東風(fēng)EQ1090E型貨車制動(dòng)系統(tǒng)及鼓式制動(dòng)器總成的設(shè)計(jì)含5張CAD圖.zip,東風(fēng),EQ1090E,貨車,制動(dòng),系統(tǒng),制動(dòng)器,總成,設(shè)計(jì),CAD 目 錄 II 摘 要 III Abstract IV 緒 論 1 1 汽車總體設(shè)計(jì) 2 1.1 汽車總體設(shè)計(jì)應(yīng)滿足的基本要求 2 1.2 汽車形式的確定 2 1.3 汽車整體質(zhì)量的確定 3 1.4 汽車主要尺寸的確定 3 1.5 汽車性能參數(shù)的確定 4 1.6 發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇 5 2 鼓式制動(dòng)器 6 2.1 結(jié)構(gòu)形式 6 2.2 方案選擇 6 3 制動(dòng)力參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 8 3.1 制動(dòng)過(guò)程車輪所受的制動(dòng)力 8 3.2 制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度計(jì)算 13 3.3 制動(dòng)器的最大力矩 14 4 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 16 4.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 16 4.2 制動(dòng)蹄 18 4.3 制動(dòng)鼓 18 4.4 制動(dòng)輪缸 19 4.5 摩擦片 19 5 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 20 5.1 鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力的計(jì)算 20 5.2 制動(dòng)蹄上的力矩 21 5.3 駐車制動(dòng)制動(dòng)能力的計(jì)算 24 5.4 制動(dòng)因素計(jì)算 25 6 主要部件的強(qiáng)度計(jì)算和校核 28 6.1 制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算 28 6.2 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘?yīng)力驗(yàn)算 29 7 制動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)分析與計(jì)算 30 7.1 驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的方案選擇 30 7.2 制動(dòng)管路的選擇 30 7.3 液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 31 8 結(jié) 論 35 參考文獻(xiàn) 36 致謝 37 東風(fēng) EQ1090E 型貨車制動(dòng)系統(tǒng)及鼓式制動(dòng)器總成的設(shè)計(jì) 摘 要 隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，私家車越來(lái)越多的被人們購(gòu)買，推動(dòng)汽車行業(yè)的快速發(fā)展。但與之帶來(lái)的是安全問(wèn)題，汽車的安全與制動(dòng)系統(tǒng)有著不可分割的關(guān)系。制動(dòng)系統(tǒng)是由制動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)和制動(dòng)器兩個(gè)主要部分組成。制動(dòng)器也分為很多種，這次的設(shè)計(jì)主要是采用鼓式制動(dòng)器?？紤]到汽車制動(dòng)穩(wěn)定性和制動(dòng)效能這兩方面，經(jīng)過(guò)綜合考慮最終選取領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。因?yàn)檫@種制動(dòng)器的制動(dòng)效能居中，穩(wěn)定性比較好。 論文先介紹了汽車制動(dòng)系發(fā)展情況和制動(dòng)系統(tǒng)的意義。鼓式制動(dòng)器是制動(dòng)系統(tǒng)中一個(gè)重要的組成部分，故論文先對(duì)鼓式制動(dòng)器進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算。進(jìn)行鼓式制動(dòng)器設(shè)計(jì)之前還需要對(duì)汽車整車的數(shù)據(jù)參數(shù)進(jìn)行確定和設(shè)計(jì)。最終對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的部分進(jìn)行了設(shè)計(jì)，其中主要是對(duì)驅(qū)動(dòng)方案的確定和設(shè)計(jì)計(jì)算。還總結(jié)了這次設(shè)計(jì)的收獲。 這次設(shè)計(jì)的東風(fēng) EQ1090E 型貨車制動(dòng)系統(tǒng)的管路系統(tǒng)我選擇的是 II 型回來(lái)，前后輪的制動(dòng)管路系統(tǒng)是相互獨(dú)立的，選擇這種制動(dòng)管路系統(tǒng)是為了提高制動(dòng)性能的穩(wěn)定性和安全性。這種制動(dòng)管路系統(tǒng)在制動(dòng)系統(tǒng)部分發(fā)生故障時(shí)，還能有一部分制動(dòng)系統(tǒng)能正常運(yùn)作， 提高了安全性。 關(guān)鍵詞：制動(dòng)系統(tǒng)；鼓式制動(dòng)器；制動(dòng)力 IV The design of braking system and drum brake assembly for Dongfeng EQ1090E truck Abstract With the rapid development of social economy, more and more private cars are being purchased by people, thus promoting the rapid development of the automobile industry. But it brings with it the safety problem, and the safety of the vehicle is inseparable from the braking system. The braking system is composed of two main parts, the brake control mechanism and the brake. Brakes are also divided into many kinds. This design mainly adopts drum brakes. Taking into account the two aspects of vehicle braking stability and braking efficiency, after considering the comprehensive