得制動管路的液壓 p=239。4mppp d iiF ? ???? ? ? 式 () 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設(shè)計 29 = ? ???? =9mpa 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力 P 與輪缸直徑 wd 及制動輪缸中的液壓力 P有如下關(guān)系： pPdw ?2? 式 () 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 = 8～ 12MPa，取 p = 9MPa。 由 需能 FF ? ， 式 () 及張開力的計算公式： pdPw24??與制動器因數(shù)定義 式 可表示為： ?????ew rrpBFd /4 2? F需， 得rpBF rFd ew ??? ?? ? 42 需 式 () ??wd= 輪缸直徑應(yīng)在 GB7524— 87 標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：， 16， ， 19， 22， 24， 25,28， 30， 32， 35， 38， 40， 45， 50， 55mm。 取得 wd = 輪缸的工作容積 一個輪缸的工作容積： ?? nww dV 1 24 ?? 式 () 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，對鼓式制動器取 ? =2～ 。 1? —— 消除制動蹄 (制動塊 )與制動鼓 (制動盤 )間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器 1? 約等于相應(yīng)制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的 2 倍； 2? —— 因摩擦襯片 (襯塊 )變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片 (襯塊 )的厚度、材料彈性模量及單位壓力計算； 3? ， 4? —— 鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗確定。 可得：一個輪缸的工作容積： 廖械兵：鼓式制動器設(shè)計 30 ?? nww dV 1 24 ?? = 14 ???? mm3 = mm3 全部輪缸的總工作容積 ?? mwVV 1 式 () 式中 m—— 輪缸數(shù)目。 則全部輪缸的總工作容積 V =4 mm3 = mm3 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算 由制動器因數(shù) BF 的表達式（即， PfNfNBF 21?? ） ， 式 () 它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 PRTBF f? 式 () 式中 fT —— 制動器的摩擦力矩； R—— 制動鼓或制動盤的 作用半徑； P—— 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力 (或加于兩制動塊的壓緊力 )的平均值為輸入力。 由張開力計算公式 pdPw24??， 式 () 式中 wd — 制動輪缸直徑 P— 制動輪缸中的液壓壓力， 可得： 張開力 P=（ ） 9N = 由制動器效能因數(shù)的定義，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力 F 能 =BF P R/re = 110/270 = 后軸能產(chǎn)生的制動力 F=2 F 能 =2 = 二 O 一 O 屆車輛工程畢業(yè)設(shè)計 31 F=2F 能 =? F 需 = 故所設(shè)計制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)合理。 制動蹄片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力 與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩 1TfT ， 在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與 1y 軸的交角為 α處，單元面積為 bRdα 。其中 b為摩擦襯片寬度， R為制動鼓半徑， dα為單元面積的包角，如圖 所示。 圖 制動力矩的計算簡圖 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 ??? db