單向曾力鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)

PAGE50課程名稱(chēng):課程代碼:題目:年級(jí)/專(zhuān)業(yè)/班:學(xué)生姓名:學(xué)號(hào):開(kāi)始時(shí)間:年月日完成時(shí)間:年月日課程設(shè)計(jì)成績(jī)：指導(dǎo)教師簽名：年月日。PAGEPAGEI目錄第1章概述 11.1本課題的目的和意義 11.2制動(dòng)系概述 11.3鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀 21.4研究重點(diǎn)以及目的 3第2章鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇 42.1鼓式制動(dòng)器的形式結(jié)構(gòu) 42.2鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類(lèi) 52.2.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器 52.2.2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 102.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器 102.2.4單向増力式制動(dòng)器 122.2.5雙向増力式制動(dòng)器 12第3章制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇 163.1制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 163.2同步附著系數(shù) 213.4鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 233.4.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D 233.4.2摩擦襯片寬度b和包角β 243.4.3摩擦襯片起始角Θ0 253.4.4制動(dòng)器中心到張開(kāi)力P作用線的距離a 263.4.5制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c 263.4.6襯片摩擦系數(shù)f 263.5其他零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 273.5.1制動(dòng)鼓 273.5.2制動(dòng)蹄 283.5.3制動(dòng)底板 283.5.4制動(dòng)蹄的支承 293.5.5制動(dòng)輪缸 293.5.6摩擦材料 293.5.7制動(dòng)器間隙 30第4章.制動(dòng)性能計(jì)算 314.1制動(dòng)距離計(jì)算 314.2緊急制動(dòng)計(jì)算 324.3駐車(chē)制動(dòng)的計(jì)算 324.4摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算 33第5章液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算 365.1制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算 365.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 385.2.1所需制動(dòng)力矩計(jì)算 385.2.3確定制動(dòng)輪缸直徑 385.2.4輪缸的工作容積 395.3制動(dòng)主缸設(shè)計(jì)計(jì)算 395.3.1主缸的工作容積 395.3.2踏板力和踏板行程計(jì)算 41結(jié)論 43參考文獻(xiàn) 44PAGEPAGEI第1章概述1.1本課題的目的和意義近年來(lái)，國(guó)內(nèi)、外對(duì)汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)的研究與改進(jìn)的大部分工作集中在通過(guò)對(duì)汽車(chē)制動(dòng)過(guò)程的有效控制來(lái)提高車(chē)輛的制動(dòng)性能及其穩(wěn)定性，如ABS技術(shù)等，而對(duì)制動(dòng)器本身的研究改進(jìn)較少。然而，對(duì)汽車(chē)制動(dòng)過(guò)程的控制效果最終都須通過(guò)制動(dòng)器來(lái)實(shí)現(xiàn)，現(xiàn)代汽車(chē)普遍采用的摩擦式制動(dòng)器的實(shí)際工作性能是整個(gè)制動(dòng)系中最復(fù)雜、最不穩(wěn)定的因素，因此改進(jìn)制動(dòng)器機(jī)構(gòu)、解決制約其性能的突出問(wèn)題具有非常重要的意義。對(duì)于蹄－鼓式制動(dòng)器，其突出優(yōu)點(diǎn)是可利用制動(dòng)蹄的增勢(shì)效應(yīng)而達(dá)到很高的制動(dòng)效能因數(shù)，并具有多種不同性能的可選結(jié)構(gòu)型式，以及其制動(dòng)性能的可設(shè)計(jì)性強(qiáng)、制動(dòng)效能因數(shù)的選擇范圍很寬、對(duì)各種汽車(chē)的制動(dòng)性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車(chē)以外的各種車(chē)輛的制動(dòng)器中占主導(dǎo)地位。但是，傳統(tǒng)的蹄－鼓式制動(dòng)器存在本身無(wú)法克服的缺點(diǎn)，主要表現(xiàn)于：其制動(dòng)效能的穩(wěn)定性較差，其摩擦副的壓力分布均勻性也較差，襯片磨損不均勻；另外，在摩擦副局部接觸的情況下容易使制動(dòng)器制動(dòng)力矩發(fā)生較大的變化，因此容易使左右車(chē)輪的制動(dòng)力產(chǎn)生較大差值，從而導(dǎo)致汽車(chē)制動(dòng)跑偏。對(duì)于鉗－盤(pán)式制動(dòng)器，其優(yōu)點(diǎn)在于：制動(dòng)效能穩(wěn)定性和散熱性好，對(duì)摩擦材料的熱衰退較不敏感，摩擦副的壓力分布較均勻，而且結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單、維修較簡(jiǎn)便。但是，鉗－盤(pán)式制動(dòng)器的缺點(diǎn)在于：其制動(dòng)效能因數(shù)很低（只有0.7左右），因此要求很大的促動(dòng)力，導(dǎo)致制動(dòng)管路內(nèi)液體壓力高，而且其摩擦副的工作壓強(qiáng)和溫度高；制動(dòng)盤(pán)易被污染和銹蝕；當(dāng)用作后輪制動(dòng)器時(shí)不易加裝駐車(chē)制動(dòng)機(jī)構(gòu)等。因此，現(xiàn)代車(chē)輛上迫切需要一種可克服已有技術(shù)不足之處的先進(jìn)制動(dòng)器，它可充分發(fā)揮蹄－鼓式制動(dòng)器制動(dòng)效能因數(shù)高的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)具有摩擦副壓力分布均勻、制動(dòng)效能穩(wěn)定以及制動(dòng)器間隙自動(dòng)調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)較理想等優(yōu)點(diǎn)。1.2制動(dòng)系概述汽車(chē)制動(dòng)系是用以強(qiáng)制行駛中的汽車(chē)減速或停車(chē)、使下坡行駛的汽車(chē)車(chē)速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車(chē)在原地(包括在斜坡上)駐留不動(dòng)的機(jī)構(gòu)。從汽車(chē)誕生時(shí)起，車(chē)輛制動(dòng)系統(tǒng)在車(chē)輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。近年來(lái)，隨著車(chē)輛技術(shù)的進(jìn)步和汽車(chē)行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來(lái)越明顯。也只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系工作可靠的汽車(chē)，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。汽車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)種類(lèi)很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)型式主要有機(jī)械式、氣動(dòng)式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動(dòng)裝置，用工作時(shí)產(chǎn)生的摩擦熱來(lái)逐漸消耗車(chē)輛所具有的動(dòng)能，以達(dá)到車(chē)輛制動(dòng)減速，或直至停車(chē)的目的。