consideration, we finally selected the slave shoe type drum brakes. Because the braking efficiency of the brake is moderate and the stability is good. This paper first introduces the development of automobile brake system and the significance of braking system. Drum brake is an important part of the brake system, so the drum brake is designed and calculated first. Before drum brake design, data parameters of vehicle must be determined and designed. Finally, some parts of the braking system were designed, including the determination of the driving scheme and the design calculation. The harvest of the design was also summed up. This design of the Dongfeng EQ1090E truck brake system in the pipeline system I choose II type back, the front and rear wheels of the braking system is independent of each other, the selection of this brake system is to improve the stability and safety of braking performance. When the brake pipe system fails, some part of the braking system can operate normally, and the safety is improved. Key words: brake system; drum brake; braking force 緒 論 現(xiàn)代社會(huì)正在高速發(fā)展，人們生活水平普遍有所提高，購(gòu)買私家車的人也是與日俱增， 推動(dòng)了汽車行業(yè)的發(fā)展。汽車的數(shù)量也在增加，發(fā)生汽車安全事故的概率變大，汽車安全性就顯得尤為重要，因此人們?cè)谧非笃囀孢m度的同時(shí)也開(kāi)始追求汽車的安全性能。汽車安全性與汽車的制動(dòng)系統(tǒng)有著不可分割的關(guān)系[1]。因此對(duì)于制動(dòng)系統(tǒng)的研究開(kāi)發(fā)是必不可少的。 制動(dòng)距離得不到保障是導(dǎo)致事故的重要因素之一，汽車制動(dòng)距離過(guò)長(zhǎng)導(dǎo)致不能在一定距離內(nèi)規(guī)避事故，從而危及車內(nèi)人員的安全。汽車防抱死系統(tǒng)是一種通過(guò)自動(dòng)調(diào)節(jié)制動(dòng)管路的壓力提高汽車安全性的系統(tǒng)[2]。在遇到緊急情況下，人們通常會(huì)下意識(shí)地選擇踩死制動(dòng)踏板使車輪抱死的情況。而汽車防抱死系統(tǒng)正是規(guī)避這一危害乘員安全的問(wèn)題的高新技術(shù)產(chǎn)品。 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，ABS 的運(yùn)用越來(lái)越廣泛，已經(jīng)成為汽車設(shè)備不可缺少的重要組成部分。汽車制動(dòng)系統(tǒng)主要是向兩個(gè)方向發(fā)展。一方面是制動(dòng)系統(tǒng)能控制的范圍變得更加的廣泛以及增強(qiáng)控制力度；另一方面是制動(dòng)系統(tǒng)控制更加精確精準(zhǔn)，時(shí)時(shí)調(diào)整制動(dòng)。 汽車已有百年歷史了，隨著汽車歷史的發(fā)展制動(dòng)控制系統(tǒng)形式也在隨之發(fā)展，在電子技術(shù)高速發(fā)展的今天，汽車的制動(dòng)系統(tǒng)也不可避免的走向集成電路發(fā)展方向。 39 1 汽車總體設(shè)計(jì) 1.1 汽車總體設(shè)計(jì)應(yīng)滿足的基本要求 汽車外形設(shè)計(jì)與汽車行駛道路有一定的關(guān)系。行駛車道的寬度是一定的，同時(shí)車道上不僅有汽車，可能還存在其余非機(jī)動(dòng)車。為了避免交通事故的發(fā)生，同時(shí)盡量是行駛車道上的車輛盡可能多的行駛，這就需要對(duì)汽車進(jìn)行造型與車身輕量化的設(shè)計(jì)。 汽車外形設(shè)計(jì)還與自然環(huán)境有一定的聯(lián)系。比如汽車在雨天行駛就需要進(jìn)行防風(fēng)擋雨的設(shè)計(jì)。自然環(huán)境有許多種，汽車需要適應(yīng)盡可能多的自然環(huán)境而安全行駛，這就需要有相關(guān)的法律法規(guī)來(lái)強(qiáng)制企業(yè)執(zhí)行。這些強(qiáng)制的法規(guī)是我們進(jìn)行汽車設(shè)計(jì)需要考慮的條件之一。 只有滿足了下面幾點(diǎn)基本要求，汽車設(shè)計(jì)才有可能合格。 （1）對(duì)汽車進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，需要對(duì)汽車的性能有設(shè)計(jì)并達(dá)到企業(yè)的規(guī)定要求，同時(shí)需要考慮汽車生產(chǎn)成本問(wèn)題。 （2）我國(guó)有許多與汽車相關(guān)的法律法規(guī)，這些法規(guī)在我們?cè)O(shè)計(jì)時(shí)需要嚴(yán)格遵守，其中的專利法需要我們特別注意。 （3）現(xiàn)代汽車都是大批量生產(chǎn)的，都有統(tǒng)一的零部件標(biāo)準(zhǔn)，汽車設(shè)計(jì)要生產(chǎn)出來(lái)就需要符合這些要求。 （4）汽車設(shè)計(jì)出來(lái)是用來(lái)行駛的，這就需要汽車能有正常的運(yùn)動(dòng)。 （5）拆卸裝配與售后維修便利簡(jiǎn)單。 中國(guó)的汽車方面的法律法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)一方面是結(jié)合了中國(guó)具體的實(shí)際來(lái)制定的，另一方面是參考國(guó)外先進(jìn)制造技術(shù)國(guó)家的來(lái)制定的，并進(jìn)行不斷的完善。我們需要特別注意其中 40 多項(xiàng)強(qiáng)制性標(biāo)準(zhǔn)。 1.2 汽車形式的確定 汽車的分類：按照 GB/T3730.1-2001 標(biāo)準(zhǔn)將汽車分為乘用車和商用車。 如果車輛的用途主要是運(yùn)載乘客及其隨身物品，且包括駕駛座在內(nèi)的座位數(shù)不超過(guò) 9 的汽車，就是乘用車[3]。 若車輛的用途主要是運(yùn)送人員及貨物，就是商用車。 