【正文】 訓(xùn)練與檢驗，目的在于： 培養(yǎng)正確的設(shè)計思想與工作作風(fēng)。 學(xué)會分析與評價汽車及其各總成的結(jié)構(gòu)與性能，合理選擇結(jié)構(gòu)方案及其有關(guān)參數(shù)。 培養(yǎng)獨立分析、解決問題的能力。 鼓式制動器 l調(diào)整楔 2推桿 3制動蹄 4連接彈簧 5上回位彈簧 6彈簧座 7手制 動拉桿 8下回位彈簧 9車輪制動缸 l0制動底板 ll— 旋塞 12制動摩擦片 l3彈簧 鼓式制動器總成的主要零部件有：制動鼓和輪毅總成、制動蹄總成、制動底板、液壓輪缸、制動蹄回位彈簧／壓緊裝置、調(diào)節(jié)機構(gòu)和駐車制動機構(gòu)。車輪通過螺母和雙頭螺栓安裝到制動鼓輪毅上。 9 各種鼓式制動器的示意圖如下 ： 領(lǐng)從蹄式 雙領(lǐng)蹄式 雙向領(lǐng)從蹄式 雙從蹄式 單向增力式 雙向增力式 盤式制動器 盤式制動系統(tǒng)的基本零件是制動盤，輪轂和制動卡鉗組件。車輪通過雙頭螺栓和帶突緣的螺母裝到制動盤轂上。制動盤的每一面有加工過的制動表面。制動卡鉗裝到車輛上時，它跨騎在制動盤和輪轂的外 徑處。活塞壓力通過摩擦塊或制動蹄夾住制動盤。 制動盤表面的摩擦能生成熱。表面沒有遮蓋，熱很容易消散到周圍空氣中。許多車輛的前部采用盤式制動器的主要理由就是它抗制動衰退性好和停車平穩(wěn)。制動時，僅兩側(cè)油缸中的活塞驅(qū)使兩側(cè)制動塊向盤面移動。主要有以下幾個方面： （ 1）固定鉗式至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側(cè)，因而必須用跨越制動盤的內(nèi)部油道或外部油管（橋管）來連通，這就使制動器的徑向和軸向的尺寸都比較大，因而在車輪中布置比較困難； 12 （ 2）在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化，從而使制動器的制動效能受到影響； （ 3）固定前盤式制動器為了要兼充駐車制 動器，必須在主制動鉗上另外附裝一套供駐車制動用的輔助制動鉗，或者采用盤鼓結(jié)合式制動器，其中用于駐車制動的鼓式制動器只能是雙向增力式的，但這種雙向增力式制動器的調(diào)整不方便。其中只在制動盤的內(nèi)側(cè)設(shè)置油缸，而外側(cè)的制動塊則附裝鉗體。與固定鉗式制動器相比較，其優(yōu)點主要有以下幾個方面： (1).鉗的外側(cè)沒有油缸，可以將制動器進一步移近輪轂。這一點對大批量生產(chǎn)的汽車工業(yè)式十分重要的。 此外，浮鉗盤式制動器在兼充行車和駐車制動器的情況下 ，不用加設(shè)駐車制動鉗，只須在行車制動鉗的油缸附近加裝一些用以推動油缸活塞的駐車制動機械傳動零件即可。 浸水后效能降低較少，而且只須經(jīng)一兩次制動即可恢復(fù)正常。 制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，不會像制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導(dǎo)致制動踏扳行程過大。 13 與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下缺點： 效能較低，故用于液壓制動系時所需制動促動管路壓力較高，一班要用伺服裝置。 盤式制動器將逐步取代鼓式制動器，主要是由于盤式制動器和鼓式制動器的優(yōu)缺點決定的。但是盤式制動器結(jié)構(gòu)相對于鼓式制動器來說比較復(fù)雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。而且由于散熱性不好，鼓式制動器存在熱衰退現(xiàn)象。 我們知道，高速行駛的轎車，由于頻繁使用制動，制動器的摩擦將會產(chǎn)生大量的熱，使制動器溫度急劇上升，這些熱如果不能很好地散出，就會大大影響制動性能，出現(xiàn)所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象，這可不是鬧著玩的，制動器直接關(guān)乎生命。目前，在中高級轎車上前后輪都已經(jīng)采用盤式制動器。當然 ，前后輪都使用盤式制動器是趨勢 （如 VOLVO 轎車）。 m； BF —— 地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反， N； er —— 車輪有效半徑， m。 fF 與地面制動力BF 的方向相反，當車輪角速度 ? 0時，大小亦相等，且 fF 僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。當加大踏板力以加大 fT ， fF 和BF 均隨之增大。 當制動器制動力 fF 和地面制動力 BF 達到附著力 ?F 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 BF 達到附著力 ?F 值后就不再增大，而制動器制動力 fF 由于踏板力 PF 的增大使摩擦力矩 fT 增大而繼續(xù)上升 (見圖 11)。 汽車總的地面制動力為 NGqdtdugGFFF BBB 5400010 ??????? (36) 式中 q（ ??gdtduq） —— 制動強度，亦稱比減速度或比制動力； 1BF ， 2BF —— 前后軸車輪的地面制動力。 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。 由式 (18)可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力 1fF ， 2fF是 ? 的函 數(shù)。 將上式繪成以1fF，2fF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，如圖 13 所示。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動1fF與汽車總制動力 fF 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) ? ： 2111 ????fffff FF FFF? （ 310） 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi)，地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周 18 緣力，故 ? 