機(jī)械凸輪鼓式制動(dòng)器畢業(yè)設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　AbstractII</p><p>　　第1章 緒 論1</p><p>　　1.1本課題的目的和意義1</p><p>　　1.2汽車制動(dòng)系在國(guó)內(nèi)

2、外的研究狀況及發(fā)展趨勢(shì)1</p><p>　　1.3鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀1</p><p><b>　　1.4研究重點(diǎn)2</b></p><p>　　第2章 汽車總體參數(shù)的選擇及計(jì)算3</p><p>　　2.1汽車形式的確定3</p><p>　　2.1.1 軸數(shù)3</

3、p><p>　　2.1.2驅(qū)動(dòng)形式3</p><p>　　2.1.3布置形式3</p><p>　　2.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定3</p><p>　　2.2.1質(zhì)量系數(shù)4</p><p>　　2.2.2汽車總質(zhì)量4</p><p>　　2.2.3載荷分配4</p><p

4、>　　2.3汽車主要數(shù)據(jù)的確定5</p><p>　　2.3.1質(zhì)心高度5</p><p><b>　　2.3.2軸距5</b></p><p>　　第3章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式及要求6</p><p>　　3.1鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式7</p><p>　　3.1.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器8

5、</p><p>　　3.1.2單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器12</p><p>　　3.1.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器13</p><p>　　3.1.4雙從蹄式制動(dòng)器14</p><p>　　3.1.5單向增力式制動(dòng)器14</p><p>　　3.1.6雙向增力式制動(dòng)器14</p><p>　　3

6、.2鼓式制動(dòng)器方案的確定15</p><p>　　第4章 理想制動(dòng)力及其分配16</p><p>　　4.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)16</p><p>　　4.2 同步附著系數(shù)21</p><p>　　4.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩21</p><p>　　第5章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算23</p>&

7、lt;p>　　5.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)23</p><p>　　5.1.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D23</p><p>　　5.1.2 摩擦襯片寬度b和包角24</p><p>　　5.1.3 摩擦襯片起始角25</p><p>　　5.1.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力作用線的距離e26</p><p>　　5.1

8、.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c26</p><p>　　5.1.6 摩擦片摩擦系數(shù)26</p><p>　　5.2 固定凸輪式（S型凸輪）氣制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算26</p><p>　　5.3 制動(dòng)力的計(jì)算28</p><p>　　5.3.1 所需的制動(dòng)力計(jì)算28</p><p>　　5.3.2 制動(dòng)器所

9、能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算28</p><p>　　5.4 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩30</p><p>　　5.5 行車制動(dòng)效能計(jì)算33</p><p>　　5.6 駐車制動(dòng)計(jì)算34</p><p>　　5.7 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算36</p><p>　　第6章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件設(shè)計(jì)38</p>

10、;<p><b>　　6.1制動(dòng)蹄38</b></p><p><b>　　6.2制動(dòng)鼓38</b></p><p>　　6.3摩擦襯片39</p><p>　　6.4摩擦材料40</p><p>　　6.5蹄與鼓之間的間隙自動(dòng)調(diào)整裝置41</p><p&

11、gt;　　6.6制動(dòng)支承裝置42</p><p>　　6.7制動(dòng)輪缸43</p><p>　　6.8張開(kāi)機(jī)構(gòu)43</p><p>　　6.9制動(dòng)蹄回位彈簧43</p><p>　　第7章 結(jié) 論44</p><p><b>　　致 謝45</b></p><p&g

12、t;<b>　　參考文獻(xiàn)46</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　據(jù)有關(guān)資料介紹，在由于車輛本身的問(wèn)題而造成的交通事故中，制動(dòng)系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%?？梢?jiàn)，制動(dòng)系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個(gè)系統(tǒng)。此外，制動(dòng)系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運(yùn)輸效率，也就是保證運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益的重要因素。制

13、動(dòng)系既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動(dòng)。由此可見(jiàn)，汽車制動(dòng)系對(duì)于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益起著重要的保證作用。</p><p>　　本文通過(guò)對(duì)常用的鼓式制動(dòng)器的工作原理分析，根據(jù)車型特點(diǎn)，車載受力等因數(shù)，完成了鼓式制動(dòng)器總體設(shè)計(jì)與核驗(yàn)。</p><p>　　關(guān)鍵詞：制動(dòng)系統(tǒng)，運(yùn)輸經(jīng)濟(jì)效益，鼓式制動(dòng)器</p><p><

14、;b>　　Abstract</b></p><p>　　According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the tot

15、al number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation ef

16、ficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It not only can slow down a moving </p><p>　　This article through to the commonly used drum brakes, according to the working principl

17、e analysis models characteristics, such as car stress, completing the factor of drum brake overall design and nuclear check.</p><p>　　Key words: Braking systems , Transportation economic benefit, Drum brake第

18、1章 緒 論</p><p>　　1.1本課題的目的和意義</p><p>　　車輛的制動(dòng)性能是車輛主動(dòng)安全性能中最重要的性能之一。汽車的制動(dòng)性能是由汽車的制動(dòng)系統(tǒng)決定的，它主要是給安全行駛提供保證，其中其制動(dòng)器性能的優(yōu)劣將直接影響汽車整車性能的優(yōu)劣，直接關(guān)系到駕乘人員的生命財(cái)產(chǎn)安全，重大交通事故往往與制動(dòng)距離過(guò)長(zhǎng)、緊急制動(dòng)時(shí)發(fā)生側(cè)滑和失去轉(zhuǎn)向能力等情況有關(guān)，因此汽車的制動(dòng)性能是汽車安全

19、行駛的重要保障。汽車的制動(dòng)過(guò)程是很復(fù)雜的，它與汽車總布置和制動(dòng)系各參數(shù)選擇有關(guān)。汽車制動(dòng)系統(tǒng)主要由供能裝置、傳能裝置、控制裝置和制動(dòng)器組成，制動(dòng)器的實(shí)際性能是整個(gè)制動(dòng)系中最復(fù)雜和最不穩(wěn)定的因素，因此制動(dòng)器的設(shè)計(jì)在整車設(shè)計(jì)中顯得非常重。</p><p>　　1.2汽車制動(dòng)系在國(guó)內(nèi)外的研究狀況及發(fā)展趨勢(shì)</p><p>　　隨著汽車安全性的日益提高，汽車制動(dòng)系統(tǒng)也歷經(jīng)了數(shù)次變遷和改進(jìn)。從最初的