汽車由于汽車軸數(shù)、驅(qū)動(dòng)形式、和布置形式的不同時(shí)各類汽車有著很大的區(qū)別。 （1）軸數(shù) 汽車的軸數(shù)有許多種，兩軸汽車、三軸汽車等等。汽車的總質(zhì)量、與汽車軸載質(zhì)量有關(guān)的法規(guī)和輪胎的負(fù)荷能力以及車輛的結(jié)構(gòu)等方面是汽車軸數(shù)選取的主要影響因素。 汽車軸數(shù)選取與總質(zhì)量有關(guān)，總質(zhì)量在 19t 以內(nèi)的車輛一般均選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本便宜的兩軸方案，19t-26t 的一般選用三軸方案，大于 26t 的用四軸或更多軸的方案。 這次設(shè)計(jì)的貨車是 9t 的貨車，選擇兩軸布置方案。 （2）驅(qū)動(dòng)形式 汽車總質(zhì)量小于 19t 的汽車一般采用 4×2 的驅(qū)動(dòng)，19t-26t 的選用 6x4 或 6×2 的驅(qū)動(dòng)， 大于 26t 的選用 8×4 的驅(qū)動(dòng)方案。 本設(shè)計(jì)是 9t 重的載貨汽車，所以本設(shè)計(jì)采用 4×2 的驅(qū)動(dòng)方案。 （3）布置形式 貨車布置形式主要有根據(jù)駕駛室位置以及根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)位置這兩大類。 這次設(shè)計(jì)選用平頭式布置，并且發(fā)動(dòng)機(jī)前置后橋驅(qū)動(dòng)。選擇平頭式布置形式是因?yàn)檫@樣布置汽車的總長(zhǎng)和軸距小，汽車能更好的轉(zhuǎn)彎，靈活性好，同時(shí)能減輕總體質(zhì)量，得到更好的視野。 1.3 汽車整體質(zhì)量的確定 （1）汽車整車整備質(zhì)量 m0 在只有汽車本身的車身以及內(nèi)部的裝飾等且此時(shí)的汽車加滿汽油、水已經(jīng)潤(rùn)滑油等， 這時(shí)的汽車質(zhì)量就是汽車整車整備質(zhì)量。影響汽車的制造成本以及汽車的油耗。 這次設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)中給定整車整備質(zhì)量 m0 =4080kg （2）汽車裝載質(zhì)量 me 汽車在硬質(zhì)良好的道路上行駛，按規(guī)定允許裝載的質(zhì)量就是汽車的裝載質(zhì)量。它需要符合企業(yè)的規(guī)定，同時(shí)需要考慮汽車的用途。 這次設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)中給出了裝載質(zhì)量 me=5000kg。 （3）汽車總質(zhì)量 汽車整備質(zhì)量與汽車裝載質(zhì)量以及在規(guī)定允許的情況下汽車能夠乘載的人員質(zhì)量，這三個(gè)質(zhì)量的和就是汽車總質(zhì)量。即 ma =m0+me+n×65kg 式中，n 表示總的乘車人數(shù)。式中 65kg 為絕大多數(shù)人的平均個(gè)人質(zhì)量。 代入數(shù)據(jù)，貨車一般為兩人座則 n=2，m0=4080kg，me=5000kg,可得到總質(zhì)量 ma=9210kg。 1.4 汽車主要尺寸的確定 （1）外廓尺寸 外廓尺寸是指汽車的縱向長(zhǎng)度尺寸，橫向?qū)挾瘸叽缫约吧舷碌母叨瘸叽?。在公路上行駛的汽車需要按?guó)家的法律法規(guī)以及企業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)來(lái)設(shè)計(jì)。 根據(jù) GB1589-1989 規(guī)定：貨車的總長(zhǎng)度要在 12m 以內(nèi)，寬不超過(guò) 2.5m（不包括后視鏡），高度小于等于 4m（空載情況以及頂窗關(guān)閉），后視鏡一側(cè)向外伸出量在 250mm 以內(nèi)， 頂窗開(kāi)啟高度要在 300mm 內(nèi)。 汽車室內(nèi)高度 hB，一般在1120-1380mm 之間選取值。汽車車頂高度 ht 一般約在 20～ 40mm 這個(gè)范圍里面選取值。 選取 9t 貨車的外廓尺寸為6900mm′ 2500mm′ 2300mm（長(zhǎng)寬高）。 根據(jù)任務(wù)書(shū)上給出的數(shù)據(jù)， 空載時(shí)的質(zhì)心高度 hg0=845mm， 滿載時(shí)的質(zhì)心高度 hga=1170mm。 （2）軸距 軸距 L 影響汽車的許多參數(shù)，例如汽車的整備質(zhì)量、總體長(zhǎng)度、最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動(dòng)軸長(zhǎng)度等等。這些參數(shù)與軸距屬于同增同減的關(guān)系。設(shè)計(jì)是軸不能設(shè)計(jì)過(guò)短，這樣容易產(chǎn)生車廂長(zhǎng)度不足、制動(dòng)軸荷轉(zhuǎn)移過(guò)大使制動(dòng)性和穩(wěn)定性變壞等問(wèn)題。 表 1.1 顯示了各類汽車的軸距和輪距 車型 汽車總質(zhì)量 ma/t 軸距 L/mm 輪距 B/mm 商用車（4x2 貨車） ≤1.8 1700-2900 1150-1350 1.8-6.0 2300-3600 1300-1650 6.0-14.0 3600-5500 1700-2000 ≥14.0 4500-5600 1840～2000 選取軸距L=3950mm （3）前輪距 B1 和后輪距 B2 汽車的總體寬度是有限的，左右兩輪直間的距離不能過(guò)大或過(guò)小，根據(jù)規(guī)定知道寬度在 2.5m 內(nèi)。前輪兩輪直接需要放置許多裝置，而且這些裝置之間要有一定的間隙來(lái)使他們能夠正常的運(yùn)作。后輪兩輪之間也需要考慮一些裝置的布置如縱梁的距離及間隙等。 選擇此 9t 重的中型汽車的 B1=1810mm，B2=1810mm。 （4）前懸 LF 和后懸 LR 汽車的許多性能受到前懸尺寸的影響，例如碰撞時(shí)確保人員安全的性能、人員上下車方便舒適性、汽車通過(guò)性、行駛時(shí)視野情況是否良好等等。前懸尺寸的選取要在布置下規(guī)定總成的同時(shí)盡量的短。平頭式車發(fā)生碰撞時(shí)，通過(guò)車頭吸收足夠多的能力來(lái)使其中的人員能在碰撞后安全，這對(duì)于車身的尺寸有要求。 這次設(shè)計(jì)的 9t 重中型貨車選取的前懸LF =800mm 。 這次設(shè)計(jì)的貨車是重 9t 的貨車，它的重量在 1.8-4t 之間，故后懸架的取值范圍在1200mm 到 2200mm 之間。選取值時(shí)要考慮到后懸尺寸對(duì)于汽車部分性能的影響，以及軸對(duì)于懸架尺寸的限制。 考慮完這些因素后，對(duì)于這次設(shè)計(jì)的中型貨車的后懸 LR 選取 1300mm 作為一個(gè)可能地值。 1.5 汽車性能參數(shù)的確定 （1）動(dòng)力性參數(shù) 動(dòng)力性參數(shù)可以具體分為五個(gè)參數(shù)，分別是 Vamax、t、上坡能力、比功率和比轉(zhuǎn)矩等。 最高車速與道路實(shí)際情況有關(guān)，汽車在干燥平坦的水泥道路上行駛時(shí)相對(duì)比在泥濘不平的道路上行駛車速快。