【正文】 ；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(wú)害的材料。許多盤(pán)式制動(dòng)器裝有襯塊磨損達(dá)極限時(shí)的警報(bào)裝，以便及時(shí)更換摩擦襯片?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。 制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起?；钊设T鋁合金或鋼制造。一般多在鉗體中加工出制動(dòng)油缸，也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。其外緣留有開(kāi)口，以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊。 本設(shè)計(jì)采用通風(fēng)式制動(dòng)盤(pán)。制動(dòng)盤(pán)的工作表面應(yīng)光滑平整。后一種的圓柱部分長(zhǎng)度取決于布置尺寸。由于采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)器，缸體材料采用HT250的鑄鐵，兩個(gè)活塞推動(dòng)。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封?；钊射X合金制造。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。本設(shè)計(jì)為了使具有支承銷(xiāo)的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，采用支承銷(xiāo)。具有長(zhǎng)支承銷(xiāo)的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—18)件。例如采用偏心支承銷(xiāo)或偏心輪。 制動(dòng)蹄的支承 二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。 制動(dòng)底板制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車(chē)的約為3—5mm；貨車(chē)的約為5～8mm。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車(chē)鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開(kāi)有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。捷達(dá)屬于乘用車(chē)，因此本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓采用HT200灰鑄鐵鑄造，制動(dòng)鼓壁的厚度選取12mm。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車(chē)為7～12mm，中、重型貨車(chē)為13～18mm。制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。中型、重型貨車(chē)和中型、大型客車(chē)多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓((a))；輕型貨車(chē)和一些轎車(chē)則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓((b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓((c))在轎車(chē)上得到了日益廣泛的應(yīng)用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。單個(gè)后輪駐車(chē)制動(dòng)器的制動(dòng)上限為N?m 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過(guò)極限值。 駐車(chē)制動(dòng)計(jì)算，由此可得出汽車(chē)上坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為： ()同樣可求出汽車(chē)下坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為： () 汽車(chē)在坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖根據(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，即由 ()求得汽車(chē)在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 ()汽車(chē)在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 ()一般對(duì)輕型貨車(chē)要求不應(yīng)小于16%~20%，汽車(chē)列車(chē)的最大停駐坡度約為12％左右。 制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿(mǎn)足如下條件 ()式中：——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量；——與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量；——制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482 J/（kg?K），對(duì)鋁合金c=880 J/（kg?K）；——與制動(dòng)鼓(盤(pán))相連的受熱金屬件的比熱容；——制動(dòng)鼓(盤(pán))的溫升(一次由=30km/h到完全停車(chē)的強(qiáng)烈制溫升不應(yīng)超過(guò)15℃)；L——滿(mǎn)載汽車(chē)制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過(guò)程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即 ()式中 ——滿(mǎn)載汽車(chē)總質(zhì)量；——汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的初速度；——汽車(chē)制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。比能量耗散率過(guò)高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤(pán)的龜裂。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 ()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；=18m/s；——制動(dòng)減速度，m/s2，計(jì)算時(shí)取=；——制動(dòng)時(shí)間，s；Al，A2——前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積；——制動(dòng)力分配系數(shù)。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(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車(chē)全部動(dòng)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。由求得：N則單位壓力 N?m N?m因此盤(pán)式制動(dòng)器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計(jì)要求。當(dāng)。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。盤(pán)式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤(pán)接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　（）式中：　——摩擦系數(shù)；N——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤(pán)的壓緊力()；R——作用半徑。由式()和式()可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為： ()==式中：，——；，——；——摩擦襯片寬度；——摩擦系數(shù)。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （）由式（）和式（）知====對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，所需的張開(kāi)力為N?m ()計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無(wú)自鎖的可能，由式()得出自鎖條件。如果將()看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（）有： ()因此對(duì)于領(lǐng)蹄： ()==式中：。為了求得力與張開(kāi)力的關(guān)系式，寫(xiě)出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： ()式中：——軸與力的作用線(xiàn)之間的夾角；——支承反力在工：軸上的投影。 張開(kāi)力計(jì)算用圖增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： ()式中:——單元法向力的合力；——摩擦力的作用半徑()。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積的包角。 整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)為 支承銷(xiāo)式制動(dòng)蹄 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩鼓式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩在計(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。 制動(dòng)蹄摩擦力矩分析計(jì)算計(jì)算沿摩擦片全長(zhǎng)總的摩擦力矩 T=R sind=R(coscos) （）由公式()導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)由于導(dǎo)出過(guò)程的繁瑣，下面對(duì)支承銷(xiāo)式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算。，所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。 制動(dòng)器因數(shù)及摩擦力矩分析計(jì)算 如前所述，通常先通過(guò)對(duì)制動(dòng)器摩擦力矩計(jì)算的分析，再根據(jù)其計(jì)算式由定義得出制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系： （）式中：——磨損常數(shù)。 作為磨損函數(shù)的壓力分布值。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。的徑向線(xiàn)上。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，徑向壓縮為 制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡(jiǎn)圖=因?yàn)闉槌Ａ?，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫(xiě)成 ()式中：——摩擦片上單位壓力。，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的位移為=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)。取摩擦襯塊外半徑，內(nèi)半徑 則摩擦襯塊半徑選取符合要求。 摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑。摩擦襯塊工作面積A 推薦根據(jù)制動(dòng)器摩擦襯塊單位面積占有的汽車(chē)質(zhì)量在范圍內(nèi)選取。為使質(zhì)量不致太大，制動(dòng)盤(pán)厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫升，制動(dòng)盤(pán)厚度又不宜過(guò)小。制動(dòng)盤(pán)直徑D制動(dòng)盤(pán)直徑D希望盡量大些，這時(shí)制動(dòng)盤(pán)的有效半徑得以增大，就可以降低制動(dòng)鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取=。所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為。摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片