【正文】 40 。 [2]! RajendraSingh . Analyticalinvestigationofstickslipmotionsincoupled brakedrivelinesystems[J] NonlinearDyn(2021)50:463(R)C48 ； [3]甘乃添 . 汽車電子感應(yīng)制動(dòng)控制系統(tǒng)的控制規(guī)則研究與仿真 [D].廣東工業(yè)大學(xué) .2021； [4]王望 予 ,汽車設(shè)計(jì)（第 4 版） [M],吉林大學(xué)；機(jī)械工業(yè)出版社， ； [5]余志生主編 ,汽車?yán)碚摚ǖ?4 版） [M],清華大學(xué) :機(jī)械工業(yè)出版社 ,； [6]方泳龍 ,制動(dòng)理論與設(shè)計(jì) [M],北京：國防工業(yè)出版社 .； [7]朱利安 哈皮安 史密斯主編；現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)概論 [M],北京：化學(xué)工業(yè)出版社 ,； [8]齊志鵬主編 。這些還需要在以后的學(xué)習(xí)中繼續(xù) 改正。 一是由于各參考文獻(xiàn)上的數(shù)據(jù)和公式并不一致，導(dǎo)致有些圖形和字母并不能完全吻合對(duì)應(yīng)。這樣更能準(zhǔn)確的分析這個(gè)制動(dòng)器的合理性。 本文針對(duì)豪華型大客車的標(biāo)準(zhǔn)車型深入研究，根據(jù)參數(shù)計(jì)算該車的氣壓制動(dòng)系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的凸輪式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)。 11 結(jié)論 目前 ， 我國交通事故由于制動(dòng)器磨損而導(dǎo)致的屢見不鮮。 本設(shè)計(jì)采用的是活塞式制動(dòng)氣室，制動(dòng)氣室輸出的推桿推力 Q 應(yīng)保證制動(dòng)器制動(dòng)蹄所需的張開力。膜片式的結(jié)構(gòu)簡單，對(duì)室壁的加工精度要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的行程較少，膜片壽命也不及活塞式的。 制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的工作可靠性，保證行車安全，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的系統(tǒng)，即應(yīng)是雙回路系統(tǒng)，也就是說應(yīng)將汽車的全部行車制動(dòng)器的管路分為兩個(gè)或 更多個(gè)相互獨(dú)立的回路，以便當(dāng)一個(gè)回路發(fā)生故障失效時(shí)，其他完好的回路仍能可靠地工作。在簡單制動(dòng)系中的踏板力與其行程間的反比關(guān)系在動(dòng)力制動(dòng)系中不復(fù)存在，因此，此處的踏板力較小且可有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐獭? 簡單制動(dòng)系即人力制動(dòng)系，是靠司機(jī)作用于制動(dòng)踏板上或手柄上的力來作為制動(dòng)力源。 10 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 根據(jù)制動(dòng)力源的不同，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)可分為簡單制動(dòng)、動(dòng)力制動(dòng)和伺服制動(dòng)三大類。 36 圖 51 汽車制動(dòng)蹄間隙調(diào)整臂 制動(dòng)器主要零部件的強(qiáng)度計(jì)算 制動(dòng)凸輪軸的計(jì)算 當(dāng)汽車制動(dòng)時(shí)，凸輪軸承受轉(zhuǎn)矩作用。 采用凸輪張開裝置時(shí)，制動(dòng)器的工作間隙可通過轉(zhuǎn)動(dòng)凸輪相對(duì)于制動(dòng)臂的位置來實(shí)現(xiàn)，而制動(dòng)臂的位置則保持不變?？紤]到在制動(dòng)過程中摩擦副可能產(chǎn)生熱變形和機(jī)械變形，因此，制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)設(shè)的間隙要通過實(shí)驗(yàn)來確定。一般來說，鼓式制動(dòng)器的設(shè)定間隙在 ~。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車。 摩擦材料 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高爾穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應(yīng)在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應(yīng)有好的耐磨性，低的吸水率，低的壓縮率、低的熱傳導(dǎo)率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良?xì)怏w，應(yīng)盡量采用污染小和對(duì)人體無害的摩擦材料。凸 輪及其軸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(dòng)底板上。 35 制動(dòng)蹄的支承 支承銷由 45 號(hào)鋼制造并高頻淬火。客車則采用可鍛鑄鐵 KTH37012 的制動(dòng)底板。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，因此它具有足夠的剛度。 本設(shè)計(jì)中，制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度為 7mm，摩擦襯片的厚度 取 10mm，襯片鉚接在制動(dòng)蹄上。摩擦襯片的厚度，轎車多為 ~5mm；貨車多為 8mm 以上。本設(shè)計(jì)選用的端面為工字形。制動(dòng)蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀應(yīng)保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動(dòng) 蹄腹板上有時(shí)開一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與制動(dòng)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(dòng)時(shí)的尖叫聲。本設(shè)計(jì)中，制動(dòng)鼓的壁厚選為 15mm。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但實(shí)驗(yàn)表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 時(shí)，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圓的加強(qiáng)肋條，也常加鑄一些軸 向肋條以提高其散熱性能。鼓筒變形后的不圓柱度過大時(shí)也易引起制動(dòng)器的自鎖或踏板振動(dòng)。本設(shè)計(jì)采用的是灰鑄鐵 HT200 制造的制動(dòng)鼓。制動(dòng)鼓的材料應(yīng)與摩擦襯片材料一致，以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。 雙軸汽車單個(gè)前輪和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率可用以下公式計(jì)算： ? ?211121211221 122aamvetAmvetA????? ? ? v1取 18m/s， 1 2 1v v vtjj???， t= 計(jì)算得： e1=， e2=根據(jù)鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率不大于 ，故符合規(guī)定。 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。