汽車(chē)制動(dòng)系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動(dòng)裝置，即行車(chē)制動(dòng)裝置和駐車(chē)制動(dòng)裝置；重型汽車(chē)或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車(chē)要增設(shè)應(yīng)急制動(dòng)裝置及輔助制動(dòng)裝置，牽引汽車(chē)應(yīng)有自動(dòng)制動(dòng)裝置等。作為制動(dòng)系的主要組成部分，在車(chē)輛上常用的傳統(tǒng)蹄－鼓式制動(dòng)器包括領(lǐng)從蹄型、雙領(lǐng)蹄型、雙從蹄型、雙向自增力型等不同的結(jié)構(gòu)型式。1.3鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀長(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。1978年，BrianIngram等提出一種蹄平動(dòng)的鼓式制動(dòng)器形式；這種制動(dòng)器的制動(dòng)蹄因?yàn)槭艿交鄣南拗?，只能平?dòng)不能轉(zhuǎn)動(dòng)，因此沒(méi)有增勢(shì)效應(yīng)，也沒(méi)有減勢(shì)效應(yīng)，與盤(pán)式制動(dòng)器類(lèi)似，理論上制動(dòng)效能和摩擦系數(shù)的關(guān)系是線性的，制動(dòng)穩(wěn)定性較好，同時(shí)，可以有效地防止傳統(tǒng)鼓式制動(dòng)器普遍的摩擦片偏磨現(xiàn)象，但制動(dòng)效能因數(shù)較低。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(pán)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(chē)的安全性，另外對(duì)駕駛和操縱舒適性也有所提高，但仍然存在一些問(wèn)題，諸如系統(tǒng)復(fù)雜、高能耗、高成本、維護(hù)困難等。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)。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(pán)制動(dòng)器、電力液壓制動(dòng)臂型盤(pán)式制動(dòng)器、濕式盤(pán)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[3]。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。1.4研究重點(diǎn)以及目的研究重點(diǎn)：根據(jù)設(shè)計(jì)車(chē)型的特點(diǎn)，合理計(jì)算該車(chē)型制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力及制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩、鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及選擇、鼓式制動(dòng)器主要參數(shù)的計(jì)算與確定、摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算、制動(dòng)器熱容量和溫升的核算、制動(dòng)力矩的計(jì)算與校核、在二維或三維設(shè)計(jì)平臺(tái)AUTOCAD中完成鼓式制動(dòng)器零件圖以及裝配圖的繪制、設(shè)計(jì)合理性的分析和評(píng)價(jià)等。本次設(shè)計(jì)的目的是通過(guò)合理整和已有的設(shè)計(jì)，閱讀大量文獻(xiàn)，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)的機(jī)械制圖的步驟和規(guī)則；掌握鼓式制動(dòng)器總成的相關(guān)設(shè)計(jì)方法，以進(jìn)一步扎實(shí)汽車(chē)設(shè)計(jì)基本知識(shí)；學(xué)會(huì)用AUTOCAD,UG等三維軟件進(jìn)行基本的二維或三維建模和制圖，同時(shí)提高分析問(wèn)題及解決問(wèn)題的能力。提出將各種設(shè)計(jì)方法互相結(jié)合,針對(duì)不同的設(shè)計(jì)內(nèi)容分別應(yīng)用不同的方法,以促進(jìn)其設(shè)計(jì)過(guò)程方法優(yōu)化、設(shè)計(jì)結(jié)果精益求精。第2章鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇2.1鼓式制動(dòng)器的形式結(jié)構(gòu)鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類(lèi)（見(jiàn)圖2.1），它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對(duì)車(chē)輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。圖2.1鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖(a)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）雙向増力式制動(dòng)蹄按其張開(kāi)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動(dòng)蹄張開(kāi)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動(dòng)蹄，稱(chēng)為領(lǐng)蹄；反之，則稱(chēng)為從蹄。

除了輔助制動(dòng)裝置是利用發(fā)動(dòng)機(jī)排氣或其他緩速措施對(duì)下長(zhǎng)坡的汽車(chē)進(jìn)行減緩或穩(wěn)定車(chē)速外，汽車(chē)制動(dòng)器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，既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(chē)減速或停車(chē)的。鼓式制動(dòng)器又分為內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器和外束型鼓式制動(dòng)器。內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是一對(duì)帶有摩擦蹄片的制動(dòng)蹄，后者又安裝在制動(dòng)底板上，而制動(dòng)底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上（對(duì)車(chē)輪制動(dòng)器）或變速器殼或與其相固定的支架上（對(duì)中央制動(dòng)器）；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的圓柱表面與制動(dòng)蹄摩擦片的外表面作為一對(duì)摩擦表面在制動(dòng)鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故稱(chēng)為蹄式制動(dòng)器。外束型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動(dòng)帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的外圓柱表面和制動(dòng)帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對(duì)摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動(dòng)鼓，故又稱(chēng)為帶式制動(dòng)器。在汽車(chē)制動(dòng)系中，帶式制動(dòng)器曾僅用作某些汽車(chē)的中央制動(dòng)器，現(xiàn)代汽車(chē)已經(jīng)很少使用，所以內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器通常簡(jiǎn)稱(chēng)為鼓式制動(dòng)器，而通常所說(shuō)的鼓式制動(dòng)器即是指這種內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器。2.2鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類(lèi)2.2.1領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器如圖2.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車(chē)前進(jìn)時(shí)的制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向（制動(dòng)鼓正向旋轉(zhuǎn)），則蹄1為領(lǐng)蹄，蹄2為從蹄。汽車(chē)倒車(chē)時(shí)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向改變，變?yōu)榉聪蛐D(zhuǎn)，隨之領(lǐng)蹄與從蹄也就相互對(duì)調(diào)。這種當(dāng)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(chēng)為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。由圖2.1（a），（b）可見(jiàn)，領(lǐng)蹄所受的摩擦力矩使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢(shì)”作用，故稱(chēng)為增勢(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(chēng)為減勢(shì)蹄。“增勢(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。