20、皮革摩擦制動(dòng)，到后來(lái)的鼓式、盤式制動(dòng)器，再到機(jī)械式ABS制動(dòng)系統(tǒng)，緊接著伴隨電子技術(shù)的發(fā)展又出現(xiàn)了模擬電子ABS制動(dòng)系統(tǒng)、數(shù)字式電控ABS制動(dòng)系統(tǒng)，等等。近10年來(lái)，西方發(fā)達(dá)國(guó)家又興起了對(duì)汽車線控系統(tǒng)的研究，線控制動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)運(yùn)而生，并開(kāi)展了對(duì)電控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)的研究。簡(jiǎn)單來(lái)說(shuō)，電控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)就是把原來(lái)液壓或者壓縮空氣驅(qū)動(dòng)的部分改為電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，借以提高響應(yīng)速度，增加制動(dòng)效能, 同時(shí)大大簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu)，降低了裝配和維護(hù)的難度。</p>

21、<p>　　由于人們對(duì)制動(dòng)性能要求的不斷提高，傳統(tǒng)的液壓或者空氣制動(dòng)系統(tǒng)在加入大量電子控制系統(tǒng)(如ABS、TCS、ESP)后，結(jié)構(gòu)和管路布置越來(lái)越復(fù)雜，加大了液壓(空氣)回路泄漏的隱患，同時(shí)裝配和維修的難度也隨之提高；因此，結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單、功能集成可靠的電控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)越來(lái)越受到青睞?？梢灶A(yù)見(jiàn)，EMB將最終取代1傳統(tǒng)的液壓(空氣)制動(dòng)器，成為未來(lái)汽車制動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展方向。</p><p>　　1.3鼓式

22、制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀</p><p>　　長(zhǎng)期以來(lái)，為了充分發(fā)揮蹄－鼓式制動(dòng)器的重要優(yōu)勢(shì)，旨在克服其主要缺點(diǎn)的研究工作和技術(shù)改進(jìn)一直在進(jìn)行中，尤其是對(duì)蹄－鼓式制動(dòng)器工作過(guò)程和性能計(jì)算分析方法的研究受到高度重視。這些研究工作的重點(diǎn)在于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)和實(shí)際使用因素等對(duì)制動(dòng)器的效能及其穩(wěn)定性等的影響，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比較可行、有效的改進(jìn)措施，制動(dòng)器的性能也有了一定程度的提高。</p>

23、<p>　　1997年，提出了一種“電控自增力鼓式制動(dòng)器”設(shè)計(jì)方案，該制動(dòng)器是通過(guò)機(jī)械的方法來(lái)實(shí)現(xiàn)鼓式制動(dòng)器的自增力，制動(dòng)效能因數(shù)的變化范圍為2～6。應(yīng)用一套電控機(jī)械裝置調(diào)整領(lǐng)蹄的支承點(diǎn)來(lái)提高制動(dòng)器的制動(dòng)效能數(shù)，以補(bǔ)償由于摩擦材料的熱衰退而引起的摩擦系數(shù)降低。該制動(dòng)器達(dá)到相同的制動(dòng)力矩所要求的輸入力是盤式制動(dòng)器1/7。該系統(tǒng)的控制裝置允許每個(gè)制動(dòng)器單獨(dú)工作，從而提高了行車的安全性，另外對(duì)駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一

24、些問(wèn)題，諸如系統(tǒng)復(fù)雜、高能耗、高成本、維護(hù)困難等。</p><p>　　1999年提出一種四蹄八片（塊）式制動(dòng)器，通過(guò)對(duì)結(jié)構(gòu)參數(shù)合理匹配設(shè)計(jì)，制動(dòng)效能因數(shù)有一定地提高，同時(shí)制動(dòng)效能_因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的敏感性也可以有適當(dāng)?shù)馗纳疲@就在一定程度上改善了制動(dòng)效能的穩(wěn)定性。2000 年，提出一種具有多自由度聯(lián)動(dòng)蹄的新型蹄－鼓式制動(dòng)器，該型式的制動(dòng)器使得制動(dòng)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

25、副間接觸狀態(tài)的穩(wěn)定，并延長(zhǎng)摩擦片使用壽命；性能參數(shù)可設(shè)計(jì)性強(qiáng)，可根據(jù)對(duì)制動(dòng)效能的需要，較靈活地進(jìn)行制動(dòng)器設(shè)計(jì)。</p><p>　　另外，近年來(lái)則出現(xiàn)了一些全新的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式，如磁粉制動(dòng)器、濕式多盤制動(dòng)器、電力液壓制動(dòng)臂型盤式制動(dòng)器、濕式盤式彈簧制動(dòng)器等。對(duì)于關(guān)鍵磁性介質(zhì)——磁粉，選用了抗氧化性強(qiáng)、耐磨、耐高溫、流動(dòng)性好的軍工磁粉；磁轂組件選用了超級(jí)電工純鐵DT4，保證了空轉(zhuǎn)力矩小、重復(fù)控制精度高的性能要求；在

26、熱容量和散熱等方面，采用了雙側(cè)帶散熱風(fēng)扇，設(shè)計(jì)了散熱風(fēng)道等，使得該技術(shù)有著極好的應(yīng)用前景。盡管對(duì)蹄－鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)研究取得了一定的成績(jī)，但是對(duì)傳統(tǒng)蹄－鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)仍然有著不可替代的基礎(chǔ)性和研發(fā)性作用，也可為后續(xù)設(shè)計(jì)提供理論參考。</p><p><b>　　1.4研究重點(diǎn)</b></p><p>　　根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，進(jìn)行參數(shù)選擇；確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案；完成制

27、動(dòng)器的總體和主要零部件的設(shè)計(jì)。</p><p>　　第2章 汽車總體參數(shù)的選擇及計(jì)算</p><p>　　2.1汽車形式的確定</p><p>　　汽車的分類按照GB/T3730.1—2001將汽車分為乘用車和商用車。不同形式的汽車，主要體現(xiàn)在軸數(shù)、驅(qū)動(dòng)形式、以及布置形式上有區(qū)別。</p><p><b>　　2.1.1 軸數(shù)<

28、;/b></p><p>　　汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對(duì)軸載質(zhì)量的限制和輪胎負(fù)荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。</p><p>　　包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于19t的公路運(yùn)輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在19t~26t的公路運(yùn)輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽

29、車宜采用四軸或四軸以上的形式。</p><p>　　由于本設(shè)計(jì)的汽車是重型，其總質(zhì)量大于19t，所以采用三軸布置方案。</p><p><b>　　2.1.2驅(qū)動(dòng)形式</b></p><p>　　由于本設(shè)計(jì)的汽車總質(zhì)量大于19t，所以采用6×4的驅(qū)動(dòng)形式。</p><p><b>　　2.1.3布置形

30、式</b></p><p>　　貨車可以按照駕駛室與發(fā)動(dòng)機(jī)相對(duì)位置不同，分為平頭式、短頭式、長(zhǎng)頭式和偏置式四種。貨車又可按發(fā)動(dòng)機(jī)位置不同，分為發(fā)動(dòng)機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。</p><p>　　平頭式貨車的發(fā)動(dòng)機(jī)位于駕駛室內(nèi)，其主要優(yōu)點(diǎn)是：汽車總長(zhǎng)和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎直徑小，機(jī)動(dòng)性能好；不需要發(fā)動(dòng)機(jī)罩和翼子板，汽車整備質(zhì)量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉(zhuǎn)式駕駛室時(shí)

31、能改善發(fā)動(dòng)機(jī)及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應(yīng)用。</p><p>　　所以本設(shè)計(jì)采用平頭式的布置形式，并且采用發(fā)動(dòng)機(jī)前置后橋驅(qū)動(dòng)。</p><p>　　2.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定</p><p>　　汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車整備質(zhì)量 、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù) 、汽車總質(zhì)量 、軸荷分配等。</p><p&

32、gt;　　本設(shè)計(jì)中給出裝載質(zhì)量t。</p><p><b>　　2.2.1質(zhì)量系數(shù)</b></p><p>　　質(zhì)量系數(shù)是指汽車裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值，即＝。該系數(shù)反映了汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，值越大，說(shuō)明該汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平越先進(jìn)。</p><p>　　參考同類型的汽車的質(zhì)量系數(shù)值（表2-1）后，綜合選定本設(shè)計(jì)中的質(zhì)量系數(shù)值 &

33、lt;/p><p>　　表2-1 不同類型汽車的質(zhì)量系數(shù)</p><p>　　由此可以確定整車整備質(zhì)量，t。</p><p>　　2.2.2汽車總質(zhì)量</p><p>　　汽車總質(zhì)量是指裝備齊全，并按照規(guī)定裝滿客，貨時(shí)的整車質(zhì)量。</p><p>　　商用貨車的總質(zhì)量由整備質(zhì)量、裝載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分組成，

34、即</p><p><b>　　Kg</b></p><p>　　式中，為包括駕駛員及隨行人員數(shù)在內(nèi)的人數(shù)，應(yīng)等于座位數(shù)。代入數(shù)據(jù)，n=2，t，t可得到總質(zhì)量。</p><p><b>　　2.2.3載荷分配</b></p><p>　　汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各車軸對(duì)支承平面

35、的垂直負(fù)荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來(lái)表示。</p><p>　　軸荷分配對(duì)輪胎壽命和汽車的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個(gè)車輪的負(fù)荷應(yīng)相差不大；為了保證汽車有良好的動(dòng)力性和通過(guò)性，驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)有足夠大的負(fù)荷，而從動(dòng)軸上的負(fù)荷可以適當(dāng)減小，以利減小從動(dòng)輪滾動(dòng)阻力和提高在環(huán)路面上的通過(guò)性，為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷不應(yīng)過(guò)小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)

36、，各使用性能對(duì)其要求是相互矛盾的，這就要求設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)對(duì)整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配。</p><p>　　表2-2 各類汽車的軸荷分配</p><p>　　本設(shè)計(jì)選擇后輪雙胎，平頭式的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。</p><p>　　2.3汽車主要數(shù)據(jù)的確定</p><p><b>　　2.3.1質(zhì)心高度</b>&

37、lt;/p><p>　　汽車的質(zhì)心高度參考同類型重型貨車可以選擇空載時(shí)的質(zhì)心高度為=1420mm，滿載時(shí)的質(zhì)心高度取為=1530mm。</p><p><b>　　2.3.2軸距</b></p><p>　　軸距L對(duì)整備質(zhì)量、汽車總長(zhǎng)、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動(dòng)軸長(zhǎng)度、縱向通過(guò)半徑等有影響。當(dāng)軸距小時(shí)，上述指標(biāo)均減小。此外，軸距還對(duì)軸荷分配、傳動(dòng)軸夾角

38、有影響。軸距過(guò)短，會(huì)帶來(lái)一系列缺點(diǎn)，車廂長(zhǎng)度不足或后懸過(guò)長(zhǎng)，制動(dòng)或上坡時(shí)軸荷轉(zhuǎn)移過(guò)大，使汽車的制動(dòng)性和操縱穩(wěn)定性變壞，車身縱向角震動(dòng)過(guò)大，此外還會(huì)導(dǎo)致萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的夾角過(guò)大等問(wèn)題。</p><p>　　綜合各方面數(shù)據(jù)選擇重型貨車的軸距L=5200mm。</p><p>　　第3章 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式及要求</p><p>　　汽車制動(dòng)器除各種緩速裝置外，幾乎都是機(jī)械摩擦

39、式的，即是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動(dòng)力矩使汽車減速或停車的，根據(jù)旋轉(zhuǎn)元件的不同分為鼓式和盤式兩大類，不過(guò)對(duì)于重型車來(lái)說(shuō)，由于車速一般不是很高，鼓式剎車蹄的耐用程度也比盤式制動(dòng)器高，而且盤式制動(dòng)器比鼓式制動(dòng)器要貴些，因此許多重型車至今仍使用四輪鼓式的設(shè)計(jì)。其工作原理如圖3.1所示。</p><p>　　1、2—制動(dòng)蹄 3、5—支承銷 4—制動(dòng)鼓</p><p>　　

