【正文】 式制動器的重要優(yōu)勢，旨在克服其主要缺點的研究工作和技術改進一直在進行中，尤其是對蹄－鼓式制動器工作過程和性能計算分析方法的研究受到高度重視。1978 年，Brian Ingram 等提出一種蹄平動的鼓式制動器形式；這種制動器的制動蹄因為受到滑槽的限制，只能平動不能轉(zhuǎn)動，因此沒有增勢效應，也沒有減勢效應，與盤式制動器類似，理論上制動效能和摩擦系數(shù)的關系是線性的，制動穩(wěn)定性較好，同時，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象，但制動效能因數(shù)較低。應用一套電控機械裝置調(diào)整領蹄的支承點來提高制動器的制動效能數(shù)，以補償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數(shù)降低。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個制動器單獨工作，從而提高了行車的安全性，另外對駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，諸如系統(tǒng)復雜、高能耗、高成本、維護困難等。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動蹄的新型蹄－鼓式制動器，該型式的制動器使得制動效能因數(shù)及其穩(wěn)定性得到顯著提高；摩擦副間壓力分布趨于均勻，可保證摩擦副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設計性強，可根據(jù)對制動效能的需要，較靈活地進行制動器設計。對于關鍵磁性介質(zhì)——磁粉，選用了抗氧化性強、耐磨、耐高溫、流動性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級電工純鐵DT4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復控制精度高的性能要求；在熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風扇，設計了散熱風道等，使得該技術有著極好的應用前景[3]。4 研究重點以及目的研究重點：根據(jù)設計車型的特點，合理計算該車型制動系統(tǒng)制動力及制動器最大制動力矩、鼓式制動器的結構形式及選擇、鼓式制動器主要參數(shù)的計算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計算、制動器熱容量和溫升的核算、制動力矩的計算與校核、在二維或三維設計平臺AUTO CAD中完成鼓式制動器零件圖以及裝配圖的繪制、設計合理性的分析和評價等。提出將各種設計方法互相結合,針對不同的設計內(nèi)容分別應用不同的方法,以促進其設計過程方法優(yōu)化、設計結果精益求精。制動系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會造成災嚴重的后果。本設計就摩擦式鼓式制動器進行了相關的設計和計算。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類（），它們的制動效能，制動鼓的受力平衡狀況以及對車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌Ｖ苿犹銖堥_的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。汽車倒車時制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領蹄與從蹄也就相互對調(diào)。（a），（b）可見，領蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故稱為增勢蹄；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。圖 PERROT公司的S凸輪制動器圖 俄KamA3汽車的S凸輪式車輪制動器1 制動蹄；2凸輪；3制動底板；4調(diào)整臂；5凸輪支座及制動氣室；6滾輪對于兩蹄的張開力的領從蹄式制動器結構，（b）所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向反力應相等。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。液壓或鍥塊驅(qū)動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫簡單非平衡式制動器。為使襯片壽命均勻。（a）所示具有定心凸輪張開裝置的領從蹄制動器，在制動時，凸輪機構保證了兩蹄等位移，因此作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動力矩應分別相等，而作用于兩蹄的張開力，則不等，并且必然有。其缺點是驅(qū)動凸輪的力要大而效率卻相對較低，~。領從蹄式制動器的兩個蹄常有固定的支點。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動。也有非平衡式的制動凸輪，其中心是固定的，不能浮動，所以不能保證作用在兩蹄上的張開力相等。根據(jù)支承結構及調(diào)整方法的不同，領從蹄鼓式液壓驅(qū)動的車輪制動器又有不同的結構方案， 圖 領從蹄式制動器的結構方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）單固定支點；輪缸上調(diào)整（c）雙固定支點；偏心軸調(diào)整；（d）浮動蹄片；支點端調(diào)整 雙領蹄式制動器當汽車前進時，若兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙領蹄式制動器。（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，制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心為對稱布置的，因此兩蹄對鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 圖 單向雙領蹄式制動器的結構方案（液壓驅(qū)動）（a）一般形式；（b）偏心調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整；（d）浮式蹄片，輪缸支座調(diào)整端；（e）浮動蹄片，輪缸偏心機構調(diào)整 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大減。它不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機構。（d）。當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側(cè)活塞（）或其他張開裝置的兩側(cè)（，）均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內(nèi)圓柱面上。因此，制動鼓在正向，反向旋轉(zhuǎn)時兩制動蹄均為領蹄，故稱雙向雙領蹄式制動器。由于這種這種制動器在汽車前進和倒退時的性能不變，故廣泛用于中，輕型載貨汽車和部分轎車的前，后輪。圖 LCCAS公司的曲柄機構制動器圖 PERROT的雙鍥式制動器 單向増力式制動器 （e）所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。制動鼓靠摩擦力帶動第一制動蹄轉(zhuǎn)過一小角度，進而經(jīng)頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。因此，僅用于少數(shù)輕，中型貨車和轎車上作前輪制動器。對雙向増力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為増力式制動器。第一制動蹄是增勢蹄，第二制動蹄不僅是增勢領蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。雙向増力式制動器也是屬于非平衡式制動器。