【正文】 ,使非簧載質(zhì)量增大 。汽車在行駛過程中駕駛員要經(jīng)常使用制動(dòng)器，為了減輕駕駛員的工作強(qiáng)度，目前汽車基本上都采用了伺服制動(dòng)系統(tǒng)或動(dòng)力制動(dòng)系統(tǒng)。 5 2 制動(dòng)系的 總體 設(shè)計(jì) 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求 1） 能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。 2）具有足夠的制動(dòng)效能。 3）工作可靠。 行車 制動(dòng)裝置的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的管路，當(dāng)其中一套失效時(shí)，另一套應(yīng)保證汽車制動(dòng)效能不低于正常值的 30%；駐車制動(dòng)裝置應(yīng)采用工作可靠的機(jī)械式制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。 制動(dòng)器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數(shù)急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現(xiàn)象。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復(fù)迅速。某些越野汽車為了防止水相泥沙侵入而采用封閉的制動(dòng)器。 即以任何速度制動(dòng)，汽車都不應(yīng)當(dāng)失去操縱性和方向穩(wěn)定性。否則當(dāng)前輪抱死而側(cè)滑時(shí)，將失去操縱性；后輪抱死而側(cè)滑甩尾，會失去方向穩(wěn)定性；當(dāng)左、右輪的制動(dòng)力矩差值超過 15％時(shí)，會發(fā)生制動(dòng)時(shí)汽車跑偏。 6）制動(dòng)效能的熱穩(wěn)定性好。 8）作用滯后的時(shí)間要盡可能地短。 10)與懸架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，在車輪跳動(dòng)、汽車轉(zhuǎn)向時(shí)不會引起自行制動(dòng)。 12）制動(dòng)系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長、制造成本低，對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求 ]1[ 。 令 ff eTF r? ???????????? （ 22） 并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，他是在車輪周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因?yàn)橛址Q為制動(dòng)周緣力。即 fF 取決于制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪有效半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。但地面制動(dòng)力 BF 受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力 F? 即 BF F Z? ??? 或 maxBF F Z? ??? 式中 ? —— 輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z—— 地面對車輪的法向反力。此后制動(dòng)力矩 fT 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而 /f f eF T r? 即成為與 BF 相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的 周緣力的極限值。 圖 2— 1 制動(dòng)力與蹋板力 FP 關(guān)系 Figure 21 Braking force and ta board strength FP relations 8 直至 20 世紀(jì) 50年代，當(dāng)時(shí)道路條件還不是很好，汽車行駛速度也不是很高，后輪抱死側(cè)滑的后果也不是顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)重，因此往往將 0? 值定的較低，即處于常附著系數(shù)范圍的中間較偏區(qū)段。由于車速高，它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí){(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性。因此各類轎車和一般載貨汽車的 0? 值有增大的趨勢滿載時(shí)的同步附著系數(shù)，貨車取 0 ?? 。 汽車減速度為： 0/du dt qg g???=?=， 即 0q ?? , q —— 制動(dòng)強(qiáng)度 附著系數(shù)利用率 ? （或附著力利用率）來表達(dá)， ? 可定義為 BF qG? ???? 式中 BF —— 汽車總的地面制動(dòng)力； G —— 汽車所受重力； q —— 制動(dòng)強(qiáng)度； 根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力 1Z ， 2Z 為： 12 234 3) ( 000)( 21 ???????? dtdughLLG g????????? （ 23） 152056) ( )( 12 ???????? dtdughLLG g???????? （ 24） 式中： G—— 汽車 所受重力 L—— 汽車軸距 L1—— 汽車質(zhì)心離前軸距離 L2 —— 汽車質(zhì)心離后軸距離 gh —— 汽車質(zhì)心高度 g—— 重力加速度 9 dtdu—— 汽車制動(dòng)減速度 m/s2 汽車總的地面制動(dòng)力為： 21 ??????? GqdtdugGFFF BBB 式中 1BF —— 前軸車輪的地面制動(dòng)力 2BF —— 后軸車輪的地面制動(dòng)力 由上面兩式可求得前后軸車輪附著力為： )( )()( 221?????????? ??? ggB qhLLGLhFLLGF )( )()( 112 ?????????? ??? ggB qhLLGLhFLLGF 上式表明：汽車在附著系數(shù) ? 為任一確定值的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常數(shù)，而是制動(dòng)強(qiáng)度 q 或總制動(dòng)力 F? 的函數(shù)。 在以上三種情況中，顯然是 （ 3） 情況的附著條件利用得最好。 將上式繪成以1fF，2fF為坐標(biāo)的曲線，即為理想的前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡稱 I曲線， 如圖 圖 2— 2 載貨汽車的 Ⅰ 曲線與 β線 Figure 22 TruckⅠ Curve and beta line 如圖，如果汽車前、后制動(dòng)器的 制動(dòng)力1fF，2fF能按 I 曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數(shù) ? 的路面上制動(dòng)時(shí)，都能是前、后車輪同時(shí)抱死。 前面已分別給出了制動(dòng)強(qiáng)度 q 和附著系數(shù)利用率 ? 根據(jù)所選定的同步附著系數(shù) 0? 求得： ????? ???????????? （ 25） 11 1? =L hL g01 ?? 進(jìn)而求得： qhLLGGqFF gBB )( 021 ??? ???? qhLLGGqFF gBB )012 ()1()1( ??? ?????? 