圖2.2PERROT公司的S凸輪制動(dòng)器圖2.3俄KamA3汽車(chē)的S凸輪式車(chē)輪制動(dòng)器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滾輪對(duì)于兩蹄的張開(kāi)力P1=P2=P的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)，如圖2.1（b）所示，兩蹄壓緊制動(dòng)鼓的法向反力應(yīng)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少。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(chē)輪輪轂承受。這種制動(dòng)時(shí)兩蹄法向反力不能相互平衡的制動(dòng)器稱(chēng)為非平衡式制動(dòng)器。液壓或鍥塊驅(qū)動(dòng)的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器均為非平衡式結(jié)構(gòu)，也叫簡(jiǎn)單非平衡式制動(dòng)器。非平衡式制動(dòng)器對(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。為使襯片壽命均勻?？蓪奶愕哪Σ烈r片包角適當(dāng)?shù)販p小。對(duì)于如圖1.1（a）所示具有定心凸輪張開(kāi)裝置的領(lǐng)從蹄制動(dòng)器，在制動(dòng)時(shí)，凸輪機(jī)構(gòu)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(dòng)力矩應(yīng)分別相等，而作用于兩蹄的張開(kāi)力P1，P2則不等，并且必然有P1<P2。由于兩蹄的法向反力N1=N2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)僅使用于總質(zhì)量大于或等于10t的貨車(chē)和客車(chē)上。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2.1（a），圖2.2，圖2.3），鍥塊式（圖2.4），曲柄式（參見(jiàn)圖2.10）和具有兩個(gè)或四個(gè)等直徑活塞的制動(dòng)輪缸式的（見(jiàn)圖2.1（b），圖2.5，圖2.6）。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，鍥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)鍥塊都是浮動(dòng)的時(shí)，也能保證兩蹄張開(kāi)力相等，這時(shí)的凸輪稱(chēng)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。圖2.4鍥塊式張開(kāi)裝置的車(chē)輪制動(dòng)器1制動(dòng)蹄；2制動(dòng)底座；3制動(dòng)氣室；4鍥塊；5滾輪；6柱塞；7當(dāng)塊；8棘爪；9調(diào)整螺釘；10調(diào)整套筒圖2.5制動(dòng)輪缸具有兩個(gè)等直徑活塞的車(chē)輪制動(dòng)器圖2.6制動(dòng)輪缸有四個(gè)直徑活塞的車(chē)輪制動(dòng)器1活塞；2活塞支承圈；3密封圈；4支承；1制動(dòng)蹄；2制動(dòng)底板；3制動(dòng)器間隙調(diào)5制動(dòng)底板；6制動(dòng)蹄；7支承銷(xiāo)；凸輪；4偏心支承銷(xiāo)9制動(dòng)蹄定位銷(xiāo)；10駐車(chē)制動(dòng)傳動(dòng)裝置領(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(chē)前進(jìn)和倒車(chē)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(chē)制動(dòng)機(jī)構(gòu)，故仍廣泛用作中，重型載貨汽車(chē)前，后輪以及轎車(chē)后輪制動(dòng)器。根據(jù)支承結(jié)構(gòu)及調(diào)整方法的不同，領(lǐng)從蹄鼓式液壓驅(qū)動(dòng)的車(chē)輪制動(dòng)器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖2.7所示圖2.7領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)）（a）一般形式；（b）單固定支點(diǎn)；輪缸上調(diào)整（c）雙固定支點(diǎn)；偏心軸調(diào)整；（d）浮動(dòng)蹄片；支點(diǎn)端調(diào)整2.2.2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器當(dāng)汽車(chē)前進(jìn)時(shí)，若兩制動(dòng)蹄均為領(lǐng)蹄的制動(dòng)器，稱(chēng)為雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。但這種制動(dòng)器在汽車(chē)倒車(chē)時(shí)，兩制動(dòng)蹄又都變?yōu)閺奶?，因此，它又稱(chēng)為單向?yàn)閱蜗螂p領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如圖2.1（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)底板中心為對(duì)稱(chēng)布置的，因此兩蹄對(duì)鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動(dòng)器。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，如圖所示。圖2.8單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)）（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(dòng)蹄片，輪缸偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器有高的正向制動(dòng)效能，但倒車(chē)時(shí)變?yōu)殡p從蹄式，使制動(dòng)效能大減。中級(jí)轎車(chē)的前制動(dòng)器常用這種形式，這是由于這類(lèi)汽車(chē)前進(jìn)制動(dòng)時(shí)，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車(chē)時(shí)則相反，采用這這種結(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，后制動(dòng)力分配（Ff1＞Ff2）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(chēng)的制動(dòng)輪缸，難于附加駐車(chē)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。2.2.3雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器當(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(chēng)為雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如2.1（d）及圖2.9，圖2.10所示。其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷(xiāo)上，而是支承在兩個(gè)活塞制動(dòng)輪缸的支座上（圖2.1（d），圖2.9）或其他張開(kāi)裝置的支座上（圖2.10，圖2.11）。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2.9）或其他張開(kāi)裝置的兩側(cè)（圖2.10，圖2.11）均向外移動(dòng)，使兩制動(dòng)蹄均壓緊在制動(dòng)鼓的內(nèi)圓柱面上。圖2.9雙向雙領(lǐng)蹄式鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)）（a）一般形式；（b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整制動(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)鼓的轉(zhuǎn)向方向一致；當(dāng)制動(dòng)鼓反向旋轉(zhuǎn)時(shí)，其過(guò)程類(lèi)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(chēng)雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。