這次設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)中給定最高車速 Vamax=90km/h。 汽車靜止起步用最大加速度達(dá)到一定的汽車速度且此時(shí)道路平直良好，這段時(shí)間稱為汽車加速時(shí)間 t[4]。 滿載時(shí)，汽車在良好的道路情況下能達(dá)到的最大坡度阻力系數(shù)，這個(gè)系數(shù)就是汽車上坡能力。選取這個(gè)系數(shù)為 0.3. 汽車的動(dòng)力性能用汽車的比功率 Pb 來(lái)表示。在 GB7258-1997 中規(guī)定：農(nóng)用車和運(yùn)輸用拖拉機(jī)的比功率 Pb≥4.0kw/t，其他機(jī)動(dòng)車要大于等于 4.8kw/t。汽車牽引力可以用汽車比轉(zhuǎn)矩 Tb 來(lái)反映。 任務(wù)書(shū)給定的最大功率 Pemax=99kw 最大轉(zhuǎn)矩 Temax=158N*m （2）燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù) 本設(shè)計(jì)中選取 3.0L/(100t-km）作為貨車的油耗性能。 （3）汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 Dmin 這次設(shè)計(jì)的貨車能轉(zhuǎn)過(guò) 12.5m 直徑彎道，Dmin=12.5m。 1.6 發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇 根據(jù)任務(wù)書(shū)要求選擇發(fā)動(dòng)機(jī)為 EQ6100-1 型具體參數(shù)如下： 氣缸直徑(鑲干式缸套)：100mm 活塞行程：115mm 工作容積：5.42L 壓縮比：6.75 氣缸壓縮壓力：不低于 0.83MPa 額定功率：(當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在 3000r/min 時(shí)) 99kW 額定轉(zhuǎn)矩：(當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在 1200-1400r/min 時(shí))353N·m 點(diǎn)火次序：1-5-3-6-2-4 化油器形式：EQH102 型，上置下吸式單腔化油器燃油種類：汽油 70(MON) GB489-86 最低汽油消耗量：不高于 306g/(kW·h) 2 鼓式制動(dòng)器 2.1 結(jié)構(gòu)形式 鼓式制動(dòng)器可進(jìn)行如下分類（見(jiàn)圖 2.1）。 圖 2.1 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式 蹄片固定支點(diǎn)的數(shù)量是區(qū)分鼓式制動(dòng)器種類的一個(gè)要點(diǎn)；同時(shí)張開(kāi)裝置的形式、數(shù)量和張開(kāi)力的作用點(diǎn)和作用方向也可以使鼓式制動(dòng)器產(chǎn)生不同；不同的鼓式制動(dòng)器兩蹄片之間是否能夠產(chǎn)生相互作用也是鼓式制動(dòng)器的區(qū)別所在[5]。 0 蹄片在不同指點(diǎn)固定以及張開(kāi)會(huì)使制動(dòng)器制動(dòng)效能產(chǎn)生上下浮動(dòng)。而制動(dòng)效能表現(xiàn)為鼓式制動(dòng)器受到壓力時(shí)產(chǎn)生的動(dòng)力或力矩。制動(dòng)效能因素的無(wú)因次指標(biāo)常常被用來(lái)評(píng)比各種形式的制動(dòng)器的制動(dòng)效能。制動(dòng)效能因素 K 即為制動(dòng)鼓或盤(pán)上的摩擦力（Mμ/R）和輸入力 F0 進(jìn)行比值運(yùn)算所得。即 2.2 方案選擇 2.2.1 制動(dòng)效能因素 K = M m /（R ′ F ） 評(píng)價(jià)制動(dòng)器的優(yōu)劣有兩個(gè)標(biāo)準(zhǔn)，這兩個(gè)標(biāo)準(zhǔn)是制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。這兩標(biāo)準(zhǔn)對(duì)于同一個(gè)制動(dòng)器是對(duì)立的，制動(dòng)效能好的制動(dòng)器那么他的穩(wěn)定性相對(duì)的就差。 制動(dòng)器的制動(dòng)效能可用制動(dòng)器效能因素 BF 來(lái)作為評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)，它的表達(dá)式如下： （fN1 + fN 2 ) BF = P 鼓式制和盤(pán)式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù) BF 與摩擦系數(shù) f 間的關(guān)系如圖 2.2 所示。 圖 2.2 制動(dòng)器因素 BF 與摩擦系數(shù)f 的關(guān)系曲線 l 一增力式制動(dòng)器；2 一雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器；3 一領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器； 4 一盤(pán)式制動(dòng)器；5 一雙從蹄式制動(dòng)器 2.2.2 本設(shè)計(jì)中鼓式制動(dòng)器方案的優(yōu)選 從評(píng)價(jià)制動(dòng)器優(yōu)劣的兩個(gè)標(biāo)準(zhǔn)來(lái)考慮，選擇領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，這樣保證了制動(dòng)器的制動(dòng)因素與穩(wěn)定性都不會(huì)太差[6]。同時(shí)為了方便調(diào)整間隙和方便附裝駐車制動(dòng)裝置，選擇活塞直徑相等的制動(dòng)輪缸。這種結(jié)構(gòu)的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，可以很輕易的達(dá)到制動(dòng)力分配為 Ff1>Ff2 的效果，這樣前后輪有許多零件的尺寸相同。 3 制動(dòng)力參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 制動(dòng)過(guò)程車輪所受的制動(dòng)力 汽車的制動(dòng)過(guò)程就是反向力作用的過(guò)程，提供汽車制動(dòng)的反向力有地面和空氣阻力。但是由于空氣阻力的大小與汽車的車速有關(guān)，制動(dòng)時(shí)車速不會(huì)太快，故空氣阻力可以忽略。所以反向作用力絕大部分是由地面提供的力，所以被稱之為地面制動(dòng)力。 （1）地面制動(dòng)力 車輪在平直良好路面上制動(dòng)時(shí)的受力情況如圖 3.1 所示。 圖 3.1 制動(dòng)時(shí)受力簡(jiǎn)圖 Tμ 是車輪制動(dòng)器中摩擦片與制動(dòng)鼓或盤(pán)發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)時(shí)的摩擦力矩，單位為 N.m； Fxb 是地面制動(dòng)力，單位為 N； W 為車輪垂直載荷； Fp 為車軸對(duì)車輪的推力； Fz 為地面對(duì)車輪的法向反作用力，它們的單位均為 N。