【正文】 2 1LG giL? ??. 式中 1G 前軸負(fù)荷（或前簧載質(zhì)量） 2021 屆機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 19 2G 后軸負(fù)荷（或后簧載質(zhì)量） L 軸距 質(zhì)心到前軸的水平距離 空載時 1 6 0 0 01 1 . 1 . 5 2 0 0 2 6 0 012021GLL gi?? ??? ? ? ? ??? ??? ???? 滿載時 1 6 4 0 02 1 . 1 . 5 2 0 0 4 1 6 032021GLL gl?? ??? ? ? ? ??? ??? ???? 在本設(shè)計中，重型貨車在滿載時的基本數(shù)據(jù)如下： 5200L?軸 距 mm， 1 4160L ?質(zhì) 心 距 前 軸 的 距 離mm， 211040L L L? ? ? mm，汽車所受的重力 332 10 313 600aG m g? ? ? ? ?N，同步附著系數(shù) ? =，汽車滿載時的質(zhì)心高度 1480mmgh ? 。1 1 2 0 0 0 9 .8 ( 2 6 0 0 9 4 0 0 .8 )5200Z ?? ? ? = 39。1 1 2 0 0 0 9 . 8 ( 2 6 0 0 9 4 0 0 . 8 ) 0 . 85200F ? ?? ? ? ? = 39。 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 ()、 ()得 ???????? ???? )2(421 121222 fgfggf FhGLFGLhLhGF 式 () 式中 L—— 汽車的軸距。 如果汽車前、后制動器的制動力 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) ? 的路面上制動時，都能使前、后車輪同時抱死。 又 由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采2021 屆機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 22 用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝 ABS 防抱死制動系統(tǒng) 同步附著系數(shù) 式 ()可表達(dá)為： ????112ffFF 式 () 上式在圖 中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為 (1? )/? 的直線，它是具 有制動器制動力分配系數(shù)為 ? 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(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。0 5 2 0 0 0 .6 4 5 2 6 0 0940? ??? = 利用附著系數(shù)就是在某一制動強(qiáng)度 q 下，不發(fā)何生任車輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù) 。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 12ffFF = 12ZZ = 21ggLhLh???? 式（ ） 式中 1L , 2L — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離； 0? — 同步附著系數(shù)； gh — 汽車質(zhì)心高度。 根據(jù)市場上的大多數(shù) 貨車輪胎規(guī)格及國 家標(biāo)準(zhǔn) GBT_29771977；選取 的輪胎型 12。 可得有效 半徑 er =540mm 1maxfT = 1 eZr? = ? ?2 geG L h rL ??? 式（ ） 2maxfT = 1max1 fT??? 式（ ） 由式（ ），式（ ）可得 1maxfT = ? ?2 geG L h rL ??? = ? ?313600 1 0 4 0 0 . 8 1 4 8 0 0 . 8 0 . 5 45200 ? ? ? ?= mN? 2maxfT = 1max1 fT??? = 1 0 .4 2 8 5 7 9 4 1 .7 00 .4 2 8? ? = mN? 2021 屆機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 24 第 5 章 制動器的設(shè)計計算 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動鼓內(nèi)徑 D 輸入力 0F 一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來保 證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫度。 圖 51 鼓式制動器主要幾何參數(shù) 制動鼓直徑與輪輞直徑之比 / rDD的范圍如下： 乘用車 / rDD= 商用車 / rDD= 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) QC/T309— 1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》。 2021 屆機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 25 表 51 制動鼓最大內(nèi)徑 輪輞直徑 /in 12 13 14 15 16 20 制動鼓最大內(nèi)徑 /mm 轎車 180 200 240 260 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 初選輪輞直徑 20 英寸，則輪輞直徑 rD =20 =508mm。 摩擦襯片寬度 b 和包角 ? 摩擦襯片寬度尺寸 b 的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。 這兩個參數(shù)加上已初定的制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積 ,即 12( ) / 360A D b? ? ?? ?? mm2 式（ 51） 式中： D— 制動鼓內(nèi)徑（ mm）； b— 制動蹄摩擦襯片寬度 (mm)； 12,?? — 分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（176。 摩擦襯片的包角 ? 通常在 90 ~ 120? ? 