40、圖 3.1 鼓式制動(dòng)器工作原理</p><p>　　帶有摩擦片的制動(dòng)蹄1、2通過(guò)支承銷5、3鉸裝在制動(dòng)底版上。制動(dòng)時(shí)，輪缸活塞（轉(zhuǎn)動(dòng)凸輪軸）對(duì)制動(dòng)蹄施加張開(kāi)力P，使其繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)，并抵靠在制動(dòng)鼓4表面上。這是制動(dòng)蹄1、2分別受到制動(dòng)鼓作用的法向反力 、 ，和切向力 、 ，而制動(dòng)蹄的切向反力對(duì)制動(dòng)鼓產(chǎn)生一個(gè)與其旋轉(zhuǎn)方向相反的制動(dòng)力矩（+）R，（R為制動(dòng)鼓工作半徑），從而達(dá)到使汽車減速的目的。</p>

41、<p>　　制動(dòng)系應(yīng)滿足如下要求：</p><p>　　(1)能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定。</p><p>　　(2)具有足夠的制動(dòng)效能，包括行車制動(dòng)效能和駐坡制動(dòng)效能。</p><p><b>　　(3)工作可靠。</b></p><p>　　(4)制動(dòng)效能的熱穩(wěn)定性好。</p><p&g

42、t;　　(5)制動(dòng)效能的水穩(wěn)定性好。 </p><p>　　(6)制動(dòng)時(shí)的操縱穩(wěn)定性好。</p><p>　　(7)制動(dòng)踏板和手柄的位置和行程符合人機(jī)工程學(xué)要求。</p><p>　　(8)作用滯后的時(shí)間要盡可能地短。</p><p>　　(9)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)系噪聲盡可能小，且無(wú)異常聲響。</p><p>　　(10)與懸

43、架、轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，在車輪跳動(dòng)或汽車轉(zhuǎn)向時(shí)不會(huì)引起自行制動(dòng)。</p><p>　　(11)能全天候使用，氣溫高時(shí)液壓制動(dòng)管路不應(yīng)有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時(shí)氣制動(dòng)管路不應(yīng)出現(xiàn)結(jié)冰。</p><p>　　(12)制動(dòng)系的機(jī)件應(yīng)使用壽命長(zhǎng)、制造成本低；對(duì)摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保要求，應(yīng)力求減小制動(dòng)時(shí)飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維[6]。</p><p>　　3.

44、1鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　鼓式制動(dòng)器一般可按其制動(dòng)蹄受力情況進(jìn)行分類（見(jiàn)圖3-1），它們的制動(dòng)效能、制動(dòng)鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。</p><p>　　圖3-1 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　鼓式制動(dòng)器的各種結(jié)構(gòu)形式如圖3-2a-f所示。</p><p>　　圖3-2 鼓式制動(dòng)器示意圖&

45、lt;/p><p>　?。╝）領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開(kāi)）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動(dòng)輪缸張開(kāi)）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式</p><p>　　不同形式鼓式制動(dòng)器的主要區(qū)別有：（1）蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量和位置不同。（2）張開(kāi)裝置的形式與數(shù)量不同。（3）制動(dòng)時(shí)兩蹄片之間有無(wú)相互作用。</p><p>　　因蹄片的固定支點(diǎn)

46、和張開(kāi)力位置不同，使不同形式鼓式制動(dòng)器的領(lǐng)、從蹄數(shù)量有差別，并使制動(dòng)效能不一樣。</p><p>　　在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動(dòng)效能。在評(píng)比不同形式制動(dòng)器的效能時(shí)，常用一種稱為制動(dòng)效能因素的無(wú)因次指標(biāo)。制動(dòng)效能因素的定義為：在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑R上所得到的摩擦力（）與輸入力之比，即</p><p>　　式中，K為制動(dòng)器效能因素；R為制動(dòng)器輸出的制動(dòng)力矩。&l

47、t;/p><p>　　制動(dòng)效能的穩(wěn)定性是指其效能因素K對(duì)摩擦因素 的敏感性。使用中 隨溫度和水濕程度變化。要求制動(dòng)器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對(duì) 的變化敏感性小。</p><p>　　3.1.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器</p><p>　　如圖3-2(a)、(b)所示，圖上方的旋向箭頭代表汽車前進(jìn)時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向(制動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn))，蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時(shí)制動(dòng)鼓的變?yōu)?/p>

48、反向旋轉(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄相互對(duì)調(diào)。制動(dòng)鼓正、反向旋轉(zhuǎn)時(shí)總具有一個(gè)領(lǐng)蹄和一個(gè)從蹄的內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器稱為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。由圖3-2(a)、(b)可見(jiàn)，領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢(shì)”作用，故又稱增勢(shì)蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開(kāi)制動(dòng)鼓的趨勢(shì)，即摩擦力矩具有“減勢(shì)”作用，故又稱減勢(shì)蹄?！霸鰟?shì)”作用使領(lǐng)蹄所受的法向反力增大，而“減勢(shì)”作用使從蹄所受的法向反力減小。</p><p>　　對(duì)于兩蹄的張開(kāi)

49、力的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)，如圖3-2(b)所示，兩蹄壓緊制動(dòng)鼓的法向力相等。但當(dāng)制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)并制動(dòng)時(shí)，領(lǐng)蹄由于摩擦力矩的“增勢(shì)”作用，使其進(jìn)一步壓緊制動(dòng)鼓而使其所受的法向反力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢(shì)”作用而使其所受的法向反力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由車輪輪轂軸承承受。這種制動(dòng)時(shí)兩蹄法向反力不能相互平衡的制動(dòng)器也稱為非平衡式制動(dòng)器。液壓或楔塊驅(qū)動(dòng)的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫做簡(jiǎn)單非平衡式制動(dòng)

50、器。非平衡式制動(dòng)器將對(duì)輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領(lǐng)蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴(yán)重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當(dāng)?shù)販p小。</p><p>　　對(duì)于如圖3-2 (a)所示具有定心凸輪張開(kāi)裝置的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，制動(dòng)時(shí)，凸輪機(jī)構(gòu)保證了兩蹄等位移，作用于兩蹄上的法向反力和由此產(chǎn)生的制動(dòng)力矩分別相等，而作用于兩蹄的張開(kāi)力P1、P2則不等，且必然有P1<P2。由于兩蹄的法向反力N1=N

51、2在制動(dòng)鼓正、反兩個(gè)方向旋轉(zhuǎn)并制動(dòng)時(shí)均成立，因此這種結(jié)構(gòu)的特性是雙向的，實(shí)際上也是平衡式的。其缺點(diǎn)是驅(qū)動(dòng)凸輪的力要大而效率卻相對(duì)較低，約為0.6～0.8。因?yàn)橥馆喴髿鈮候?qū)動(dòng)，因此這種結(jié)構(gòu)僅用于總質(zhì)量大于或等于10 t的貨車和客車上。</p><p>　　領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的兩個(gè)蹄常有固定的支點(diǎn)。張開(kāi)裝置有凸輪式(見(jiàn)圖3-2(a)、圖3-3、圖3-4)、楔塊式(見(jiàn)圖3-5、圖3-6)、曲柄式(參見(jiàn)圖3-12)和具有兩