它也屬于平衡式制動(dòng)器。由于這種這種制動(dòng)器在汽車(chē)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(chē)和部分轎車(chē)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。圖2.10LCCAS公司的曲柄機(jī)構(gòu)制動(dòng)器圖2.11PERROT的雙鍥式制動(dòng)器2.2.4單向増力式制動(dòng)器如圖2.1（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(xiāo)上。當(dāng)汽車(chē)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(xiāo)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相互平衡，因此屬于一種非平衡式制動(dòng)器。雖然這種制動(dòng)器在汽車(chē)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(chē)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(chē)和轎車(chē)上作前輪制動(dòng)器。2.2.5雙向増力式制動(dòng)器如圖2.1（f）所示，將單向増力式制動(dòng)器的單活塞制動(dòng)輪缸換以雙活塞制動(dòng)輪缸，其上端的支承銷(xiāo)也作為兩蹄可共用的，則成為雙向増力式制動(dòng)器。對(duì)雙向増力式制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，不論汽車(chē)前進(jìn)制動(dòng)或倒退制動(dòng)，該制動(dòng)器均為増力式制動(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)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)作用于第二蹄上端的制動(dòng)輪缸推力起著減小第二蹄與支承銷(xiāo)間壓緊力的作用。雙向増力式制動(dòng)器也是屬于非平衡式制動(dòng)器。圖2.12給出了雙向増力式制動(dòng)器（浮動(dòng)支承）的幾種結(jié)構(gòu)方案，圖2.4給出了雙向増力式制動(dòng)器（固定支點(diǎn)）另外幾種結(jié)構(gòu)方案。圖2.12雙向増力式制動(dòng)器（浮動(dòng)支承）的結(jié)構(gòu)方案（a）一般形式；（b）支承上調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整圖2.13雙向増力式制動(dòng)器（固定支點(diǎn)）的結(jié)構(gòu)方案（a）一般形式；（b）浮動(dòng)調(diào)整；（c）中心調(diào)整雙向増力式制動(dòng)器在高級(jí)轎車(chē)上用得較多，而且往往將其作為行車(chē)制動(dòng)與駐車(chē)制動(dòng)共用的制動(dòng)器，但行車(chē)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(chē)制動(dòng)則是用制動(dòng)操縱手柄通過(guò)拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車(chē)中央制動(dòng)器，因?yàn)轳v車(chē)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(chē)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。上述制動(dòng)器的特點(diǎn)是用制動(dòng)器效能，效能穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來(lái)評(píng)價(jià)。増力式制動(dòng)器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動(dòng)蹄的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來(lái)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。摩擦系數(shù)的變化是影響制動(dòng)器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。還應(yīng)指出，制動(dòng)器的效能不僅與制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式，結(jié)構(gòu)參數(shù)和摩擦系數(shù)有關(guān)，也受到其他有關(guān)因素的影響。例如制動(dòng)蹄摩擦襯片與制動(dòng)鼓僅在襯片的中部接觸時(shí)輸出的制動(dòng)力矩最??；而在襯片的兩端接觸時(shí)，輸出的制動(dòng)力矩就大。制動(dòng)器的效能常以制動(dòng)器效能因數(shù)或簡(jiǎn)稱(chēng)為制動(dòng)器因數(shù)BF（brakefactor）來(lái)衡量，制動(dòng)器因數(shù)BF可以用下式表達(dá)：BF=式中fN1，fN2：—制動(dòng)器摩擦副間的摩擦力，見(jiàn)圖1.1；N1，N2：—制動(dòng)器摩擦副間的法向力，對(duì)平衡式鼓式制動(dòng)器：N1=N2f—制動(dòng)器摩擦副的摩擦系數(shù)；P—鼓式制動(dòng)器的蹄端作用力，見(jiàn)圖2.1。圖2.14制動(dòng)器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線1増力式制動(dòng)器；2雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器；3領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器；4盤(pán)式制動(dòng)器；5雙從蹄式制動(dòng)器基本尺寸比例相同的各種內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f之間的關(guān)系如圖2.5所示。BF值大，即制動(dòng)效能好。在制動(dòng)過(guò)程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)是變化的，因此摩擦系數(shù)變化時(shí)。BF值變化小的，制動(dòng)效能穩(wěn)定性就好。制動(dòng)器因數(shù)值愈大，摩擦副的接觸情況對(duì)制動(dòng)效能的影響也就愈大。所以，對(duì)制動(dòng)器的正確調(diào)整，對(duì)高效能的制動(dòng)器尤為重要。本次設(shè)計(jì)選用單向曾力鼓式制動(dòng)器。

第3章制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇設(shè)計(jì)參數(shù)軸距:3060mm，總質(zhì)量:2550kg，滿載質(zhì)心高度:640mm前橋滿載負(fù)荷:1275kg，后橋滿載負(fù)荷:1275kg，輪胎規(guī)格:245/45R19，滾動(dòng)半徑：0.352m汽車(chē)制動(dòng)性能有重要影響的制動(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)強(qiáng)度，附著系數(shù)利用率，最大制動(dòng)力矩與制動(dòng)因素等。3.1制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)汽車(chē)制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車(chē)輪滾動(dòng)阻力矩和汽車(chē)回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角度ω>0的車(chē)輪，其力矩平衡方程為T(mén)f式中：Tf—制動(dòng)器對(duì)車(chē)輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車(chē)輪旋轉(zhuǎn)方向相反，N?mFB—地面作用于車(chē)輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱(chēng)地面制動(dòng)力，其方向與汽車(chē)行駛方向相反，N；re—車(chē)輪有效半徑，m。令Ff并稱(chēng)之為制動(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(chēng)為制動(dòng)周緣力。Ff與地面制動(dòng)力FB的方向相反，當(dāng)車(chē)輪角速度ω>0時(shí)，大小亦相等，且Ff僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即Ff取決于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車(chē)輪半徑等，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Tf，F(xiàn)f和FB均隨之增大。