但實(shí)驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為 ?sin21 eagrm；中央駐車制動(dòng)器的制動(dòng)力矩上限為 0/sin igrm ea ? ， 0i 為后驅(qū)動(dòng)橋主減速比 。其中 b為摩擦襯片寬度， R 為制動(dòng)鼓半徑， ?d 為單元面積的包角，如圖 52所示。 31 在計(jì)算鼓式制動(dòng)器 時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。 應(yīng)該指出，由上述理論分析所獲得的結(jié)果與實(shí)際情況比較相近，也就是說，用上述壓力分布規(guī)律計(jì)算所得的摩擦力矩與實(shí)際使用中所得摩擦力矩有極大的相關(guān)性。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為 ?sinCq? (C 也為一常數(shù) )。圖中表明在第 11次制動(dòng)后形成的單位 面積壓力仍為正弦分布 ?sin132?q 。根據(jù)國外資料 [2]，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式 fqvKW 11 ? 式中 W1 —— 磨損量； K1 —— 磨損常數(shù)； f —— 摩擦系數(shù)； q—— 單位壓力； v —— 磨擦襯片與制動(dòng)鼓之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度。的徑向線上。 單自由度的制動(dòng)蹄如圖 31 所示，制動(dòng)蹄在張開力 P 作用下繞支承銷 O?點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為 ?? ，則蹄片上某任意點(diǎn) A 的位移 AB 為 AB = AO? 掌握制動(dòng)蹄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)。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r片 (襯塊 )的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小。 制動(dòng)器間隙 制動(dòng)鼓 (制動(dòng)盤 )與摩擦襯片 (摩擦襯塊 )之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作作間隙，以保證制動(dòng)鼓 (制動(dòng)盤 )能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車。 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓 和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無害的摩擦材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于 250℃時(shí)，保持摩擦系數(shù) f =～ 已無大問題。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常 重要的。 制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)位置是 k 與 c 如圖 21 所示，制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸 k 是應(yīng)盡可能地小，以使尺寸 c盡可能地大，初步設(shè)計(jì)可暫定 c==128mm， k=30mm。 張開力 P 的作用線至制動(dòng)器中心的距離 ? 在保證制動(dòng)輪缸或凸輪能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 ? 盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。一般是將襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，并令)2/(900 ?? ??? =300。 27 圖 34 根據(jù)單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積 A=Rbβ，求出 A=803cm2，符合規(guī)定。如表 34所示。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù) QC/T 309— 1999 制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng) 蹄 片 寬 度 尺 寸 系 列 ， 選 取 摩 擦 襯 片 寬 度 b ， 初 取 b=120mm 。 摩擦片寬度 b 較大可以降低單位壓力、減小磨損，但 b的尺寸過大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。因?yàn)檫^大不僅不利于散熱， 而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。再減小 β 雖然有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。 ~100176。 ~120176。制動(dòng) 鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的艱辛，此間隙一般不應(yīng)小于 20mm~30mm，以利于通風(fēng)散熱，由此間隙要求及輪輞尺寸可求得 D 的尺寸。 制動(dòng)鼓直徑 D 或半徑 R 當(dāng)輸入力 P一定時(shí)，制動(dòng)鼓的內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，切散熱性能越好。制動(dòng)器因數(shù) BF 對(duì)摩擦系數(shù) f 的敏感性可由 dBF／ df 來衡量，因而 dBF／ df 稱為制動(dòng)器的敏感度。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺寸的 在制動(dòng)過程中，襯片 (襯塊 )的溫度、相對(duì)滑動(dòng)速度、壓力以及濕度等因素的變化會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。 對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbNfcPh 由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 13013026011 ???????????????????????????????bcffbhPNfBFT (127) 當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力 Nf 的方向與圖 14所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbNfcPh 由上式得從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 13013026012 ???????????????????????????????bcffbhPNfBFT (128) 24 由式 (127)可知：當(dāng) f 趨近于占 b／ c 時(shí)，對(duì)于某一有限張開力 P，制動(dòng)鼓摩擦力趨于無窮大。這一法向力引起作用于制動(dòng)蹄襯片上的摩擦力為 Nf ， f 為摩擦系數(shù)。 對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為 1P 、 2P ，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動(dòng)鼓工作半徑為 R，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為 1TfT 和 2TfT ，則兩蹄的效能 因數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為：