從力矩平衡得到 式中，r 為車輪的有效半徑（m） （2）制動(dòng)器制動(dòng)力 Fxb = Tm （3-1） r 制動(dòng)力是克服摩擦力矩需要的力用符號(hào)Fm 表示， F = Tm m r  （3-2） 式中：Tμ 是車輪制動(dòng)器摩擦副的摩擦力矩。 制動(dòng)力受到制動(dòng)器的型式、車輪半徑等產(chǎn)生摩擦力的結(jié)構(gòu)件的影響。 主要的制動(dòng)力有三個(gè)，分別是地面制動(dòng)力、車輪制動(dòng)力及附著力，它們的關(guān)系如圖 3.2 所示。第一段水平是指地面制動(dòng)力為 0 是，即 Fxb=0，是因?yàn)檫@段時(shí)間里面是我們踩下踏 板時(shí)由于存在間隙需要消除這段間隙后才能有地面制動(dòng)力產(chǎn)生。制動(dòng)開(kāi)始階段，汽車不會(huì)立馬停下來(lái)，車輪還在滾動(dòng)，地面制動(dòng)力足以克服制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)力。兩者的大小相等， 且這兩者隨著時(shí)間線性增加。 圖 3.2 地面制動(dòng)力、車輪制動(dòng)力及附著力之間的關(guān)系 但是地面附著力存在上限值，超過(guò)這個(gè)上限值地面就不能提供地面制動(dòng)力了。這個(gè)值也就是地面制動(dòng)力的最大值。 Fxb ≤ Fj = Fzj （3-3） Fxb max = Fj = Fzj （3-4） 當(dāng)?shù)孛嬷苿?dòng)力達(dá)到最大值時(shí)，此時(shí)繼續(xù)踩下踏板，提供制動(dòng)器的制動(dòng)力，這時(shí)制動(dòng)器的制動(dòng)力大于地面制動(dòng)力，使輪胎抱死，汽車在地面上滑移而不是車輪滾動(dòng)前進(jìn)。由于踏板有最大行程，制動(dòng)器的制動(dòng)力在踏板達(dá)到最大行程是達(dá)到最大值且一直保持最大值，一直持續(xù)到汽車停止這時(shí)制動(dòng)力歸零或松開(kāi)制動(dòng)踏板制動(dòng)力也歸零。 （3）地面對(duì)前、后車輪的法向反作用力 汽車在水平且路面狀況良好沒(méi)有濕滑等不利因素的路面上制動(dòng)受力如圖 3.3 所示，假設(shè)汽車前進(jìn)是不產(chǎn)生滾動(dòng)力偶，汽車減速時(shí)不產(chǎn)生慣性阻力[7]。 圖 3.3 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖 空氣阻力是隨汽車的速度上升而增加的，但要是空氣阻力達(dá)到較大值時(shí)，汽車需要的車速很高，一般貨車都無(wú)法到達(dá)，故空氣阻力可以忽略不算。Fz1、Fz2 分別表示前后輪的地面法向反向作用力?？梢杂霉奖硎緸椋? ìF(xiàn) = G (b + zhg) ? z1 L í G （3-5） ?F = (b - zhg) ?? z 2 L 式中： du dt = zg ，z 為制動(dòng)強(qiáng)度， G—汽車所受重力； L—汽車軸距； L1—汽車質(zhì)心離前軸距離； L2 —汽車質(zhì)心離后軸距離； hg—為汽車質(zhì)心高度（滿載時(shí) =920mm）； g—重力加速度； 汽車剎車剎死時(shí)（即車輪都抱死），且地面的附著系數(shù)為j 的路面上行駛時(shí)，這時(shí) Fxb = Fj = Gj或 du d = j g 。則反向作用力可以表示為： t ìF(xiàn) = G (b + jhg) ? z1 L í G （3-6） ?F = (b - jhg) ?? z 2 L 式（3-5）、（3-6）反向作用力的方程表達(dá)式均為直線方程，可以得到前后輪的方向作用力的大小變化是相反的，即一個(gè)增大另一個(gè)就減小，且隨著附著力的改變而改變。 （4）理想情況下的制動(dòng)力分配曲線汽車總的地面制動(dòng)力為： F = F + F = G du = Gq （3-7） 式中：z—制動(dòng)強(qiáng)度； B B1  t B 2 g d FB1—前軸車輪的地面制動(dòng)力； FB2—后軸車輪的地面制動(dòng)力。求得前、后軸車輪附著力： ìF(xiàn) = (G L2 + F hg )j = G (L + qhg)j ? j1 L B L L 2 í L hg G （3-8） ?Fj 2 = (G 1 - FB )j = (L1 + qhg)j ?? L L L 當(dāng)汽車前后輪都抱死時(shí)，可以得到理想的制動(dòng)力分配曲線，同時(shí)此時(shí)的汽車有較有利 的方向穩(wěn)定性[8]。車輪抱死時(shí)，制動(dòng)力等于各自輪胎的地面附著力，即 ìF(xiàn)u1 + Fu 2 = jG ?F = j F （3-9） í u1 z1 ?F = j F 代入車輪附著力方程式中，得 ? u 2 z 2 ìF(xiàn)u1 + Fu 2 = jG í u1 = ? F b + jhg ? F a - jhg  （3-10） ? u 2 式中：Fu1—前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， Fu1 = Fxb1 = j Fz1 Fu2—后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力， Fu 2 = Fxb 2 = j Fz 2 Fxb1—前軸車輪的地面制動(dòng)力； Fxb2—后軸車輪的地面制動(dòng)力； Z1，Z2—地面對(duì)前、后軸車輪的法向反力； G—汽車重力； a，b—汽車質(zhì)心離前、后軸距離； hg—汽車質(zhì)心高度。消去變量j ，得 Fu 2 1 é G = ê 2 ê? hg - (Gb + 2F )ù h u1 ú g ú? （3-11） 在知道汽車基本的一些參數(shù)的情況下可以繪制車輪抱死時(shí)制動(dòng)力的理想分配關(guān)系曲線。這種理想的曲線被簡(jiǎn)稱為 I 曲線，如下圖 3.4 所示 圖 3.4 I 曲線示意圖 根據(jù)反向作用力的方程組也可以直接繪制汽車在車輪抱死時(shí)制動(dòng)力的理想分配曲線 [9]。將j 取一些特定的值并代入方程組，可以得到兩條直線的交點(diǎn)，將這些交點(diǎn)用平滑的曲線連接起來(lái)就可以繪制成理想曲線 I，如圖 3.5. 圖 3.5 理想的前后制動(dòng)器動(dòng)力分配曲線 所設(shè)計(jì)的貨車達(dá)到額定載重時(shí)的各項(xiàng)數(shù)據(jù)： L=3950mm ， L =2950mm L =1000mm ， G=mg =9.21′ 9.8′103 =90258N ，j =0.4 ， a b hg =1170mm 。 將以上數(shù)據(jù)代入，得 Fu1=Fxb1=Fj1=13538.7N , Fu 2 =Fxb 2 =Fj 2 =22564.5N Fz1=33846.75N,Fz 2 =56411.25N 。 （5）前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力 制動(dòng)力分配系數(shù)用b 來(lái)表示。這次設(shè)計(jì)的貨車是兩軸式貨車，它的前后制動(dòng)力比值一定。