52、個(gè)或四個(gè)等直徑活塞的制動(dòng)輪缸式的(見(jiàn)圖3-2(b)、圖3-7、圖3-8)。后者可保證作用在兩蹄上的張開(kāi)力相等并用液壓驅(qū)動(dòng)，而凸輪式、楔塊式和曲柄式等張開(kāi)裝置則用氣壓驅(qū)動(dòng)。當(dāng)張開(kāi)裝置中的制動(dòng)凸輪和制動(dòng)楔塊都是浮動(dòng)的時(shí)，也能保證兩蹄張開(kāi)力相等，這時(shí)的凸輪稱為平衡凸輪。也有非平衡式的制動(dòng)凸輪，其中心是固定的，不能浮動(dòng)，所以不能保證作用在兩蹄上的張開(kāi)力相等。 </p><p>　　圖3-3 S凸輪制動(dòng)器</p>

53、;<p>　　圖3-4 楔塊式張開(kāi)裝置及其受力簡(jiǎn)圖</p><p>　　圖3-5 S凸輪式車輪制動(dòng)器</p><p>　　1—制動(dòng)蹄；2—凸輪；3—制動(dòng)底板；4—調(diào)整臂；5—凸輪支座及制動(dòng)氣室；6—滾輪</p><p>　　圖3-6 楔塊式張開(kāi)裝置的車輪制動(dòng)器</p><p>　　1—制動(dòng)蹄；2—制動(dòng)底板；3—制動(dòng)氣室；4—楔塊

54、；5—滾輪</p><p>　　6—柱塞；7—檔塊；8—棘爪；9—調(diào)整螺釘；10—調(diào)整套筒</p><p>　　圖3-7 制動(dòng)輪缸具有兩個(gè)個(gè)等直徑活塞的車輪制動(dòng)器</p><p>　　1—活塞；2—活塞支承圈；3—密封圈；4—支承；5—制動(dòng)底板；6—制動(dòng)蹄</p><p>　　7—支承銷；8—青銅偏心輪；9—制動(dòng)蹄定位銷；10—駐車制動(dòng)傳動(dòng)裝

55、置</p><p>　　圖3-8制動(dòng)輪缸具有四個(gè)等直徑活塞的車輪制動(dòng)器</p><p>　　1—制動(dòng)蹄；2—制動(dòng)底板；3—制動(dòng)器間隙調(diào)整凸輪；4—偏心支承銷</p><p>　　領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進(jìn)和倒車時(shí)的制動(dòng)性能不變，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作中、重型載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動(dòng)器。

56、</p><p>　　3.1.2單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器</p><p>　　當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，若兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器，稱為雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。但這種制動(dòng)器在汽車倒車時(shí)，兩制動(dòng)蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱為單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如圖3-10 (c)所示，兩制動(dòng)蹄各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)，兩套制動(dòng)蹄、制動(dòng)輪缸等機(jī)件在制動(dòng)底板上是以制動(dòng)底板中心作對(duì)稱布置的，因此兩蹄對(duì)鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡

57、式制動(dòng)器。 </p><p>　　單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器根據(jù)其調(diào)整方法的不同，又有多種結(jié)構(gòu)方案，如圖3-10所示。</p><p>　　圖3-10 單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的機(jī)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)）</p><p>　?。╝）一般形式；（b）偏心調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整；（d）浮動(dòng)蹄片，輪缸支座端調(diào)整；（e）浮動(dòng)蹄片，輪缸偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整</p><p>　　雙

58、領(lǐng)蹄式制動(dòng)器有高的正向制動(dòng)效能，但倒車時(shí)則變?yōu)殡p從蹄式，使制動(dòng)效能大降。中級(jí)轎車的前制動(dòng)器常用這種型式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動(dòng)時(shí)，前軸的動(dòng)軸荷及附著力大于后軸，而倒車時(shí)則相反，采用這種結(jié)構(gòu)作為前輪制動(dòng)器并與領(lǐng)從蹄式后輪制動(dòng)器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動(dòng)力分配并使前、后輪制動(dòng)器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后輪還由于有兩個(gè)互相成中心對(duì)稱的制動(dòng)輪缸，難于附加駐車制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。</p><p>　　

59、3.1.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器</p><p>　　當(dāng)制動(dòng)鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時(shí)兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器，稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如圖3-2(d)及圖3-11、圖3-12所示。</p><p>　　圖3-11 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)）</p><p>　?。╝）一般形式；（b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整</p><p>　　其兩

60、蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個(gè)活塞制動(dòng)輪缸的支座上(圖3-2(d)、圖3-11)或其他張開(kāi)裝置的支座上(圖3-12、圖3-13)。</p><p>　　圖3-12 曲柄機(jī)構(gòu)制動(dòng)器（氣壓驅(qū)動(dòng)） 圖3-13 雙楔制動(dòng)器（氣壓驅(qū)動(dòng)）</p><p>　　當(dāng)制動(dòng)時(shí)，油壓使兩個(gè)制動(dòng)輪缸的兩側(cè)活塞(圖3-11)或其他張開(kāi)裝置的兩側(cè)(圖3-12、圖3-13)均向

61、外移動(dòng)，使兩制動(dòng)蹄均壓緊在制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面上。制動(dòng)鼓靠摩擦力帶動(dòng)兩制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)過(guò)一小角度，使兩制動(dòng)蹄的轉(zhuǎn)動(dòng)方向均與制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致；當(dāng)制動(dòng)鼓反向旋轉(zhuǎn)時(shí)，其過(guò)程類同但方向相反。因此，制動(dòng)鼓在正向、反向旋轉(zhuǎn)時(shí)兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄，故稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。它也屬于平衡式制動(dòng)器。由于這種制動(dòng)器在汽車前進(jìn)和倒退時(shí)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。但用作后輪制動(dòng)器時(shí)，需另設(shè)中央制動(dòng)器。</p><p>