又可通稱為制動力分配系數(shù)。圖中 ? 線與 I曲線交于 B 點，可求出 B 點處的附著系數(shù) ? = 0? ,則稱 ? 線與 I 曲線交點處的附著 系數(shù) 0? 為同步附著系數(shù)。同步附著系數(shù)?。? ?????? gh LL ?? 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) 0? 的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。 為了防止汽車的前輪失去轉(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。而在其他附著系數(shù) ? 的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度 q? ，這表明只有在 ? = 0? 的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。 制動強度和附著系數(shù)利用率 上面已給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率 ? 的定義式，如式 (16)和式(112)所示。 根據(jù)所定的同步附著系數(shù) 0? ，可以由式（ 18）及式（ 110）求得 ?????? L hL g?? （ 313） 01 ???? L hL g?? （ 314） 進而求得 ? ? NqhLLGGqFF gBB )( 021 ????????? ??? （ 315） NqhLLGGqFF gBB 20218)()1()1( 012 ??????? ??? （ 316） 20 由式（ 38）、式（ 39）、式（ 312）和式（ 316）得 ? ? NhL GLF gB )( 01 1 ???? ?????? ?? ? （ 317） ? ? 74,0 )( 01 1 ???? ????? ghL Lq ?? ? （ 318） )( 01 1 ???? ghL L ??? （ 319） 對于 ? 值恒定的汽車，為使其在常遇附著系數(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)。 制動器最大制動力矩 應(yīng)合理地確定前、后輪制動 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 (9)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 02011212 ?????ggf hLhLZZFF f ?? 式中 1L , 2L —— 汽車質(zhì)心離前、后軸距離 。 通常，上式的比值：客車約為 ～ 。 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù) 0?值的汽車，為了保證在 0??? 的良好的路面上（例如 ? =）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度 ??q ），前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 mNrhLLGrZT egef ???????? )( 21m a x1 ??? （ 320） mNTTff ?????? m a xm a x 12 ? ? （ 321） 對于選取較大 0? 值的各類汽車，則應(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。 22 制動器因數(shù) 制動器因數(shù) BF[6]的表達式（即，PfNfNBF 21??） ，它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數(shù)。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 PRTBF f? (124) 式中 fT —— 制動器的摩擦力矩； R—— 制動鼓的作用半徑； P—— 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力 (或加于兩制動塊的壓緊力 )的平均值為輸入力。今假設(shè)在張力 P 的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力 N如圖 14 所示作用于襯片的 B 點上。 a， b， c， h， R及? 為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖 14[8]所示。這時制動器將自鎖。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。 在有關(guān)的整車總布置參數(shù)和制動器的結(jié)構(gòu)型式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行初選。但是直徑 D的尺寸收輪輞內(nèi)徑的限制，而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加，是汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛平順性。另外，制動鼓直徑 D與輪輞直徑 Dr之比的一般范圍為： 貨車 D/Dr=~ 25 根據(jù)上面給定的輪輞 ， Dr=20in=406mm 載貨汽車的制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 80mm~100mm，設(shè)計時，根據(jù)輪輞直徑初步確定制動鼓內(nèi)徑，同時根據(jù) QC/T 309— 1999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列，選取，最終確定： D=320mm 制動蹄摩擦襯片的包角 β和寬度 b 摩擦襯片的包角 β 通常在 90176。內(nèi)選取，實驗表明， β =90176。時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，