【正文】 算，使制動力的分配更合理，制動效能得以改善。為達(dá)到結(jié)構(gòu)簡單，作用滯后時間短，選用了液壓式簡單制動作為驅(qū)動機(jī)構(gòu)。 設(shè)計過程中對各種型式的制動器、驅(qū)動機(jī)構(gòu)和分路系統(tǒng)進(jìn)行了分析和比較，最終選定了滑動鉗盤式制動器。汽車工程手冊 187。汽車構(gòu)造 187。汽車?yán)碚?187。汽車設(shè)計 187。此外 ，作用在制動手柄上的力對轎車最大不大于 400N，對貨車不大于 600N；制動手柄行程對轎車最大不大于 160mm，對貨車不大于 220mm。 為了避免空氣侵入制動管路，在計算制動主缸活塞回位彈簧 (同時也是回油閥彈簧 )時，應(yīng)保證踏板放開后，制動管路中仍保持 0． 05— 0． 14MPa 的殘余壓力。 制動踏板工作行程 Sp )( 02021 ?? ??? sis pp 式中， 0s 為主 缸中推桿與活塞間的間隙，一般取 01? =1． 5～ 2． 0mm； 02? 為主缸 30 活塞空行程，即土缸活塞從不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。 制動踏板力應(yīng)滿足以下要求：最大踏板力一般為 500N(轎車 )或 700N(貨車 )。 主缸的直徑 do 應(yīng)符合 ZB／ TT24008— 90中規(guī)定的尺寸系列。 制動主缸應(yīng)有的工作容積為 Vo=V+V’ ，式中 ,V’ 為制動軟管的容積變形。 在初步設(shè)計時，對鼓式制動器可取δ i=～ 。輪缸直徑d應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，詳見 GB7524— 87附錄 B表 B2。 液壓制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算 制動輪缸直徑 d 的 確定 制動輪缸對制動蹄 (塊 )施加的張開力 Fo 與輪缸直徑 d 和制動管路壓力 p 的關(guān)系為 pFd ?04? 制動管路壓力一般不超過 10— 12MPa，對盤式制動器可更高。 LL型和 HH 型的剩余總制動力可達(dá)正常值的 50％左右。 HI、 HH、 LL 型結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負(fù)值 (達(dá)20mm)的汽車上。直行制動時任一回路失效，剩余總制動力都能保持正常值的 50％。對于采用前輪驅(qū)動因而前制動器強(qiáng)于后制動器的轎車，當(dāng)前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴(yán)重不足(小于正常情況下的一半 )，并且若后橋負(fù)荷小于前軸，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。 Ⅱ型的管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸 (或單制動氣室 )鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是貨車上用得最廣泛。 5)雙半軸對雙半軸 (HH)型，如圖 51e 所示。 3)一軸半對半軸 (H1)型，如圖 51c 所示，兩側(cè)前制動器的半數(shù)輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬于另一回路。 雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的五種分路形式： 圖 51 分 路系統(tǒng) 1)一軸對一軸 (Ⅱ )型，如圖 51a 所示，前軸制動器與后橋制動器各用一個回 28 路 (“Ⅱ型”是其形象的簡稱，下同 )。真空伺服制動多用于總質(zhì)量在 1． 1～ 1． 35t 以上的轎車和裝載質(zhì)量在 6t 以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動則廣泛用于裝載質(zhì)量為 6～ 12t 的中、重型貨車，以及少數(shù)幾種高級轎車上。真空伺服制動的伺服用真空度 (負(fù)壓 )一般可達(dá) 0． 05— 0． 07MPa；空氣伺服制動的伺服氣壓一般能達(dá)到 0． 6～ 0． 7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑 比真空伺服氣室的小得多。 按伺服力源不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。 伺服制動系 伺服制 動的制動能源是人力和發(fā)動機(jī)并用。但結(jié) 27 構(gòu)相當(dāng)復(fù)雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應(yīng)用并不廣泛。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進(jìn)行若干次制動。 開式 (常流式 )系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負(fù)荷情況下由液壓泵經(jīng)制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動 時，則借閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓并傳人輪缸。但因結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。 用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源而構(gòu)成的氣頂液制動，也是動力制動。氣壓 制動在總質(zhì)量 8t 以上的貨車和客車上得到廣泛應(yīng)用。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其 氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關(guān)系，在動力制動中便不復(fù)存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐獭? 動力制動系 動力制動即利用發(fā)動機(jī)的動力轉(zhuǎn)化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在 管路中形成氣泡，嚴(yán)重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。 液壓式簡單制動 (通常簡稱為液壓制動 )用于行車制動裝置。機(jī)械式完全靠桿系傳力，由于其機(jī)械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左 、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。 簡單制動系 簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。 