62、;　　3.1.4雙從蹄式制動(dòng)器</p><p>　　雙從蹄式制動(dòng)器的兩蹄片各有一個(gè)固定支點(diǎn)，而且兩固定支點(diǎn)位于兩蹄片的不同端，并用各有一個(gè)活塞的兩輪缸張開(kāi)蹄片，其結(jié)構(gòu)形式與單向雙領(lǐng)蹄式相反。</p><p>　　雙從蹄式制動(dòng)器的制動(dòng)效能穩(wěn)定性最好，但因制動(dòng)效能最低，所以很少采用。</p><p>　　3.1.5單向增力式制動(dòng)器</p><p>

63、;　　如圖3-2(e)所示，兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動(dòng)蹄支承在其上端制動(dòng)底板上的支承銷上。當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，第一制動(dòng)蹄被單活塞的制動(dòng)輪缸推壓到制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面上。制動(dòng)鼓靠摩擦力帶動(dòng)第一制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)過(guò)一小角度，進(jìn)而經(jīng)頂桿推動(dòng)第二制動(dòng)蹄也壓向制動(dòng)鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動(dòng)蹄為一增勢(shì)的領(lǐng)蹄，而第二制動(dòng)蹄不僅是一個(gè)增勢(shì)領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動(dòng)輪缸給第一制動(dòng)蹄的推力P大很多，使第二制動(dòng)蹄的制動(dòng)力矩比第一制動(dòng)蹄的

64、制動(dòng)力矩大2～3倍之多。由于制動(dòng)時(shí)兩蹄的法向反力不能互相平衡，因此屬于一種非平衡式制動(dòng)器。 </p><p>　　雖然這種制動(dòng)器在汽車前進(jìn)制動(dòng)時(shí)，其制動(dòng)效能很高，且高于前述各種制動(dòng)器，但在倒車制動(dòng)時(shí)，其制動(dòng)效能卻是最低的。因此，僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作前輪制動(dòng)器。</p><p>　　3.1.6雙向增力式制動(dòng)器</p><p>　　如圖3-2(f)所示，將單

65、向增力式制動(dòng)器的單活塞制動(dòng)輪缸換以雙活塞式制動(dòng)輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，則成為雙向增力式制動(dòng)器。對(duì)雙向增力式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，不論汽車前進(jìn)制動(dòng)或倒退制動(dòng)，該制動(dòng)器均為增力式制動(dòng)器。只是當(dāng)制動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn)時(shí)，前制動(dòng)蹄為第一制動(dòng)蹄，后制動(dòng)蹄為第二制動(dòng)蹄；而反向旋轉(zhuǎn)時(shí)，第一制動(dòng)蹄與第二制動(dòng)蹄正好對(duì)調(diào)。第一制動(dòng)蹄是增勢(shì)領(lǐng)蹄，第二制動(dòng)蹄不僅是增勢(shì)領(lǐng)蹄，而且經(jīng)頂桿傳給它的推力Q要比制動(dòng)輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動(dòng)時(shí)作用于第二蹄上端

66、的制動(dòng)輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向增力式制動(dòng)器也是屬于非平衡式制動(dòng)器。 圖3-14給出了雙向增力式制動(dòng)器(浮動(dòng)支承)的幾種結(jié)構(gòu)方案，圖3-15給出了雙向增力式制動(dòng)器(固定支點(diǎn))另外幾種結(jié)構(gòu)方案。 </p><p>　　雙向增力式制動(dòng)器在高級(jí)轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動(dòng)與駐車制動(dòng)共用的制動(dòng)器，但行車制動(dòng)是由液壓通過(guò)制動(dòng)輪缸產(chǎn)生制動(dòng)蹄的張開(kāi)力進(jìn)行制動(dòng)，而駐車制動(dòng)則是用制動(dòng)操縱手柄通過(guò)

67、綱索拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動(dòng)器，因?yàn)轳v車制動(dòng)要求制動(dòng)器正、反向的制動(dòng)效能都很高，而且駐車制動(dòng)若不用于應(yīng)急制動(dòng)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生高溫，因而熱衰退問(wèn)題并不突出。</p><p>　　圖3-14 雙向增力式制動(dòng)器（浮動(dòng)支承）的結(jié)構(gòu)方案</p><p>　　圖3-15雙向增力式制動(dòng)器（固定支點(diǎn)）的結(jié)構(gòu)方案</p><p>　　（a）一般形式；（b）浮動(dòng)形式；

68、（c）中心調(diào)整</p><p>　　3.2鼓式制動(dòng)器方案的確定</p><p>　　考慮到制動(dòng)器的效能因素和制動(dòng)器效能的穩(wěn)定性，且領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙易于調(diào)整，便于附裝駐車制動(dòng)裝置，根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)及制動(dòng)要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)等因數(shù)，本文選擇凸輪式領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器作為設(shè)計(jì)方案。 </p><p>　　第4章 理想

69、制動(dòng)力及其分配</p><p>　　對(duì)汽車制動(dòng)性能有著重要影響的制動(dòng)系參數(shù)有：制動(dòng)力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩等。</p><p>　　4.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)</p><p>　　汽車制動(dòng)時(shí)，如果忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為: </p><p&g

70、t;<b>　　式（4.1）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N·m；</p><p>　　——地面作用于車輪上的制動(dòng)力，之間的摩擦力，又稱為地面制即地面與輪胎動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N；

71、</p><p>　　——車輪有效半徑，m。</p><p>　　令 = / 式(4.2)</p><p>　　即制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動(dòng)周緣力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度>0時(shí)，大小亦相等，且僅由制

72、動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(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。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力 受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力 ，即</p><p>　　≤ 式（4.3）</p><p>　　式中 ——輪胎與地面間的附著系數(shù)； </p

73、><p>　　Z——地面對(duì)車輪的法向反力。</p><p>　　當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0以后，地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升如圖3.1。</p><p>　　圖4.1 制

74、動(dòng)器制動(dòng)力與踏板力關(guān)系曲線</p><p>　　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(duì)前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：</p><p><b>　　式（4.4）</b></p><p><b>　　式（4.5）</b></p><p>　　式中 ：G——汽車所受重力；

75、</p><p><b>　　L——汽車軸距；</b></p><p>　　——汽車質(zhì)心離前軸距離；</p><p>　　圖4.2 汽車制動(dòng)時(shí)整車受力分析圖</p><p>　　——汽車質(zhì)心離后軸距離；</p><p><b>　　——汽車質(zhì)心高度；</b></p>