分配系數(shù)b ，公式表達(dá)： b = Fm1 Fm （3-12） 式中， Fu1 為前制動(dòng)器制動(dòng)力； Fu 為汽車總制動(dòng)器制動(dòng)力， F m = Fu1 + Fu 2 ， Fu 2 為后輪制動(dòng)器制動(dòng)力。故 Fm1 = b Fm, Fm 2 = (1- b ) Fm 且 （3-13） Fm1 = b  （3-14） Fm 2 1- b 假設(shè) Fu 2 = B(Fu1) ，則這是一條經(jīng)過(guò)原點(diǎn)的直線，斜率為 tanq = 1- b b q 就是制動(dòng)器動(dòng)力實(shí)際分配線： b 線。如下圖 3.6 所示的曲線圖。  （3-15） 圖 3.6 載貨汽車的I 曲線和 β 曲線 3.2 制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度計(jì)算 （1）制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度 制動(dòng)距離的長(zhǎng)短影響著汽車的安全性能的好壞評(píng)價(jià)。制動(dòng)距離受天氣、路況等諸多因素影響。 制動(dòng)減速度表現(xiàn)的是制動(dòng)時(shí)汽車在車速下降上的變化速度，受到地面制動(dòng)力以及制動(dòng) 器的制動(dòng)力影響[10]?？梢杂密囁賹?duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù)來(lái)表示即 du dt 由于 Fxb = jbG  (3-16) 減速度（m/s 2 ）為 ab max = jbg  （3-17） 前、后輪同時(shí)抱死，則 ab max = jsg 式中：G—汽車所受重力，N； js —滑動(dòng)附著系數(shù)；（js =0.4）  （3-18） g —重力加速度， g = 9.8 v —制動(dòng)初速度，m/s； 代入數(shù)據(jù)得到 m/s2； ab max =0.49.8=3.92 m/s （2）制動(dòng)距離的分析 S = 1 ?t + t 2 ? 2 + a 0 3.6 ? 2 2 ÷ ua 0 25.92a （3-19） u 2 è ? b max 式中：t 2' —制動(dòng)機(jī)構(gòu)滯后時(shí)間，單位 s；（0.2s～0.45s，計(jì)算時(shí)取 0.3s） t 2'' —制動(dòng)器制動(dòng)力增長(zhǎng)過(guò)程所需的時(shí)間，單位 s；（一般為 0.2s） t 2 —制動(dòng)器的作用時(shí)間，一般在 0.2s～0.9s 之間； v —制動(dòng)初速度，m/s；計(jì)算時(shí)總質(zhì)量 3.5t 以上的汽車取v =65km/h=18.1m/s； 代入數(shù)據(jù)得： 1 ? 0.3 ? 2 18.12 S = 3.6 ? 0.3 + 2 ÷′18.1 + = 6.4m 25.92 ′ 3.4335 è ? T 綜合國(guó)外有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)：制動(dòng)距離的最大值為：ST m； v 的單位常用 m/s。代入數(shù)據(jù)得： T S = 0.15v + v2 /115 = 0.15 ×18.1+18.12 /115 = 6.62m  S = 0.15v + v 2 /115 ，單位常用 顯然， S＜ ST ，故本設(shè)計(jì)符合要求。 3.3 制動(dòng)器的最大力矩 正確的制動(dòng)力矩是保證汽車具備優(yōu)良的穩(wěn)定性和制動(dòng)性的前提。 當(dāng)汽車的附著質(zhì)量被完全使用的情況下，制動(dòng)器能達(dá)到最大制動(dòng)力。理想情況下，前后輪制動(dòng)力的比值可以用下式表示： Fu1 = Fz1 = b + j0hg （3-20） Fu 2 Fz 2 a - j0hg 式中： a , b —汽車質(zhì)心離前、后軸距離； j0 ——同步附著系數(shù)； hg ——汽車質(zhì)心高度。 實(shí)際產(chǎn)生的制動(dòng)力矩需要在計(jì)算出的理想制動(dòng)力矩下進(jìn)行制約，即 Tu1 = Fu1rx Tu 2 = Fu 2rx 式中： Fu1 —前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力， Fu1 = Fz1j ； Fu 2 —后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力， Fu 2 = Fz 2j ； Fz1 —作用于前軸車輪上的地面法向反力； Fz 2 —作用于后軸車輪上的地面法向反力；  （3-21） （3-22） re —車輪有效半徑。 汽車在平時(shí)的路面情況下行駛不可能達(dá)到實(shí)驗(yàn)室的理想條件，且車速不會(huì)太高從而選取較小的同步附著系數(shù)。這種情況下為了能讓制動(dòng)達(dá)到前后輪抱死滑移的效果，產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩也就是： T = F jr = G (b + jh )jr （3-23） u1max z1 x L g x T = 1- b T  （3-24） u 2 max b u1max 如果汽車選取的地面附著系數(shù)較大，則此時(shí)前后軸的最大制動(dòng)力矩為 T = G (a - zh )jr  （3-25） u 2 max T L g x = 1- b T  （3-26） u1max b u 2 max 式中：j —該車所能遇到的最大附著系數(shù)； z —制動(dòng)強(qiáng)度，由式du = zgdt 確定； re —車輪有效半徑。 本設(shè)計(jì)中，同步附著系數(shù)j0 的值為 0.4，將以下數(shù)據(jù) b L=3950mm ， La =2950 mm L =1000mm ， G=mg =9.21′ 9.8′103 =90258N j =0.4 ， hg =1170mm ， rx = 0.37N ， b = 0.4612 。代入式中，得 Tu1max = 16715.12N.m Tu 2 max = 19527.55N.m 4 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)及主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 1．制動(dòng)鼓內(nèi)徑 D F0 的值恒定不變時(shí)，制動(dòng)鼓的內(nèi)徑在增大的同時(shí)，制動(dòng)力矩也會(huì)隨之增加，散熱性也會(huì)提升。制動(dòng)鼓內(nèi)徑需要與輪輞內(nèi)徑之間保持不小于 20-30mm 的間隙，否則散熱性能會(huì)大打折扣，更會(huì)令輪輞過(guò)熱破壞氣門(mén)嘴結(jié)構(gòu)。制動(dòng)鼓對(duì)于強(qiáng)度和熱容量有較高的要求，這就需要制動(dòng)鼓內(nèi)壁有足夠的厚度。如圖 4.1，為鼓式制動(dòng)器示意圖。 