當(dāng) 0??? 時(shí)， 11B FF ?? ， 22B FF ?? ，故 ?GFB? ， q=? ， 1?? 當(dāng) 0??? = 時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即11 ?FFB ? 由上面的式得： )( )( 02 2 ???? ??????? gB hL GLF ?? ?????????（ 26） q= )( )( 02 2 ???? ???? ghL L ?? ? )( )( 02 2 ???????? ghL L ??? 當(dāng) ???? ，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即22 ?FFB ? 有上面的式得： )( )( 01 1 ???? ??????? gB hL GLF ?? ?????????（ 27） q= )( )( 01 1 ???? ???? ghL L ?? ? )( )( 01 1 ???????? ghL L ??? 對于 ? 值恒定的汽車，為使其在常遇到附著系數(shù)范圍內(nèi) ? 不致過低，其 0? 值總是選得小于可能遇到的最大附著系數(shù)。 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 為了保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性應(yīng)合理地確定前后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的 。當(dāng) 0??? 時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度 q?? ，故所需的后軸和前軸的最大制動(dòng)力矩為 egf rqhLLGT ?)( 1m a x2 ?? ???????????? （ 213） = )( ????? = mN? m ax2m ax1 1 ff TT ???? ???????????? （ 214） = ?? = mN? 式中： ? —— 該車所能遇到的最大附著系數(shù) q—— 制動(dòng)強(qiáng)度 r—— 車輪有效半徑 一個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為上列公式 計(jì)算結(jié)果的值 一半 。一般制動(dòng)器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動(dòng)力矩，使后者的旋轉(zhuǎn)角速度降低．同時(shí)依靠車輪與路面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動(dòng)力，以使汽車減速。電磁式制動(dòng)器雖有作用滯后性好、易于 連接而且接頭可靠等優(yōu)點(diǎn)，但因成本高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車商上用作車輪制動(dòng)器或緩速器；液力式制動(dòng)器一般只 用作緩速器。凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦作用產(chǎn)生制動(dòng)力矩的制動(dòng)器動(dòng)器，都稱為摩擦制動(dòng)器。 摩擦制動(dòng)器可分為鼓式和盤式兩大類。 旋轉(zhuǎn)元件同裝在車輪或半軸上，即制動(dòng)力矩分別直接作用于 兩側(cè)車輪上的制動(dòng)器，稱為車輪制動(dòng)器。車輪制動(dòng)器一般用于行車制動(dòng)，也有兼用于第二制動(dòng) (或應(yīng)急制動(dòng) )和駐車制動(dòng)的。 鼓式制動(dòng)器又分為多種形式：領(lǐng)從蹄式、單向雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、單向增力式和雙向增力式等結(jié)構(gòu)形式的制動(dòng)器。 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動(dòng)器中居中 游；前進(jìn)、倒退行使的制動(dòng)效果不變；結(jié)構(gòu)簡單成本低；便于附裝駐車制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)；易于調(diào)整蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙。 15 盤式制動(dòng)器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件是以端面工作的金屬盤，此圓盤稱為制動(dòng)盤。一類是工作面積不大的摩擦塊與其金屬背板組成的制動(dòng)塊，每個(gè)制動(dòng)器中有 2~4 個(gè)。這種制動(dòng)盤和制動(dòng)鉗組成的制動(dòng)器，稱為鉗盤式制動(dòng)器。 鼓式制動(dòng)器的主要參數(shù) 汽車類別選用乘用車，汽車的總質(zhì)量 ma 為 28t、汽車質(zhì)心高度 hg =、軸距 L=、汽車質(zhì)心離前軸距離 l1 =、汽車質(zhì)心離后軸距離 l2 = 31 圖 31 鼓式制動(dòng)器主要幾何參數(shù) Fig31 The main geometric parameters of drum brakes 制動(dòng)鼓內(nèi)徑 輸入力 F0 一定時(shí)， 制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng) ，但 D 的增大受輪輞內(nèi)徑限制。 制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于 20mm， 16 否則不僅制動(dòng)鼓散熱條件差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動(dòng)鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動(dòng)鼓的加工精度。對于深槽輪輞由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小得多，所以其制動(dòng)鼓與輪輞之間的間隙有所減小應(yīng)予注意。 由上述表格和輪胎標(biāo)準(zhǔn)初選制動(dòng)鼓內(nèi)徑 420mm 摩擦襯片寬度 b 及包角 ? 制動(dòng)鼓半徑 R 既定后。根據(jù)國外統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車輪蹄式制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如表32[2] 表 32 摩擦襯片面積 Tablet .32 Friction lining area 汽車類別 汽車總重力 G0 /KN 單個(gè)制動(dòng)器的襯片摩擦面積 AP /cm2 轎車 915 1525 100200 200300 貨車 1015 1525 100200 150250 17 2535 3570 70120 120170 250400 300650 5501000 6001500 由根據(jù)表 22 選取對于車總質(zhì)量 分配 m1a=7t12t時(shí)， AP =5501000 cm2 制動(dòng)鼓半徑 R=D/2=420/2=210mm 確定后，襯片的摩擦面積為 AP =Rb? 初選 ? =100176。 β /2=100176。 /2=50176。初步設(shè)計(jì)選 a==168mm, c=40mm 制動(dòng)器中心到張開力 F0作用線的距離 e 在保證輪缸或制動(dòng)凸輪能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 e 盡可能大，以提高制動(dòng)效能。不能單純地追求