76、;<p>　　g ——重力加速度；</p><p>　　——汽車制動(dòng)減速度。</p><p>　　若在附著系數(shù)為（我們選擇在瀝青路面上制動(dòng)，則選取=0.8）的路面上制動(dòng)，前、后輪均抱死（同時(shí)抱死或先后抱死均可），此時(shí)汽車總的地面制動(dòng)力為</p><p><b>　　式(4.6)</b></p><p>　　

77、式中 q（）——制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；</p><p>　　，——前后軸車輪的地面制動(dòng)力。</p><p>　　此時(shí) 等于汽車前、后軸車輪的總的附著力，亦等于作用于質(zhì)心的制動(dòng)慣性力 ，即有</p><p>　　=== 式（4.7）</p><p>　　則得水平地面作用于前

78、、后軸車輪的法向反作用力的表達(dá)式：</p><p><b>　　式（4.8）</b></p><p><b>　　式（4.9）</b></p><p>　　在本設(shè)計(jì)中，重型貨車在滿載時(shí)的基本數(shù)據(jù)如下：</p><p>　　mm，mm， mm，汽車所受的重力N，同步附著系數(shù)=0.8，汽車滿載時(shí)的質(zhì)心高

79、度。</p><p>　　重型貨車在滿載時(shí)的基本數(shù)據(jù)如下：</p><p><b>　　mm， mm，</b></p><p><b>　　故 滿載時(shí)：</b></p><p>　　=938386.9N</p><p>　　=994898.31N</p><

80、;p><b>　　空載時(shí)： </b></p><p>　　=43698.12N</p><p>　　=35975.87N</p><p>　　由以上兩式可求得前軸車輪附著力為:</p><p><b>　　式(4.10)</b></p><p>　　后軸車輪附著力為 :

81、 式（4.11）</p><p>　　故滿載時(shí)前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為：</p><p>　　=750709.52N</p><p>

82、;　　=795918.65N</p><p>　　空載時(shí)前、后軸車輪附著力</p><p><b>　　=34951.3N</b></p><p>　　=28780.67N</p><p>　　當(dāng)汽車各車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過(guò)程可

83、能出現(xiàn)的情況有三種，即:(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時(shí)抱死拖滑。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。</p><p>　　由式(4.7)、式(4.10)、（4.11）不難求得在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時(shí)抱死即前、后軸車輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是</p><p><b>　　

84、式(4.12)</b></p><p><b>　　式(4.13)</b></p><p>　　式中 ——前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，；；</p><p>　　——后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， ；</p><p>　　——前軸車輪的地面制動(dòng)力；</p><p>　　——后軸車輪的地面制動(dòng)力；&

85、lt;/p><p>　　，——地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力；</p><p><b>　　G ——汽車重力；</b></p><p>　　，——汽車質(zhì)心離前、后軸距離；</p><p><b>　　——汽車質(zhì)心高度。</b></p><p>　　由式(4.12)、(4.13)得&

86、lt;/p><p><b>　　式(4.14)</b></p><p>　　式中 L——汽車的軸距。</p><p>　　將上式繪成以，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(jiǎn)稱I曲線，如圖4.3所示。</p><p>　　如果汽車前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力，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

87、上制動(dòng)時(shí)，都能使前、后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)汽車尤其是貨車的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力之比值為一定值，并以前制動(dòng)與汽車總制動(dòng)力 之比來(lái)表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)：</p><p><b>　　式（4.15）</b></p><p>　　圖4.3 空載與滿載時(shí)理想制動(dòng)力分配曲線</p><p>　　則：

88、 = 式（4.16）</p><p>　　代入數(shù)據(jù)得空載時(shí)： =0.548</p><p>　　滿載時(shí)： =0.485</p><p>　　由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面制動(dòng)力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動(dòng)周緣力，故又可通稱為制動(dòng)力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時(shí)的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)

89、采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的非感載式比例閥，同時(shí)整個(gè)制動(dòng)系應(yīng)加裝ABS防抱死制動(dòng)系統(tǒng)</p><p>　　4.2 同步附著系數(shù)</p><p>　　式(4.15)可表達(dá)為：</p><p><b>　　式(4.17)</b></p><p>　　上式在圖4.3中是一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為(1-)/的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)為

90、 的汽車的實(shí)際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱 線。圖中 線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)= ,則稱線與I曲線交點(diǎn)處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)。它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式</p><p><b>　　式(4.18)</b></p><p>　　滿載時(shí)： =0.799</p><p>　　

91、空載時(shí)： =0.798</p><p>　　利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)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) 。</p><p>　　4.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩</p><p>　　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，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式（2.8）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前，后同時(shí)抱死時(shí)

92、的制動(dòng)力之比為</p><p>　　== 式（4.19）</p><p>　　式中 , — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；</p><p><b>　　— 同步附著系數(shù)；</b></p><p><b>　　— 汽車質(zhì)心高度。</b></p>&

93、lt;p>　　通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即</p><p>　　= 式（4.20） </p><p>　　= 式（4.21）</p><p>　　式中： —

94、前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；</p><p>　　— 后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；</p><p>　　— 作用于前軸車輪上的地面法向反力；</p><p>　　— 作用于前軸車輪上的地面法向反力；</p><p><b>　　— 車輪有效半徑。</b></p><p>　　根據(jù)市場(chǎng)上的大多數(shù)微型貨車輪胎規(guī)格

95、及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB-T_2977-1977；選取的輪胎型14.00R20?？傻糜行О霃?570mm</p><p>　　== 式（4.22）</p><p>　　= 式（4.23） </p><p>　　由式（4.19），式（4.20）可得</p><

96、p>　　===4366.37 </p><p>　　= ==538.23</p><p>　　第5章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　5.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)</p><p>　　5.1.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D</p><p>　　輸入力一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，則制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但 的增

97、大（圖5-1）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20—30mm，否則不僅制動(dòng)鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動(dòng)鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用來(lái)保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動(dòng)時(shí)的溫度。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。</p><p>　　圖5-1 鼓式制動(dòng)器主要幾何參數(shù)</p><p>　　制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑

98、之比的范圍如下：</p><p>　　乘用車 =0.64-0.74</p><p>　　商用車 =0.70-0.83</p><p>　　制動(dòng)鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參考專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》。轎車制動(dòng)鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動(dòng)鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小80mm-100mm，設(shè)計(jì)時(shí)

99、亦可按輪輞直徑初步確定制動(dòng)鼓內(nèi)徑（見(jiàn)表5-1）。</p><p>　　表5-1 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑</p><p>　　初選輪輞直徑20英寸，則輪輞直徑=20×25.4mm=508mm。</p><p>　　而對(duì)應(yīng)的制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑=420，=420/508=0.826，滿足貨車對(duì)制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑比值的要求。</p><p>　　5.

