【正文】 ）相連的受熱金屬件（如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等）的總質(zhì)量； dc — 制動鼓（盤）材料的比熱容，對鑄鐵 c=482 /( )J kg K ，對鋁合金c=880 /( )J kg K ； hc — 與制動鼓（盤）相連的受熱金屬件 的比熱容； t? — 制動鼓（盤）的溫升（一次 av =30km/h 到完全停車的強(qiáng)烈制動，溫升不應(yīng)超過 15C? ）； L— 滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，由于制動過程迅速，可以認(rèn)為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后制動力的分配比率給前、后制動器，即 21 212222aaaavLmvLm???????? ??????? 車制動時的初速度，可取 av = maxav ； ?— 汽車制動器制動力分配系數(shù)。 （ 2） 比滑磨功 fL 20 磨損和熱的性能指標(biāo)可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功 fL 來衡量： ][2 2 m a x faaf LAvmL ??? （ ） 式中： am ：汽車總質(zhì)量 ?A ：車輪制動 器各制動襯片的總摩擦面積， ?A 21 22 AA ?? 2cm 27522763002 cm????? ； maxav : smhkmv a /44/160m a x ?? [ fL ]：許用比滑磨功，轎車取 1000J/ 2cm ～ 1500J/ 2cm 。 則 ?1211 221 tAvme a?? 6 0 5 5 0 2 ???? ?? 2/ mmw? 轎車盤式制動器的比能量耗散率應(yīng)不大于 2/mmw ，故符合要求。 19 （ 1）比能量耗散率 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 22121 1()122am v ve tA? ??? （ ） 22122 2()1 (1 )22am v ve tA? ???? （ ） 式中： ? ：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時 02?v ， 1?? ； am ：汽車總質(zhì)量； 1v ， 2v ： 汽車制動初速度與終速度 2/sm ； 計(jì)算時轎車取 sm/ ； t ：制動時間， s ；按下式計(jì)算 jvvt 21?? ?? j ：制動減速度， 2/sm ， 2/ smjgj ?????? 1A ， 2A ：前、后制動器襯片的摩擦面積； 21 7600 mmA ? ,質(zhì)量在 t/ ?的轎車摩擦襯片面積在 2300200 cm? 。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。但試驗(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。 對于減勢蹄同上。 c o s s i nN h P c f f? ? ? ? ? ????? （ ） 將式（ ）代入（ ），得增勢蹄的制動力矩 1TfT 為 ? ?1 1 1 1 1 1/ 39。0xxP S N fP a S c f N? ? ? ? ? ? ??? ? ? ?? （ ） 圖 式中： 1xS — 支承反力在 1x 軸上的投影； 1? — 1x 軸與力 1N 的作用線之間的夾角。 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩 1TfT 可表達(dá)如下： 1 1 1TfT fN L?? （ ） 式中： f — 摩擦系數(shù)（前面以選擇 ）； 1N — 單元法向力的合力； 18 1? — 摩擦力 1fN 的作用半徑。1 1 1 1 11sinsinB C B BBd?? ? ? ?????? ? ? ? （ ） 圖 考慮到 11OA OB R??，則由等腰三角形 11AOB 可知 11 / si n / si nA B R? ? ? （ ） 代入上式，得摩擦襯片的徑向變形和壓力分別為 11 1maxsinsinRdqq? ? ? ?????? （ ） 通過上式可看出摩擦片的徑向變形和壓力都是關(guān)于張開角 ?的正弦函數(shù)。由于 d?角很小，可以認(rèn)為39。BB ，其徑向變形分量是線段 1139。此時摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下，繞支承銷中心 1A 轉(zhuǎn)動 d?角。 （ 1） 制動鼓、制動蹄為絕對剛性體； 17 （ 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。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)。掌握制動蹄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)。選取 f=。一般來說，摩擦系數(shù)愈高的材料，起耐磨性愈差。后者對蹄式制動器是非常重要的。受溫度和壓力的影響小。 （ 5）制動蹄支削中心的坐標(biāo)位置 k 與 c 制動蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸 k應(yīng)盡可能地小，以使尺寸 c盡可能地大，初步設(shè)計(jì)可取 c= 左右，取 c= 。 根據(jù) )2/(900 ?? ??? = ?90 （ ?100 /2） = ?40 16 圖 制動蹄摩擦襯片參數(shù) （ 4）張開力的作用線至制動器中線的距離 a 在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a 盡可 能地大，以提高其制動效能。選取 b=45mm 。 摩擦襯片寬度 b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但 b的尺寸過大則不易保證 與制動鼓全面接觸。包角 ?也不宜大于 120o ，因?yàn)檫^大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 （ 2）制動蹄摩擦襯片的包角 ?及寬度 b 如圖 所示，包角 ?通常在 ?=90 ~120oo范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角?=90o ～ 100o 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最 高。綜上取得制動鼓內(nèi)徑D=235mm ，輪輞直徑 rD =356mm 。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓 D的尺寸。但直徑 D的尺寸受到輪輞直徑的限制 ，而且 D的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的平順性。因只有一個輪缸，故制動器不適合用于有的雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu) [5]。除此之外，兩蹄片上單位壓力不等，故磨損不均勻，壽命不同。 雙向增力式制動器 雙向增力式制動器的兩蹄片端部有一個制動時不同時使用的公用支點(diǎn)，支點(diǎn)下方有一輪 缸，內(nèi)裝兩個活塞用來同時驅(qū)動張開兩蹄片，兩蹄片下方經(jīng)推桿連接成一體。這種制動器只有一個輪缸，故不適合用于雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)，另外由于兩蹄片下部聯(lián)動，使調(diào)整蹄片間隙變得困難。 