【正文】 也多用氣壓制動[３]。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點(diǎn)，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。全液壓動力制動，用發(fā)動機(jī)驅(qū)動液壓泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的反應(yīng)比開式的快。全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點(diǎn)以外，還有制動能力強(qiáng)、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產(chǎn)生汽化現(xiàn)象也沒有什么影響等好處。各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。真空伺服制動與空氣伺服制動的工作原理基本一致，但伺服動力源的相對壓力不同。但是，空氣伺服系統(tǒng)其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復(fù)雜得多。本次設(shè)計采用真空助力式伺服制動系統(tǒng)。10第3章 制動器設(shè)計計算 車輪制動器是行車制動系的重要部件。 輕型商用車的主要技術(shù)參數(shù) CA1041商用車整車參數(shù)已知參數(shù)車型東風(fēng)小康V22軸距L（mm）2820整車整備質(zhì)量（Kg）1250滿載質(zhì)量（Kg）1700滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）1420滿載時質(zhì)心距后軸中心線的距離（mm）1400空載時質(zhì)心高度（mm）805滿載時質(zhì)心高度（mm）789 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 同步附著系數(shù)對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當(dāng)汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。為了防止汽車制動時前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動強(qiáng)度。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定義為 （）式中：——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——汽車制動強(qiáng)度。現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴(yán)重。國外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車?。回涇嚾橐?。 ~，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（）之間，則認(rèn)為滿足條件要求；對于制動強(qiáng)度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認(rèn)為滿足的要求[4]。 除、外的其他類別車輛的制動強(qiáng)度與附著系數(shù)要求 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率根據(jù)選定的同步附著系數(shù)，已知： （）式中：——汽車軸距，mm； ——制動力分配系數(shù)； ——滿載時汽車質(zhì)心距前軸中心的距離；——滿載時汽車質(zhì)心距后軸中心的距離； ——滿載時汽車質(zhì)心高度。 當(dāng)時，故，；。 當(dāng)時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 取不同值時對比GB 126761999的結(jié)果GB12676—1999符合國家標(biāo)準(zhǔn) 制動器最大的制動力矩為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （） 式中：——汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質(zhì)心高度。對于選取較大值的各類汽車，應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。N?m N?m單個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為 、的一半， N?m ?m。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。 對于鼓式制動器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為、制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： （） （）整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 （）當(dāng)時，則 （）蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計算才能確定。a，b，c，h，R 及為結(jié)構(gòu)尺寸。這時制動器將自鎖。通過上述對領(lǐng)從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力對蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開力對蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。由該圖可見，當(dāng)增大到一定值時，領(lǐng)蹄的和均趨于無限大。這時只能通過倒轉(zhuǎn)制動鼓消除制動。反之，從蹄的和隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。而摩擦系數(shù)的改變則會導(dǎo)致制動效能即制動器因數(shù)的改變。熱衰退的臺架試驗表明，多次重復(fù)緊急制動可導(dǎo)致制動器因數(shù)值減小50%，而下長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30%。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。 制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)制動鼓直徑 當(dāng)輸入力一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由于CA1041采用14的輪輞所以取，制動鼓直徑與輪輞直徑之比的一般范圍為：貨車 。摩擦襯片的包角通常在范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。包角也不宜大于，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。cm2 制動器襯片摩擦面積汽車類別汽車總質(zhì)量t單個制動器摩擦面積cm2轎車客車與貨車（多為）（多為）。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。初步設(shè)計時可暫取，根據(jù)設(shè)計時的實際情況取mm。 摩擦片摩擦系數(shù)選擇摩擦片時，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為。所以在制動器設(shè)計時，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。因此，在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=。 制動器的設(shè)計計算 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定：（1）制動鼓、蹄為絕對剛性；（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由于本次設(shè)計采用的是領(lǐng)從蹄式的制動鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動鼓制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析。 （）式中；——制動蹄的作用半徑。 即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90176。上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。根據(jù)國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式 （） 式中：W——磨損量； K——磨損常數(shù)； ——摩擦系數(shù)； ——單位壓力； ——磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。假設(shè)鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運(yùn)動，由此可得：（1）定出制動器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動鼓旋轉(zhuǎn)方向； （2），令； （3）在張開力P作用下，確定最大壓力值。把所有的作用力對點(diǎn)取矩，可得 ph=RMsindR(RMcos)sind （）據(jù)此方程式可求出的值。 單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)BFTl () 單個從蹄的制動蹄因數(shù)BFT2 ()以上兩式中： 。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： ()而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 ()當(dāng)法向壓力均勻分布時， ()式（）和式（）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。解式(3..27)，得 ()對于增勢蹄可用下式表示為 ()對于減勢蹄可類似地表示為 () 制動力矩計算用圖為了確定，及，必須求出法向力N及其分量。根據(jù)式()和式()，并考慮到 ()則有()==對于從蹄： ==式中：則有： ()== 由于設(shè)計和相同，因此和值也近似取相同的。當(dāng)該式的分母等于零時，蹄自鎖： () ()成立，不會自鎖。因此鼓式制動器參數(shù)選取符合設(shè)計要求。但試驗表明，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。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)。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。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 ()式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；，——汽車制動初速度與終速度，m/s；=18m/s；——制動減速度，m/s2，計算時取=；——制動時間，s；Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積；——制動力分配系數(shù)。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓或盤的龜裂。 制動器的熱容量和溫升的核算應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件