【正文】 若此時貯氣罐中的相對壓力為 cp ，則制動前由貯氣罐 制動管路 制動氣室系統(tǒng)中空氣的絕對壓力與容積的乘積之總和為 ： 。 ?? ??? 31028%)50%25( cmVV sg ?????????? （ 45） 制動前貯氣罐與制動管路、制動氣室隔絕。貯氣罐上裝有安全閥，貯氣罐底裝有放水 閥。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。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。 這里取 ? =。 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。 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。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?；钊街苿託馐业男谐梯^長，推力一定，但有摩擦損失。 制動氣室 制動氣室有膜片和活塞式兩種。 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。為了在空氣壓縮機停止工作的時間 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，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。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。單缸空氣壓縮機 21 輸出的壓縮空氣 首先經(jīng)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(jīng)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(jīng)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。圖 41 為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。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 。 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 。 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。支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。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。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 。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。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。 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。 4）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能。 2）耐磨性好。 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。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開。 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(jīng)高頻淬火處理。 重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH370— 12 的制動底板。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。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。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為 3mm5mm；貨車的約為 5mm8mm。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。 制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。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。其許用不平衡度對轎車為 15Ncm20Ncm；對貨車為 30Ncm40Ncm。 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(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。為防止這些現(xiàn)象需提高制動鼓的剛度。 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。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。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。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。 應急制動 應急制動時 ，后輪都將抱死滑移，故后輪制動力為 = 此時所需的后輪制動力矩為 = 式中， gma 為汽車滿載重力， L 為軸距， 1L 為汽車質心到前軸 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。 α′ = arc tan∮ L1/(L+∮ hg) = arc tan[ (+ )] =176。 鼓式制動器的比能 量耗散率以不大于 [2]。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片 (襯塊 )摩擦面積的每單仿時間耗散的能量。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制 動盤的表面溫度比制動鼓的高。這就是所謂制動器的能量負荷。此時，由于制功時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中。 從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能 (動能和勢能 )的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。 因此在理論上計算磨損性能極為困 難。 ])2s i n2s i n2( )2c os2(c osa rc t a n[ ``` ```1 ??? ?? ??? ???o )( 1`11` ????? ??? fcR c ?? 所以 制動器不會自鎖，合格。 如果 f ﹤ c′ cosδ 1 /(R1 c′ Sinδ 1) 就不會自鎖。 汽車制動力總和 F與整車質量 ma 的百 分比 ： %60%97%10022021/21360/ ????amF 則可知該制動力符合標準。 )t a ns i ns i na rc t a n( ???? ??? ??? 176。 將以上所計算得到的數(shù)值代入式（ 32）中可得出 ?tK 20 （ 2）從蹄制 動效能因數(shù) 2tK ，其公式為 )1s inc osc os/( `2 ?? ??? ?? KK t ?????????? （ 33） 式中 )168168(/)(/ ?????? ReaRh? ???? RcaRfK 221 ???? ca cfc? 176。 )tansinsinar cta n( ???? ??? ??? 176。 （ 1）領蹄 假定蹄鼓之間的單位壓力是沿周向均勻分布的，這一假定與實際情況相差較遠，據(jù)此算出的制動力矩較實際數(shù)值大，根據(jù)上面的分析計算可知，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)學推導得領蹄效能因數(shù)為 1tK )1s inc os c os/(1 ?? ??? ?? KK t ?????????? （ 32） 式中 )168168(/)(/ ?????? ReaRh? ????? RcaRfK 40arcsinarcsinarcsin 22221 ?????? ca cfc? 176。對于一定結構型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉向 ，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 tK 即可確定。為此必需先求出制動蹄的效能因數(shù)，而后求制動力矩。 所以摩擦襯片表面的徑向變形為 δ 1=B1C1=A1B1Sin r1dr OA1≈ OB1=R A1B1/Sin α =R/Sin r δ 1= R Sin α dr 由此公式 可 看出蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。 如圖 32。 摩擦襯片的型號及性能如表 33[3] 表 33 內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 Shoe brake linings Model Properties and Applications 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荷車 SY0204 2050 主要用于中型載重汽車 SY9002 2050 主要用于重型載貨汽車 由表 33選取 SY9002 規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為 18 鼓式制動器的 計算 計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 除摩擦片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支撐也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。初步設計時暫定 e==168mm 摩擦襯片的型號及摩擦系數(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。 制動蹄支撐點位置坐標 a 和 c 應在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，使 a 盡可能大而 c 盡可能小。 100176。 初選 AP =1000/2=500cm2 則 b= AP /R? =，根據(jù) ZBT24005— 89 選取 b=240mm 摩擦襯片起始角β 0 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 β 0=100176。摩擦襯片寬 b 和包角 ? 便決定