單向增力式制動器 單向增力式制動器的兩蹄片各有一個固定支點(diǎn)，兩蹄下端經(jīng)推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產(chǎn)生推力張開蹄片。 這種制動器得到比較廣泛的應(yīng)用。除此之外，雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的兩 14 蹄片上單位壓力相等，因而磨損程度相近，壽命相等。由于制動器內(nèi)設(shè)有兩個輪缸，所以適用于雙回路驅(qū)動機(jī)構(gòu)。 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是兩蹄片浮動，用各 有兩個活塞的兩輪缸張開蹄片。這種結(jié)構(gòu)常用于中級轎車的前輪制動器，這是因?yàn)檫@類汽車前進(jìn)制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反。如圖（ c）所示，兩制動蹄各用一個單活塞制動 輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機(jī) 13 件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領(lǐng)蹄式制動器 若在汽車前進(jìn)時兩制動蹄均為領(lǐng)蹄的制動器，則稱為雙領(lǐng)蹄式制動器。其缺點(diǎn)是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，約為 ～ 。因此，作用與兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩應(yīng)分別相等；而作用于兩蹄的張開力 P1 與 P2 則不相等； 且必然有 P1/P21 或 P1P2。非平衡式制動器將對輪轂軸承產(chǎn)生附加的徑向載荷，而且領(lǐng)蹄的摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，故磨損較從蹄的嚴(yán)重。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不相等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂軸承承受。 圖 結(jié)構(gòu)圖 圖 結(jié)構(gòu)圖 對于兩蹄的張開力 P1=P2=P 的領(lǐng)從蹄式制動器結(jié)構(gòu)，如圖（ b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力應(yīng)相等。由圖（ a），（ b） 可見：領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，則相應(yīng)地使領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對調(diào)了。 ③ 制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。 不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有： ① 蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同。 11 第 3章 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式及選擇 鼓式制動器的分類 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)型式有多種，其主要結(jié)構(gòu)型式如圖 31[5]所示，并分述如下。然后確定了本設(shè)計(jì)的汽車的技術(shù)參數(shù)，通過這些參數(shù)，計(jì)算出了要設(shè)計(jì)的制動系統(tǒng)的制動力、制動力分配 系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩、制動器因數(shù)等重要參數(shù)。a,b,c,h,R 及 ?為結(jié)構(gòu)尺寸。 假設(shè)在張力 P的作用下，制動蹄的摩擦襯片與鼓之間作用力的合力 N的B 點(diǎn)上。 對于鉗盤式制動器，設(shè)兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為 P，即制動盤在其兩側(cè)的作用半徑上所受的摩擦力為 2f P ,此處 f 為盤與制動襯塊餓摩擦系數(shù)，于鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 fPfPBF 22 ?? （ ） 對于全盤式制動器，則為 nfBF 2? 式中： f —— 摩擦系數(shù)； n —— 旋轉(zhuǎn)制動盤數(shù)目。 由輪胎與路面附著系數(shù)所決定的前后軸最大附著力矩 。通常上式的比值為轎車 到 ，貨車為 到 [5]。 20gLLh???? （ ） 故取 0 ?? 制動器最大制動力矩 應(yīng)合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。由于車速高，它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí)l(fā)生調(diào)頭 而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況十分嚴(yán)重，所以現(xiàn)在各類汽車的 0? 值都均有增大趨勢。 （ 3）當(dāng) 0??? 時：制動時前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉(zhuǎn)向能力 [2]。 （ 1）當(dāng) 0??? 時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，單失去轉(zhuǎn)向能力。它是 7 制動器動力分配系數(shù)為 ?的汽車的實(shí)際前、后制動器制動力分配線，簡稱 ?線，與汽車?yán)硐氲那?、后制動器動力分配曲線 I 線的交點(diǎn)。 制動 器 的主要參數(shù)的確定及計(jì)算 經(jīng)過預(yù)先在網(wǎng)上對 santana2020 轎車的查詢，對轎車的基本數(shù)據(jù)有了大概的了解然后由指導(dǎo)老師的給定和本人的一些意見最終定了以下數(shù)據(jù)； 表 制動系統(tǒng)整車參數(shù) 整車質(zhì)量 空載 滿載 1550kg 2020kg 質(zhì)心位置 a b 質(zhì)心高度 空載 滿載 軸 距 其 他 最高車速 車輪工作半徑 輪 胎 同步附著系數(shù) 160km/h 370mm 195/60R14 85H 0? = 而對汽車制動性能有重要影響的制動系參數(shù)有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動器最大制動力矩與制動器因數(shù) 等。 通過以上的分析，本次 設(shè)計(jì)主要圍繞行車制動系統(tǒng)和駐車制動 系統(tǒng)來設(shè)計(jì)，而應(yīng)急系統(tǒng)為了節(jié)省成本就利用現(xiàn)有的駐車系統(tǒng)來代替。 在行車制動系統(tǒng)上我選用液壓式，反應(yīng)迅速，性能好。所以我選擇人力為我的制動系統(tǒng)的能源。 （ 3） 伺服制