但地面制動(dòng)力FB受附著條件的限制，其值不可能大于附著力Fφ，即FB或FBmax式中φ—輪胎與地面間的附著系數(shù)；Z—地面對(duì)車(chē)輪的法向反力。當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力Ff和地面制動(dòng)力FB達(dá)到附著力Fφ值時(shí)，車(chē)輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)力矩Tf即表現(xiàn)為靜摩擦力矩，而Ff=Tf/re即成為與FB相平衡以阻止車(chē)輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到ω=0以后，地面制動(dòng)力FB達(dá)到附著力Fφ值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力Ff由于踏板力FP增大使摩擦力矩Tf增大而繼續(xù)上升（見(jiàn)圖3.1）圖3.1制動(dòng)器制動(dòng)力Ff，地面制動(dòng)力FB與踏板力FP的關(guān)系根據(jù)汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的整車(chē)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(chē)輪的法向反力Z1,Z2為：Z1式中：G—汽車(chē)所受重力，25500N；L—汽車(chē)軸距，3060mm；L1—汽車(chē)質(zhì)心離前軸距離，1530mm；L2—汽車(chē)質(zhì)心離后軸距離，1530mm；hg—汽車(chē)質(zhì)心高度，640mm；φ—附著系數(shù)。取一定值附著系數(shù)φ=0.7；計(jì)算質(zhì)心到前后軸的距離：L1=1275/2550*3060=1530.00mm，L2=1275/2550*3060=1530.00mm所以在滿載時(shí)由式（3.5）可得前后制動(dòng)反力Z為以下數(shù)值故前制動(dòng)反力：ZZ故后制動(dòng)反力：Z2Z圖3.2制動(dòng)時(shí)的汽車(chē)受力圖汽車(chē)總的地面制動(dòng)力為FB式中q（q=duFB1，F(xiàn)B2—前后軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力。由以上兩式可求得前，后車(chē)輪附著力為Fφ1=(由已知條件及式（3.7）可得得前、后軸車(chē)輪附著力即地面最大制動(dòng)力為，故前軸車(chē)輪附著力：FF前軸車(chē)輪附著力：FF上式表明：汽車(chē)附著系數(shù)φ為任意確定的路面上制動(dòng)時(shí)，各軸附著力即極限制動(dòng)力并非為常熟，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總之動(dòng)力FB的函數(shù)。當(dāng)汽車(chē)各車(chē)輪制動(dòng)器的制動(dòng)力足夠時(shí)，根據(jù)汽車(chē)前，后的周和分配，前，后車(chē)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。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（3.6），（3.7）不難求得在任何附著系數(shù)φ的路面上，前，后車(chē)輪同時(shí)抱死即前，后軸車(chē)輪附著力同時(shí)被充分利用的條件是Ff1+Ff式中Ff1—前軸車(chē)輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，F(xiàn)f1=FB1=φZ(yǔ)1；Ff2—后軸車(chē)輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，F(xiàn)f2=FB2=φZ(yǔ)2；FB1—前軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力；FB2—后軸車(chē)輪的地面制動(dòng)力；Z1，Z2—地面對(duì)前，后軸車(chē)輪的法向反力；G—汽車(chē)重力；L1L2—汽車(chē)質(zhì)心離前，后軸距離；hg—汽車(chē)質(zhì)心高度。由前述可知，前，后車(chē)輪同時(shí)抱死時(shí)，前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力Ff1，F(xiàn)f2是φ的函數(shù)。由式（3.8）中消去φ，得Ff2=式中L—汽車(chē)的軸距。將上式繪成以Ff1，F(xiàn)f2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(chēng)I曲線，如圖3.3所示。如果汽車(chē)前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力Ff1，F(xiàn)f2能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車(chē)在任何附著系數(shù)φ的路面上制動(dòng)時(shí)，能使前后車(chē)輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車(chē)由其是貨車(chē)的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)Ff1與總制動(dòng)力Ff之比來(lái)表明分配的比例，稱(chēng)為汽車(chē)制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)ββ=聯(lián)立式（3.8）和式（3.10）可得β=β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β又可通稱(chēng)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)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)。圖3.3某載貨汽車(chē)的I曲線與β線綜上我們?cè)O(shè)計(jì)取制動(dòng)器所產(chǎn)生的總制動(dòng)力Ff,前后輪最大制動(dòng)力Ff1、Ff2,地面制動(dòng)力FB1、FB2,支反力Z1、Z2和附著力FΦ1、FΦ2,及動(dòng)力分配系數(shù)β。Ff1=FB1=FΦ1=φZ(yǔ)1=βFf=10829.00N，F(xiàn)f2=FB2=FΦ2=φZ(yǔ)2=（1-β）Ff=7021.00N3.2同步附著系數(shù)由式（3.10）可得表達(dá)式Ff2上式在圖3.3中是一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為(1-β)/β的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)β的汽車(chē)的實(shí)際前，后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線，簡(jiǎn)稱(chēng)β線。圖中β線與I曲線交于B點(diǎn)，可求出B點(diǎn)處的附著系數(shù)φ0=φ，則稱(chēng)β線與I線交線處的附著系數(shù)φ0為同步附著系數(shù)。它是汽車(chē)制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)，由汽車(chē)結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計(jì)算公式是：φ0φ根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，空滿載的同步附著系數(shù)φ0′和φ0應(yīng)在下列范圍內(nèi)：轎車(chē)：0.65～0.80；輕型客車(chē)、輕型貨車(chē)：0.55～0.70；大型客車(chē)及中重型貨車(chē)：0.45～0.65。故所得同步附著系數(shù)滿足要求。制動(dòng)力分配的合理性通常用利用附著系數(shù)與制動(dòng)強(qiáng)度的關(guān)系曲線來(lái)評(píng)定。利用附著系數(shù)就是在某一制動(dòng)強(qiáng)度q下，不發(fā)生任何車(chē)輪抱死所要求的最小路面附著系數(shù)φ。前軸車(chē)輪的利用附著系數(shù)φ1可如下求得：設(shè)汽車(chē)前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時(shí)抱死時(shí)產(chǎn)生的減速度為dudtFf1而由式Z1可得前軸車(chē)輪的利用附著系數(shù)為φ1=Fφ同樣可求出后軸車(chē)輪的利用附著系數(shù)為：φ2=Fφ根據(jù)GB12676—1999附錄A，未裝制動(dòng)防抱死裝置的M1類(lèi)車(chē)輛應(yīng)符合下列要求：(1)φ值在0.2～0.8之間時(shí)，則必須滿足q≥0.1+0.85(φ-0.2)；(2)q值在0.15～0.8之間，車(chē)輛處于各種載荷狀態(tài)時(shí)，φ1線，即前軸利用附著系數(shù)應(yīng)在φ2線，即后軸利用附著系數(shù)線之上；但q值在0.3～0.45時(shí)，若φ2不超過(guò)φ=q線以上0.05，則允許φ2線，即后軸利用附著系數(shù)線位于φ1線，即前軸利用附著系數(shù)線之上。