范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角90 ~ 100? ? 時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。因為過大不僅不利于散熱，而且易使只動作用不平順，甚至可 能發(fā)生自鎖。設(shè)計時應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇 b 值。而單個摩擦襯片的摩擦面積 A又取決于制動鼓半徑 R，襯片寬度 b及包角 ，即 ： A Rb?? 式（ 52） 式中 , ? 是以弧度為單位，當(dāng) A， R， ? 確定后，由上式也可初選襯片寬 b 的尺寸。 本設(shè)計中，摩擦襯片包角 ? ，制動蹄摩擦襯片寬度 b根據(jù) QC/T3091999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 可取 b=140mm。 由式（ 61）可得 12( ) / 360 420 180 ( 100 100 ) / 360 131 0A D b? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? cm2 摩擦襯片起始角 0? 摩擦襯片起始角 o? 如圖 51 所示。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點(diǎn)對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 取 172e? mm 制動蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo) a 和 c 應(yīng)在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使 a盡可能大而 c盡可能?。▓D51）。 a==210=168mm 摩擦片摩擦系數(shù) f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 ～ ，少數(shù)可達(dá) 。所以在設(shè)計制動器時，并非一定要追求高摩擦系數(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 f = 可使計算結(jié)果接近實際值。 在本設(shè)計中選取 f =。這樣，固定凸輪式氣制動器的總的平均制動器因數(shù)可按下式計算： 12224 TTBF BFBF BF BF?? ? 式（ 53） 單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù) ： 2021 屆機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 28 )(1 fBraArhfBF T ??? 式（ 54） 單個從蹄的制動蹄因數(shù) ： )(2 fBraArhfBF T ??? 式（ 55） 上兩式中 2sin2sin4cossin30300 aaA ? ???? 式（ 56） 2c os2c os1 30 ??raB ??? 式（ 57） 式中： 00a ?? 角 對 應(yīng) 的 圓 弧 ， 單 位 為 弧 度 。 336h? ， 210r? ， ? ， 39。 圖 52 支承銷式制動蹄 將數(shù)值代入式 ()和式 ()計算得： A＝ B＝ 帶入式（ 54）和式（ 55）計算得： 1TBF ＝ 2021 屆機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計 29 2TBF ＝ 將得到的結(jié)果代入式 ()得 BF＝ 制動力的計算 所需的制動力計算 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得： 地面對前、后軸車輪的法向反力 Z1， Z2為： )(21 dtdughLLGZ g?? )( 12 dtdughLLGZ g?? 汽車總的地面制動力為： GqdtdugGFFF BBB ???? 21 前、后軸車輪附著力為： ??? )()( 221 ggB qhLLGLhFLLGF ???? ??? )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF ???? 故所需的制動力 F 需 = ??? )()( 112 ggB qhLLGLhFLLGF ???? 式 () = 3 2 0 0 0 9 .8 ( 4 1 6 0 0 .8 1 4 8 0 ) 0 .85200 ? ? ? ? = N 制動器所能產(chǎn)生的制動力計算 由制動器因數(shù) BF的表達(dá)式（即， PfNfNBF 21?? ）， 式 () 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)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 PRTBF f? 式 () 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。這里我們選擇儲氣罐壓力最小為 。 選擇 h＝ 104， a＝ 42 。 所以后軸能產(chǎn)生的制動力 F=4*F 能 =4 N = N F=2 F 能 = N?需F =61216N 故所設(shè)計制動器結(jié)構(gòu)參數(shù) 合理。 圖 張開力計算用簡圖 圖 制動力矩計算用簡圖 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達(dá)如下： 111 ?fNTTf ? 式 () 式中 1N —— 單 元法向力的合力； 1? —— 摩擦力 1fN 的作用半徑 (見圖 )。 得 ])s i n( c o s/[ 11111 ??? ffchPN ???? 式 () 對于增勢蹄： 11111111 ])s i n(c o s/[ BPffcfhPT Tf ????? ???? 式 () 對于減勢蹄： 22222222 ])s i n( c o s/[ BPffcfhPT Tf ????? ???? 式 () 為了確定 1? ， 2? 及 1? ， 2? ，必須求出法向力 N 及其分量。 式 () 并考慮到 221 yx NNN ?? 式 () 則有 22 )2s i n2s i n2()2c os2(c os/)]c os(c os4[ ???????? ??????????????? R 式 () 如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的制動蹄的 ?? 和 ?? 同 ，顯然兩種蹄 的? 和 ? 值