圖 4.1 鼓式制動(dòng)器主要幾何參數(shù) 制動(dòng)鼓直徑 D：輪輞直徑 Dr 存在一定的范圍，范圍值分乘用車和商用車，選擇如下： 乘用車商用車 D / Dr =0.64-0.74 D / Dr =0.70-0.83 制動(dòng)鼓內(nèi)徑在選擇尺寸時(shí)需滿足 QC/T309—1999 標(biāo)準(zhǔn)[11]。載貨汽車不同于其他小型車車型，其制動(dòng)鼓內(nèi)徑和輪輞外徑大約相差 80mm-100mm，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們可根據(jù)輪輞直徑大小來(lái)推出制動(dòng)鼓內(nèi)徑的大?。ㄒ?jiàn)表 4.1）。 表 4.1 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑/mm 轎車 180 200 240 260 -- -- 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 選擇輪輞直徑 20 英寸，那么輪輞直徑Dr =20 ′ 25.4mm=508mm 制動(dòng)鼓最大內(nèi)徑為D =420 ， D /Dr =420/508=0.826 ，滿足要求。 2．摩擦襯片寬度b 和包角b 摩擦片的使用壽命和襯片的寬度尺寸是同向的線性關(guān)系，若襯片寬度尺寸小則壽命 短，反之亦然。但是襯片尺寸大了就帶來(lái)了加工和成本的問(wèn)題。制動(dòng)鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個(gè)制動(dòng)器的摩擦面積 A? ,即 1 2 AS = p Db(b + b ) / 360mm2 式中： D —制動(dòng)鼓內(nèi)徑（mm）； b —制動(dòng)蹄摩擦襯片寬度(mm)； b1, b2 —分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（°）  （4-1） 經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)證明，想要制動(dòng)鼓獲得最佳性能，包角選擇應(yīng)在 90-100 度范圍內(nèi)。汽車總質(zhì) 量越大，制動(dòng)器的襯片摩擦面積也會(huì)隨之增大，如表 4-2 所示。而單獨(dú)的襯片摩擦的面積大小受制動(dòng)鼓半徑大小和襯片寬度以及包角的影響，即： A = Rb b （4-2） 式中,β是以弧度為單位，當(dāng)A，R，β確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。 表 4.2 制動(dòng)器襯片摩擦面積 車類型 汽車總質(zhì)量 m a /t 單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面 積? A /mm 2 轎車 0.9-1.5 100-200 1.5-2.5 200-300 1.0-1.5 120-200 1.5-2.5 150-250(多為 150-200) 客車與貨車 2.5-3.5 3.5-7.0 250-400 300-650 7.0-12.0 550-1000 12.0-17.0 600-1500(多 600-1200) 在此次設(shè)計(jì)中，襯片包角定為 90，寬度要符合 QC/T309-1999 標(biāo)準(zhǔn)，因此選擇寬度 b 為 140mm。得 A = Rbb = 210 ′140 ′ 100 ′p = 512.86cm 180 結(jié)果符合表 4-2 所給出的的要求。 得 AS = p Db(b1 + b2 ) / 360 = π× 420 ′140 ′(100 +100) / 360 = 102573cm2 3．摩擦襯片起始角bo b0 = 90o - (b / 2) = 40o 4．制動(dòng)器中心到張開(kāi)力 F 0 作用線的距離e 初步設(shè)計(jì)時(shí)，可以暫時(shí)取e = 0.8R ，因?yàn)橐怪苿?dòng)效能盡可能的高，就需要使距離 a 盡可能的大且要能夠布置的下輪缸和凸輪。取e = 172mm 5．制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a 和c 兩蹄支承端面不相互影響，a 值應(yīng)選最大值，c 值應(yīng)選最小值（圖 4-1）?？扇 = 0.8R 左右。 a = 0.8R = 0.8′ 210 = 168mm ，c的值取為40mm 。 4.2 制動(dòng)蹄 本次論文設(shè)計(jì)的貨車是9t 重的貨車屬于中型貨車偏小型貨車采用T 形鋼碾壓或板鋼沖壓焊接制造形成。T 形結(jié)構(gòu)形狀使制動(dòng)蹄的剛度到達(dá)要求，為使彎曲剛度變小，便在制動(dòng)蹄腹板上開(kāi)一兩個(gè)徑向槽。 一般情況下，商用車和乘用車的制動(dòng)蹄腹板在厚度上存在一定的數(shù)值差別，商用車一般取值為 6mm,而乘用車取值則較小，一般在 3～5mm 間。同樣的，在襯片厚度上商用車多選擇在 8 mm 及其以上，而乘用車襯片選取范圍是 4.5～5 mm。制動(dòng)蹄上的襯片可分為鉚接在上面的和用膠粘貼在上面的兩種。這兩種各有優(yōu)缺，鉚接在上面的噪聲小，膠粘貼在上面的有更長(zhǎng)的使用壽命，但是更換襯片比較麻煩。 綜合考慮，襯片鉚接在制動(dòng)蹄上的形式更適合本次設(shè)計(jì)。 4.3 制動(dòng)鼓 圖 4.3 制動(dòng)鼓的結(jié)構(gòu)形式 由于灰鑄鐵有著良好的加工性能，常常被用來(lái)鑄造制動(dòng)鼓。制動(dòng)鼓在工作時(shí)受載易變形需要在外圓周上加鑄強(qiáng)肋（圖 4.3a）。制動(dòng)鼓壁的厚度對(duì)熱容量有一定的影響，在一定的范圍內(nèi)，壁厚越厚熱容量越高。但是不能太厚，經(jīng)過(guò)試驗(yàn)知道 11mm 往后，壁厚的增加對(duì)熱容量的影響不大，故鑄造貨車制動(dòng)鼓的壁厚為 13-18mm[12]。 如圖 4.3b 所示制動(dòng)鼓，圓柱部分的制造材料可用鑄鐵，腹板部分的材料使用鋼板沖壓， 此類方法制造的制動(dòng)鼓為組合型制動(dòng)鼓。或者可以類似于圖 4.3c，內(nèi)側(cè)選用材料為鋼板沖壓件。等等類似的使用多種工藝的方式組合制造的鼓式制動(dòng)器就是組合式鼓式制動(dòng)器。此類制動(dòng)器摩擦系數(shù)高，不易磨損，質(zhì)量輕盈。 4.4 制動(dòng)輪缸 本設(shè)計(jì)中的制動(dòng)輪缸都為等直徑的活塞且液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)輪缸。 4.5 摩擦片 摩擦襯片在選取材料時(shí)必須符合七個(gè)基本要求： （1）摩擦因數(shù)穩(wěn)定。摩擦因數(shù)要盡可能的保持在一個(gè)定制，不能隨著溫度等影響而發(fā)生改變。 （2）耐磨性好。有足夠的摩擦壽命，不能需要經(jīng)常換襯片。 （3）變形小。摩擦片的變形如果過(guò)大影響制動(dòng)系統(tǒng)的正常運(yùn)作。 （4）噪音小，無(wú)污染。 （5）無(wú)毒無(wú)害的材料。 （6）抗剪切能力好。 （7）導(dǎo)熱率固定在一個(gè)范圍。 