圖 雙向増力式制動器（浮動支承）的結構方案（a）一般形式；（b）支承上調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整圖 雙向増力式制動器（固定支點）的結構方案（a）一般形式；（b）浮動調(diào)整；（c）中心調(diào)整 雙向増力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產(chǎn)生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過拉繩及杠桿等操縱。 上述制動器的特點是用制動器效能，效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。而就工作穩(wěn)定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，増力式最差。 還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構形式，結構參數(shù)和摩擦系數(shù)有關，也受到其他有關因素的影響。制動器的效能常以制動器效能因數(shù)或簡稱為制動器因數(shù)BF（brake factor）來衡量，制動器因數(shù)BF可以用下式表達： BF=（f+f）/P 式() 式中 f，f：— 制動器摩擦副間的摩擦力，； ，：— 制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器：= f—制動器摩擦副的摩擦系數(shù)； P—鼓式制動器的蹄端作用力。BF值大，即制動效能好。BF值變化小的，制動效能穩(wěn)定性就好。所以，對制動器的正確調(diào)整，對高效能的制動器尤為重要。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動器。 第2章 制動系的主要參數(shù)及其選擇制動器設計中需要預先給定的參數(shù)有：汽車軸距L；車輪滾動半徑；汽車空，滿載時的總質(zhì)量，；空，滿載時的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度，質(zhì)心離前軸距離，質(zhì)心離后軸軸距，；空，滿載時的軸荷分配：前軸負荷，后軸負荷，等。 制動力與制動力分配系數(shù)汽車制動時，若忽略路面對車輪滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角度0的車輪，其力矩平衡方程為=0 式（）式中：— 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反， — 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； —車輪有效半徑，m。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度0時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數(shù)所決定。當加大踏板力以加大，和均隨之增大。 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。當制動到=0以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（）圖 制動器制動力，地面制動力與踏板力的關系根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對前，后軸車輪的法向反力,為：= = 式（） 式中：G — 汽車所受重力，N； L — 汽車軸距，mm； — 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； — 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； — 汽車質(zhì)心高度，mm； — 附著系數(shù)。由以上兩式可求得前，后車輪附著力為== == 式（）由已知條件及式（）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故 滿載時：= = 空載時：= =故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為：車輛工況前軸車輪附著力，N后軸車輪附著力,N汽車空載汽車滿載表 上式表明：汽車附著系數(shù)為任意確定的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常熟，而是制動強度q或總之動力的函數(shù)。 由以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式（）可知，前，后車輪同時抱死時，前，后制動器的制動力，是的函數(shù)。 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前，后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值，并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數(shù) == 式（）聯(lián)立式（）和式（）可得 = 帶入數(shù)據(jù)得 滿載時： === 空載時： === 由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數(shù)。圖 某載貨汽車的I曲線與線 同步附著系數(shù) 由式（）可得表達式 = 式（） ，它是具有制動器制動力分配系數(shù)的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結構參數(shù)所決定。故所得同步附著系數(shù)滿足要求。制動力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線來評定。前軸車輪的利用附著系數(shù)可如下求得： 設汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產(chǎn)生的減速度為，則 式()而由式 可得前軸車輪的利用附著系數(shù)為 式()同樣可求出后軸車輪的利用附著系數(shù)為： 式()由此得出利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線為： 制動強度與利用附著系數(shù)關系曲線——空載 制動強度與利用附著系數(shù)關系曲線——滿載 根據(jù)GB 12676—1999附錄A，未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應符合下列要求：(1) ～，則必須滿足q≥+() (2) ～，車輛處于各種載荷狀態(tài)時，1線，即前軸利用附著系數(shù)應在2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但 ～，若2不超過=，則允許2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。應合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。由式（）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為== 式（） 式中 , — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； — 同步附著系數(shù)； — 汽車質(zhì)心高度。 根據(jù)市場上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB 97442007；選取的輪胎型145/80R12。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。但增大D(圖 )受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。因此符合設計要求。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。試驗表明，摩擦襯片包角為：9018