設(shè)計(jì)的制動(dòng)器制動(dòng)力分配符合要求。3.4鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)3.4.1制動(dòng)鼓內(nèi)徑D輸入力P一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但增大D(圖3.4)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20mm，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(mén)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，以減小制動(dòng)時(shí)的溫升。由選取的輪胎型號(hào)245/45R19，制動(dòng)鼓的直徑D與輪輞直徑Dr之比的范圍，轎車(chē)0.64~0.74，貨車(chē)0.7~0.83。本設(shè)計(jì)取：D/Dr=0.64～0.74計(jì)算得Dr=×25.4=483mmD取值范圍309~357由QC/T309—1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》，從表3.3表3.3制動(dòng)鼓工作直徑輪輞直徑/in121314151620，22.5制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm轎車(chē)180200240260——貨車(chē)220240260300320420根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，有個(gè)別轎車(chē)車(chē)型，輪轂大于15英寸情況下，也可以按照貨車(chē)給出的標(biāo)準(zhǔn)序列進(jìn)行選取，本設(shè)計(jì)取得制動(dòng)鼓內(nèi)徑D=320mm。圖3.4鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù)3.4.2摩擦襯片寬度b和包角β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。制動(dòng)鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。制動(dòng)器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動(dòng)時(shí)所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車(chē)輪鼓式制動(dòng)器的襯片面積隨汽車(chē)總質(zhì)量增大而增大，具體數(shù)據(jù)見(jiàn)圖3.5。試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角為：90o～120o時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過(guò)高將加速磨損。實(shí)際上包角兩端處單位壓力最小，因此過(guò)分延伸襯片的兩端以加大包角，對(duì)減小單位壓力的作用不大，而且將使制動(dòng)不平順，容易使制動(dòng)器發(fā)生自鎖。因此，包一般不宜大角于120o。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過(guò)大將不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。初選襯片包角Θ=120°。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過(guò)大則不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。通常根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使其單位壓力不超過(guò)2.5MPa，以及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=120mm。圖3.5制動(dòng)器襯片摩擦面積根據(jù)國(guó)外統(tǒng)計(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車(chē)輪制動(dòng)器總的襯片摩擦面積隨汽車(chē)總質(zhì)量的增大而增大，并且制動(dòng)器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動(dòng)鼓半徑R、襯片寬度b及包角Θ，即A=RbΘ式中，R-制動(dòng)鼓半徑（mm）b-襯片寬度（mm）Θ-是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積A=160×120×120°/180°×3.14/100=402cm2單個(gè)制動(dòng)器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=804cm2，如表3.2所示摩擦襯片寬度b的選取合理。3.4.3摩擦襯片起始角Θ0一般將襯片布置在制動(dòng)蹄的中央，即令Θ0=90o-Θ/2=30°。3.4.4制動(dòng)器中心到張開(kāi)力P作用線的距離a在保證輪缸能夠布置于制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a(圖3.4)盡可能大，以提高制動(dòng)效能。初取a=0.8R左右，則取a=128mm3.4.5制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大（3.4）。初取k=0.2R=32mm，c=0.8R=128mm。3.4.6襯片摩擦系數(shù)f選擇摩擦片時(shí)不僅希望其摩擦系數(shù)高，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器而言，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是非常重要的。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。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)f=0.35～0.40已無(wú)大問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下進(jìn)行制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，取f=0.38可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際。

3.5其他零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.5.1制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過(guò)極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。為了防止制動(dòng)鼓工作受載變形，常在制動(dòng)鼓外圓周鑄有肋，用來(lái)加強(qiáng)剛度和增加散熱效果(圖3.6(a))。一些轎車(chē)采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓(圖3.6(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖3.6(c))在轎車(chē)上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動(dòng)鼓本體也是鑄到一起的，這種內(nèi)鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。圖3.6制動(dòng)鼓制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會(huì)損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過(guò)大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。制動(dòng)鼓相對(duì)于輪轂的對(duì)中如圖3.6所示，是以直徑為dc的圓柱表面的配合來(lái)定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動(dòng)鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。許用不平衡度對(duì)轎車(chē)為15～20N·cm。制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車(chē)為7～12mm，貨車(chē)車(chē)為13～18mm制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開(kāi)小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。本次設(shè)計(jì)選用圖5.1C形式制動(dòng)鼓，制動(dòng)鼓厚度為10mm。