第 5 章 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇與設(shè)計計算 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)型式 制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)將來自駕駛員或其它力源的力傳給制動器，使之產(chǎn)生制動力矩。 摩擦襯塊的磨損特性的驗算 輕型汽車的盤式制動器在下列的實驗標(biāo)準(zhǔn)下其比能量耗散率應(yīng)不大于 6 w/mm2 按照試驗標(biāo)準(zhǔn) v1=80km/h=,ma=1860kg ,β m=。那么盤式制動器制動力矩為： eRFfM ??? 021? 為了保證汽車有良好的制動穩(wěn)定性，汽車前輪先抱死，后輪后抱死（滿載時 候）則汽車的前輪制動器的產(chǎn)生的制動力矩等于前輪的附著力矩。 平原地區(qū)，0?取大些；山區(qū)0?取小些。 單胎，0?抗滑性能差，取大些；雙胎，0?抗側(cè)滑強(qiáng)取小一些。 第 4 章 制動器的設(shè)計計算 原始數(shù)據(jù)和技術(shù)參數(shù) 裝備質(zhì)量 1310kg （ G1=750 ㎏； G2=560 ㎏ ） 滿載質(zhì)量 1860Kg （ G1=870 ㎏； G2=990 ㎏） 空載時 616mm 滿載時 580mm 軸距 2513mm 輪胎 195/65 R15 91V 21 圖 41 制動時的汽車受力圖 參數(shù)選擇以及數(shù)據(jù)計算 盤式制動器主要參數(shù)的確定 制動 盤直徑 D 輪輞直徑為 15 = 取 367mm 制動盤直徑為 70%～ 79%輪輞直徑 即： ～ 取 270mm 制動盤厚度 h 選擇通風(fēng)式制動盤 h=25 ㎜ 摩擦襯塊外半徑 R內(nèi)半徑 R1 根據(jù)制動盤直徑可確定摩擦襯塊外徑 R2=130 ㎜ 考慮到 R2/ R1＜ ，可選取 R1=92mm，則 R2/ R1=＜ 摩擦塊磨損均勻性驗證 假設(shè)襯塊的摩擦表面全部于制動盤接觸，而且各處單位壓力均勻，則制動器的制動力矩為 RfFM ?? 2? f 為摩擦因素 ,F0 為單側(cè)制動塊對制動盤 的壓緊力， R 作用半徑 在實際的計算過程中， R 值我們?nèi)∑骄?Rm就可以了，設(shè)襯塊的與制動盤之間的單位壓力為 p,則在任意微元面積 RdRdφ 上的摩擦力對制動盤的中心的力矩為fpR2dRdφ ,而單側(cè)制動塊加于制動盤的制動力矩應(yīng)為： ?? ?? dR dfpRRR 221M ????? 22 單側(cè)襯塊加于制動盤的總摩擦力為： ? ??? ??? ?21RR fpRdRdfF 所以有效半徑： mmRRRRfFM 113=)(3 )(2=2/=R 21223132e ???? 平均半徑為： mmRRR m =2= 21 ? 因為 │ Re Rm│ =, Rm 和 Re 之間相差不大，所以可以得出摩擦襯塊和制動盤之間 的單位壓力分布均勻，摩擦塊的磨損較為均勻。 它是也用于描述地面附著條件的利用程度，并說明實際制動力分配的合理性。 后輪剛要抱死時，后輪地面制動力和地面法向反作用力 m g zdtdumFF bx )1()1(22 ??? ????? （ 317） )( 12 gz zhLLmgF ?? （ 318） 將式（ 317）和式 (318)代入式（ 313），則 )(1)1(1222gzxbzhLLzFF???? ?? （ 319） 對于已知汽車總質(zhì)量 m 、軸距 L 、質(zhì)心位置 1L 、 2L 、 gh 等結(jié)構(gòu)參數(shù)，則可繪制出利用附著系數(shù) i? 與制動強(qiáng)度 z 的關(guān)系曲 線圖。為了定量說明地面附著條件的利用程度，定義利用附著系數(shù)為 FziFxbii ?? , 2,1?i 設(shè)汽車前輪剛要抱死或前、后輪同時剛要抱死時，汽車產(chǎn)生的減速度 zgdtdu?（或表示為 zdtdug ?1 ），則由式（ 31）得前輪地面法向反作用力為 )( 21 gz zhLLmgF ?? （ 314） 19 前輪制動器制動力和地面制動力為 m gzdtdumFF xb ??? ??? 11 （ 315） 將式（ 314）和式 (315)代入式（ 313），則 )(1 211就是說，只有在 0??＝ 的路面上，地面的附著條件才能被充分地利用。由前述可知，若汽車在具有同步附著系數(shù) 0? 的路面上制動，汽車的前、后輪將同時達(dá)到抱死的工況，此時的制動強(qiáng)度 0??z 。為保證有足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌 號不應(yīng)低于 HT 制動盤工作面的加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求：平面度允差為 0． 012mm，表面粗糙度為— m，兩摩擦表面的平行度不應(yīng)大于 0． 05mm，制動盤的端面圓跳動不應(yīng)大于 0． 03mm。 應(yīng)當(dāng)指出，若 m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠(yuǎn)，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設(shè)條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。 故有效半徑為 Re=Mμ /2fFo=2(R23R13)/3(R22R12) 18 可見，有效半徑 Re 即是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。 對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽?，?R 等于平均半徑 Rm，或有效半徑 Re，在實際上已經(jīng)足夠精確。設(shè)汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動，此時汽車前、后輪同時抱死，將式（ 36）代入式（ 310），得 ?????? ???? 11221 ＝gghL hLFF （ 312） 整理后，得出 ghLL 20 ?? ?? （ 313） 制動器的制動力矩 假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為 M181。 同步附著系數(shù)說明，前后制動器制動力為固定比值的汽車，只能在一種路面上，即在同步附著系數(shù)的路面上才能保證前后輪同時抱死。它表示具有固定 ? 線的汽車只能在一種路面上實現(xiàn)前、后輪同時抱死。它是實際前、后制動器制動力實際 分配線，簡稱為? 線。 具有固定比值的前、后制動器制動力與同步附著系數(shù) 兩軸汽車的前 、后制動器制動力的比值一般為固定的常數(shù)。 16 I 曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力的理想分配曲線。 根據(jù)方程組（ 36）的兩個方程也可直接繪制 I 曲線。 在任何附著吸塵的路面上前、后輪制動器同時抱死，則前、后制動器制動力必定等于各自的附著力，且前、后制動器制動力（或地面制動力）之和等于附著力，即 ?????????221121zzFFFFmgFF??????? （ 35） 將式（ 35）中的第二公式除以第三個公式，并將式（ 34）代入，有 ???????????ggzz hL hLFFFFmgFF???