100、1.2 摩擦襯片寬度b和包角</p><p>　　摩擦襯片寬度尺寸的選取對(duì)摩擦襯片的使用壽命有影響。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。</p><p>　　這兩個(gè)參數(shù)加上已初定的制動(dòng)鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個(gè)制動(dòng)器的摩擦面積 ,即</p><p>　　mm

101、 式（5-1）</p><p>　　式中： D—制動(dòng)鼓內(nèi)徑（mm）；</p><p>　　b—制動(dòng)蹄摩擦襯片寬度(mm)；</p><p>　　—分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（°）。</p><p>　　摩擦襯片的包角通常在 范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角 時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)效能則最高。再減小雖有利于散熱，但

102、由于單位壓力過(guò)高將加速磨損，包角不宜大于120°，因?yàn)檫^(guò)大不僅不利于散熱，而且易使只動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。</p><p>　　摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力，減小磨損，但b的尺寸過(guò)大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸，通常是根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過(guò)2.5MP 的條件來(lái)選擇襯片寬度b的。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量按擦擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值。另外，根據(jù)國(guó)外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)器總的襯片摩擦面積

103、隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，（如表5-2所示）。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動(dòng)鼓半徑R，襯片寬度b及包角 ，即：</p><p><b>　　式（5-2）</b></p><p>　　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。</p><p>　　表5-2 制動(dòng)器襯片摩擦面積</p><

104、p>　　制動(dòng)鼓各蹄摩擦襯片總摩擦面積越大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。</p><p>　　本設(shè)計(jì)中，摩擦襯片包角，制動(dòng)蹄摩擦襯片寬度b根據(jù)QC/T309-1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》可取b=140mm。</p><p><b>　　由式（5-2）得</b></p><p><b>　　

105、cm</b></p><p>　　單個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=1025.73 cm </p><p>　　如表6-2所示，摩擦襯片寬度b的選取合理。</p><p><b>　　由式（6-1）可得</b></p><p><b>　　cm</b></p><

106、p>　　5.1.3 摩擦襯片起始角</p><p>　　摩擦襯片起始角如圖5-1所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣得得中央。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善制動(dòng)效能和磨損的均勻性。</p><p>　　5.1.4 制動(dòng)器中心到張開(kāi)力作用線的距離e</p><p>　　在滿足制動(dòng)輪缸或凸輪能夠布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使

107、距離a盡可能地大，以提高起制動(dòng)效能，初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取左右。</p><p><b>　　取mm </b></p><p>　　5.1.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c</p><p>　　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?。▓D5-1）。初步設(shè)計(jì)可取 =0.8R左右,c=42mm。</p><p&

108、gt;　　a=0.8R=0.8×210=168mm</p><p>　　5.1.6 摩擦片摩擦系數(shù)</p><p>　　選擇摩擦片時(shí)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。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對(duì)蹄式制動(dòng)器非常重要。各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0

109、.3～0.5，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在設(shè)計(jì)制動(dòng)器時(shí)，并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250℃時(shí)，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40已不成問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取=0.4可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦材料時(shí),應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料。</p><p>　　在本設(shè)計(jì)中選取=0.4。</p

110、><p>　　5.2 固定凸輪式（S型凸輪）氣制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算 </p><p>　　固定凸輪式氣制動(dòng)器在結(jié)構(gòu)上屬于繞支撐銷式領(lǐng)－從蹄制動(dòng)器，因其凸輪只能繞固定軸轉(zhuǎn)動(dòng)，作用于領(lǐng)蹄和從蹄上的張開(kāi)力P不等，使領(lǐng)蹄的效能有所下降，而從蹄的效能有所增長(zhǎng)。這樣，固定凸輪式氣制動(dòng)器的總的平均制動(dòng)器因數(shù)可按下式計(jì)算：</p><p><b>　　式（5-3）<

111、;/b></p><p>　　單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù) ：</p><p><b>　　式（5-4）</b></p><p>　　單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù) ：</p><p><b>　　式（5-5）</b></p><p><b>　　上兩式中</b>&

112、lt;/p><p><b>　　式（5-6）</b></p><p><b>　　式（5-7）</b></p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　以上各式中的有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)。</p><p><b>　　，， ，，，。&l

113、t;/b></p><p>　　圖5-2 支承銷式制動(dòng)蹄</p><p>　　將數(shù)值代入式(5.6)和式(5.7)計(jì)算得：</p><p><b>　　A＝0.883</b></p><p><b>　　B＝0.911</b></p><p>　　帶入式（5-4）和式（

114、5-5）計(jì)算得：</p><p><b>　?。?.871</b></p><p><b>　?。?.598</b></p><p>　　將得到的結(jié)果代入式(5.3)得</p><p><b>　　BF＝1.788</b></p><p>　　5.3 制

115、動(dòng)力的計(jì)算</p><p>　　5.3.1 所需的制動(dòng)力計(jì)算</p><p>　　根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，由之前的分析得：</p><p>　　地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為：</p><p>　　汽車總的地面制動(dòng)力為：</p><p>　　前、后軸車輪附著力為：</p><p>

116、;　　故所需的制動(dòng)力F需= 式(5.8)</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=61216 N</b></p><p>　　5.3.2 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算</p><p>　　由制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式（即， ），

117、 式(5.9)</p><p>　　它表示制動(dòng)器的效能，因此又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)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(píng)比不同結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)器的效能。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即</p><p><b>　　式(5.10)</b></p><p>　　式中

118、 ——制動(dòng)器的摩擦力矩；</p><p>　　R——制動(dòng)鼓的作用半徑；</p><p>　　P——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開(kāi)力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。</p><p>　　由調(diào)壓器調(diào)節(jié)的儲(chǔ)氣罐壓力，一般為0.67Mpa－0.73Mpa，而安全閥限定的最高壓力則為0.9Mpa左右。這里我們選擇儲(chǔ)氣罐壓力最小為0.67Mpa。</p>