3.5.2制動(dòng)蹄圖3.7鑄鐵制動(dòng)蹄轎車(chē)和輕型、微型貨車(chē)的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車(chē)鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開(kāi)有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻，并減少制動(dòng)時(shí)的尖叫聲。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車(chē)的約為3—5mm貨車(chē)約為5～8mm。襯片可以鉚接或粘接在制動(dòng)蹄上，粘接的允許其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本次設(shè)計(jì)采用4mm。3.5.3制動(dòng)底板制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)器各零件的安裝基體，應(yīng)保證各安裝零件相互間的正確位置。制動(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。3.5.4制動(dòng)蹄的支承二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。為了使具有支承銷(xiāo)的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。例如采用偏心支承銷(xiāo)或偏心輪。支承銷(xiāo)由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH370—12)或球墨鑄鐵(QT400—18)件。青銅偏心輪可保持制動(dòng)蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。具有長(zhǎng)支承銷(xiāo)的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開(kāi)機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開(kāi)槽供制動(dòng)蹄腹板張開(kāi)端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。3.5.5制動(dòng)輪缸是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開(kāi)機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車(chē)輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由45號(hào)鋼制成。其缸筒為通孔，需搪磨。活塞由鋁合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_(kāi)槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。本次設(shè)計(jì)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞。3.5.6摩擦材料制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無(wú)害的摩擦材料。目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹(shù)脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無(wú)機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹(shù)脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹(shù)脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能和其他性能。另一種是編織材料，它是先用長(zhǎng)纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹(shù)脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)(f=0.4以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高4～5倍。但耐熱性差，在200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車(chē)的鼓式制動(dòng)器，尤其是帶式中央制動(dòng)器。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質(zhì)量的60％～80％)，加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價(jià)高，適用于高性能轎車(chē)和行駛條件惡劣的貨車(chē)等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車(chē)。各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達(dá)0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取0.35～0.4。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。3.5.7制動(dòng)器間隙制動(dòng)鼓與摩擦襯片之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動(dòng)鼓能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。一般，鼓式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為0.25～0.5mm。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動(dòng)過(guò)程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過(guò)試驗(yàn)來(lái)確定。另外，制動(dòng)器在工作過(guò)程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。圖3.8間隙自調(diào)裝置1制動(dòng)蹄；2摩擦限位環(huán)；3活塞；本次設(shè)計(jì)制動(dòng)間隙0.5mm，間隙調(diào)解機(jī)構(gòu)為，在制動(dòng)輪缸內(nèi)增加摩擦限位環(huán)，用以自動(dòng)調(diào)節(jié)制動(dòng)間隙。

第4章.制動(dòng)性能計(jì)算4.1制動(dòng)距離計(jì)算制動(dòng)距離是指汽車(chē)在某初速度，從駕駛員使制動(dòng)踏板開(kāi)始移動(dòng)到汽車(chē)停住為止所駛過(guò)的距離，制動(dòng)距離和制動(dòng)減速度與制動(dòng)踏板力有關(guān)，故計(jì)算制動(dòng)距離和制動(dòng)減速度時(shí)應(yīng)指明相應(yīng)的踏板力或制動(dòng)系中的壓力。制動(dòng)距離和制動(dòng)減速度與路面的種類(lèi)、狀況（干燥或潮濕、清潔或有污泥）有關(guān)，技術(shù)文件中給出的制動(dòng)距離或制動(dòng)減速度都是平坦、良好、干燥、清潔的路面上的數(shù)值。制動(dòng)距離和制動(dòng)減速度與制動(dòng)器的熱狀況有關(guān)系，若無(wú)特殊說(shuō)明，一般制動(dòng)距離和減速度是指制動(dòng)器在冷狀態(tài)下的數(shù)值。當(dāng)不計(jì)入滾動(dòng)阻力和回轉(zhuǎn)質(zhì)量的影響時(shí)，制動(dòng)減速度（m/s2）。J=PT式中：PT-有效的總制動(dòng)力NG-汽車(chē)總重量25500Ng-重力加速度根據(jù)我國(guó)的強(qiáng)制性國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)（汽車(chē)制動(dòng)系結(jié)構(gòu)、性能和試驗(yàn)方法）中相關(guān)規(guī)定，車(chē)輪不允許抱死時(shí)最大減速度為0.67g，50km/h時(shí)為19m，30km/h時(shí)為8m。初選制動(dòng)減速度為J=5.1m/s2。計(jì)算出所需制動(dòng)力為PP進(jìn)而計(jì)算前輪制動(dòng)力矩為T(mén)T計(jì)算后輪制動(dòng)力矩為T(mén)T取汽車(chē)制動(dòng)初速度50km/h，單位換算v=13.89m/s。根據(jù)位移公式s=s根據(jù)國(guó)家規(guī)定，制動(dòng)距離符合要求。4.2緊急制動(dòng)計(jì)算應(yīng)急制動(dòng)時(shí)，后輪一般都將抱死滑移，故后橋制動(dòng)力為FB2=如若取后輪制動(dòng)器作為應(yīng)急制動(dòng)器，則后橋制動(dòng)力矩為FF對(duì)比前面計(jì)算的后輪制動(dòng)力矩Tf2=1618.67N?m，根據(jù)規(guī)定最終選擇中央制動(dòng)器用作為緊急制動(dòng)器。4.3駐車(chē)制動(dòng)的計(jì)算汽車(chē)在上坡路上停住時(shí)的受力簡(jiǎn)圖如圖所示。取附著系數(shù)Φ=0.7由該圖可得出汽車(chē)上坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為Z2同樣可求出汽車(chē)下坡停駐時(shí)的后軸車(chē)輪的附著力為：Z2φ根據(jù)后軸車(chē)輪附著力與制動(dòng)力大概相等的條件可求得汽車(chē)在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角ɑ，ɑ’，即由mag求得汽車(chē)在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為α=arctanφα汽車(chē)在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為α=arctanφα一般要求各類(lèi)汽車(chē)的最大停駐坡度不應(yīng)小于16%至20%；汽車(chē)列車(chē)的最大停駐坡度約為12％左右。由以上計(jì)算可知滿足法規(guī)規(guī)定值。4.4摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算摩擦襯片的磨損與諸多因素有關(guān)，有關(guān)試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度壓力摩擦系數(shù)和狀態(tài)都是影響磨損的重要因素。在制動(dòng)過(guò)程中，由于緊急制動(dòng)時(shí)摩擦產(chǎn)生的熱量無(wú)法及時(shí)消散使溫度升高產(chǎn)生能量負(fù)荷，磨損情況會(huì)隨著能量負(fù)荷的增大而變得嚴(yán)重。比能量耗散率作為能量負(fù)荷的評(píng)價(jià)指標(biāo)又可以叫做單位功負(fù)荷。雙軸汽車(chē)的單個(gè)制動(dòng)器的比能量耗散率為e1=其中：ma—汽車(chē)總質(zhì)量（2.55t）v1,v2—汽車(chē)制動(dòng)初速度與末速度，m/s；計(jì)算取v1=27.8m/s（乘用車(chē)：27.8m/s大于3.5t貨車(chē)：22.2m/s，小于3.5t：18m/s）。A1—制動(dòng)襯片的摩擦面積(mm2)β—?jiǎng)恿Ψ峙湎禂?shù)δ—汽車(chē)回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)取1.t—制動(dòng)時(shí)間，s；制動(dòng)時(shí)間可以按照下式計(jì)算t=其中：j—制動(dòng)減速度，m/s2,計(jì)算時(shí)取j=5.1v1-制動(dòng)初速器，根據(jù)車(chē)型取27.8m/sv2-制動(dòng)終速度，0計(jì)算制動(dòng)時(shí)間t=5s在緊急制動(dòng)到汽車(chē)完全停止時(shí)，可將δ的值看作1來(lái)計(jì)算，就有e1=1前輪比能量耗散率e后輪比能量耗散率e根據(jù)要求，鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率應(yīng)小于1.8W/mm2，滿足要求。另一個(gè)磨損特性指標(biāo)是每單片襯片摩擦面積的制動(dòng)器摩擦力，稱(chēng)為比摩擦力f0.比摩擦力越大，磨損越嚴(yán)重。單個(gè)車(chē)輪制動(dòng)器的比摩擦力為f0式中：Tf-軸制動(dòng)力矩N?mm，R-為制動(dòng)鼓半徑mm，A-為單個(gè)制動(dòng)器的襯片摩擦面積mm2.前輪比摩擦力f后輪比摩擦力f在J=0.6g時(shí)，鼓式制動(dòng)器f0以不大于0.48N/mm2為宜，本設(shè)計(jì)J=5.1，對(duì)比計(jì)算結(jié)果相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。

第5章液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1制動(dòng)器因數(shù)計(jì)算蹄片端部支座面法線可與張開(kāi)力作用線平行(稱(chēng)為平行支座)或不平行(稱(chēng)為斜支座)。參見(jiàn)圖5.1。平行支座可視作斜支座的特例，即圖5.1中ψ=0°，對(duì)于最一般的情況：圖5.1單向曾力式簡(jiǎn)圖自增力制動(dòng)蹄效能因數(shù)計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖5.1所示。領(lǐng)蹄效率系數(shù)KKec1從蹄效能因數(shù)KKec1式中：ξ=ε=a/R；ρ=4V=cosδ=α+λλ=arctan(β=arctanα=θV'δ'λ'求得各結(jié)果：ξ=1.6，ε=0.8，ρ=1.17，V=0.33，V'=0.58，δ=-21，δ1=21，β=21，α=0,λ=2.60711E-15,λ’=9.02681E-16,帶入得出領(lǐng)蹄效率系數(shù)Kec1=1.51，K對(duì)于本設(shè)計(jì)鼓式制動(dòng)器C?5.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1所需制動(dòng)力矩計(jì)算根據(jù)汽車(chē)制動(dòng)時(shí)的整車(chē)受力分析，由之前的分析，前、后軸車(chē)輪附著力分別為，F(xiàn)φ1=10829.00N，F(xiàn)φ2=7021.00N。最大制動(dòng)力矩分別為，Tf1max=3811.81N?m,Tf2max=2471.39N?m。前后軸需要制動(dòng)力矩分別為T(mén)f1=2959.09N?m，Tf2=1618.67N?m。故所需的制動(dòng)力矩Tf=2959N?m，單個(gè)制動(dòng)器制動(dòng)力矩Tx=Tf/2=1480N?m5.2.3確定制動(dòng)輪缸直徑制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄施加的張開(kāi)力F0與輪缸直徑和制動(dòng)管路壓力P有如下關(guān)系：d=4F0π式中P—考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓P=8～12MPa，取12MPa。F0-張開(kāi)力Nd-輪缸直徑mm制動(dòng)器效能因數(shù)定義為，在制動(dòng)鼓的作用半徑R上得到的摩擦力（Tx/R）與輸入力F0之比，即K=T式中：Tx-制動(dòng)器力矩1479545N?mmR-制動(dòng)鼓半徑160mm聯(lián)立式5.7和5.8得到：dd輪缸直徑應(yīng)在GB7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取。取得dw=19mm5.2.4輪缸的工作容積一個(gè)輪缸的工作容積：Vw式中dw—一個(gè)輪缸活塞的直徑；n—輪缸的活塞數(shù)目2；δ—一個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程：δ=δ1+δ2+δ3+δ4在初步設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)鼓式制動(dòng)器取δ=2～2.5mm，本次設(shè)計(jì)取2管路油壓P（8~12Mpa）mm。δ1—消除制動(dòng)蹄(制動(dòng)塊)與制動(dòng)鼓(制動(dòng)盤(pán))間的間隙所需的輪缸活塞行程，對(duì)鼓式制動(dòng)器δ1約等于相應(yīng)制動(dòng)蹄中部與制動(dòng)鼓之間的間隙的2倍；δ2—因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計(jì)算；δ3，δ4—鼓式制動(dòng)器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗(yàn)確定?？傻茫阂粋€(gè)輪缸的工作容積：VV5.3制動(dòng)主缸設(shè)計(jì)計(jì)算5.3.1主缸的工作容積汽車(chē)全制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)系統(tǒng)所需的最少制動(dòng)液量（mm3）為V'式中，d1、d2是前、后軸制動(dòng)輪缸直徑（mm）；n1、n2是前后軸制動(dòng)輪缸活塞總數(shù)，對(duì)于浮動(dòng)蹄雖然只有一個(gè)活塞，但由于殼體對(duì)支架有相對(duì)位移，仍按2個(gè)活塞計(jì)數(shù)，對(duì)于本次設(shè)計(jì)前后數(shù)量同意；圖5.3軟管自由長(zhǎng)度的最大膨脹系數(shù)計(jì)算V根據(jù)保證正常的制動(dòng)所需要的制動(dòng)液排量則可確定制動(dòng)主缸的工作容積。一般還應(yīng)該考慮制動(dòng)主缸要有足夠的儲(chǔ)備系數(shù)，即使在管路系統(tǒng)中侵入極微量的空氣時(shí)，主缸還可以有足夠的排量予以補(bǔ)償，以確保制動(dòng)系統(tǒng)的安全可靠性。通常在初步設(shè)計(jì)時(shí)，可選取主缸的工作容積V0=1.4V'主缸活塞直徑d0和活塞有效行程SV0=主缸直徑d0的選擇越小，在相同的踏板力下可以得到較高的液壓，但受到踏板行程的限制。主缸活塞直徑d0和行程S0可按表4.1所示選擇。表5.1主缸直徑和有效行程主