隨著材料的開(kāi)發(fā)研究進(jìn)步，以前使用的石棉摩阻材料因其污染和有毒等問(wèn)題逐漸被淘汰了，現(xiàn)在使用的半金屬摩阻材料，因其耐熱性和耐磨性得到了大多數(shù)廠家的認(rèn)可應(yīng)用。 5 鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)力的計(jì)算 1．計(jì)算所需的制動(dòng)力 通過(guò)受力分析可以知道 Z1，Z2 為： Z = G (L + hg du ) 1 L 2 g dt （5-1） Z = G (L - hg du ) 2 汽車總的地面制動(dòng)力為：  L 1 g dt （5-2） F = F + F = G du = Gq B B1 B2 g dt （5-3） 前、后軸車輪附著力為： F = (G L2 + F hg )j = G (L  + qh )j j1 L B L L 2 g （5-4） F = (G L1 - F hg )j = G (L - qh )j j 2 L B L L 1 g （5-5） 故所需的制動(dòng)力 F =F = (G L1 - F hg )j = G (L - qh )j ?? 需 j 2 L B L L 1 g =36815.96N 2．制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算 由制動(dòng)器因數(shù) BF 的表達(dá)式（即， BF =  fN 1+ fN2 ） P 本質(zhì)是制動(dòng)器在單位面積內(nèi)傳輸壓力或者在受到力的作用而輸出的力或力矩。制動(dòng)器因數(shù)可表示為摩擦力：輸入力，公式表達(dá)： BF = Tf PR 式中Tf ——制動(dòng)器的摩擦力矩； R——制動(dòng)鼓的作用半徑； P——輸入力，  （5-6） 儲(chǔ)氣罐壓力的取值范圍是 0.67Mpa－0.73Mpa，所能承受的壓力最大值是 0.9Mpa。此時(shí)應(yīng)選擇壓力最小值：0.67Mpa。 張開(kāi)力的計(jì)算公式為 P = Qh a Q ——制動(dòng)氣室的推桿推力； h —— Q 力對(duì)凸輪軸軸線的力臂； ——兩蹄的張開(kāi)力 P 對(duì)凸輪中心的力臂。 選擇h＝104，a＝ 42 。 制動(dòng)氣室的推力計(jì)算公式Q = 0.67 A0 0 活塞式制動(dòng)器的氣室的工作面積A =0.021m2 ＝ 0.021 ′ 106 mm2  （5-7） 得到 Q =14070N ； 代入式(5.11)中，得到P = 34840N ； 由制動(dòng)器效能因數(shù)的定義[13]，可得制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力 F 能=BF×P×R/re =1.788×34840×210/229 =57125.4 N 所以能產(chǎn)生的制動(dòng)力 F=4×F 能=22850N F=2F 能 =114250.8N > F 需 =36815.96N 經(jīng)驗(yàn)算，選擇的參數(shù)適合用于設(shè)計(jì)。 5.2 制動(dòng)蹄上的力矩 如果不知道制動(dòng)蹄壓緊在制動(dòng)器的制動(dòng)鼓上所受到的力和力矩，我們將無(wú)法對(duì)鼓式制動(dòng)器進(jìn)行計(jì)算。 為了力矩精簡(jiǎn)計(jì)算，故選用張開(kāi)力計(jì)算。 圖 5.1 張開(kāi)力計(jì)算用簡(jiǎn)圖 圖 5.2 制動(dòng)力矩計(jì)算用簡(jiǎn)圖 增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： TTf 1 = fN r （5-8） 1 1 式中 N 1 ——單元法向力的合力； r1 ——摩擦力 fN1 的作用半徑(見(jiàn)圖 5.2)。 由力 N1 與張開(kāi)力 P1 的關(guān)系，得出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： P cos a + S - N (cos d + f sin d ) = 0 （5-9） 1 0 1x 1 1 1 Pa - S C ￠ + f r N = 0 （5-10） 1 1x 1 1 式中 d1 —— x1 軸與力 N1 的作用線之間的夾角 S1x ——支承反力在 x 軸上的投影。 得N = hP / [c￠(cos d + f sin d ) - f r ] （5-11） 1 1 1 1 1 P B 對(duì)于增勢(shì)蹄： TTf 1 = P fh r / [c￠(cos d + f sin d ) - f r ] = （5-12） 1 1 1 1 1 P B 1 1 對(duì)于減勢(shì)蹄： TTf 2 = P fh r / [c￠(cos d - f sin d ) + f r ] = （5-13） 2 2 2 2 2 2 2 為了確定 r1 ，r2 及d1 ，d 2 ，需要知道法向力 N 及其分量。假設(shè)將 dN 看作是在 x1 軸和 y1 軸上分量dNx 和dN y 投影的合力，則有： a a ￠￠ N = dN sin =q bR a ￠￠sin2a da =q bR(2b - sin 2a ￠￠ + sin 2a ￠) / 4 （5-14） x òa ￠ max òa ￠ max a ￠￠ N = dN cos a =q bR a ￠￠ sin2a cos ad a =q bR(2a ￠￠ - cos 2a ￠￠) / 4 （5-15） y òa ￠ max òa ￠ max 因此 d = arctan(N y ) = N x arctan[(cos 2a ￠ - cos 2a ￠ ) /(2b - sin 2a ￠ + sin 2a ￠)] 式中 b 由于 = a ￠￠ - a ￠ 。 N = 1 那么就有 r = [4R(cos a￠ - cos a￠￠)] / + (2b - sin 2a￠￠ + sin 2a￠)2 （5-16） P B 如果a￠ 和a￠ 不同，那么兩種蹄的d 和 r 值也不同。對(duì)與有兩種制動(dòng)蹄的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)， 其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 Tf = TTf 1 + TTf 2 = + P B （5-17） 2 2 1 1 由之前的計(jì)算可得上式各參數(shù)如下： c' = c2 + k 2 =168mm ?h = a + c = 168 + 168 = 340mm a ' = 25° a '' = 125° cos 2a ' - cos 2a '' 則： d = d = d = arctan 1 2 2b - sin 2a '' + sin 2a ' = arctan 110° cos(2 ′ 25°) - cos(2 ′125°) r = r  =11.03o = r = [4R(cosa ' - cosa '')] / 2 ′ ′ 3.14 - sin(2 ′125o) + sin(2 ′ 25o) 180° = 1 2 [4 ′ 210(cos 25° - cos125°)] / = 234.9mm P B 由式對(duì)于增勢(shì)蹄： TTf 1 = P fh r / [c￠(cos d + f sin d ) - f r ] = 1 1 1 1 1 1 1 = 34840 ′ 0.4 ′ 340 ′ 234.9 / [173.17(cos11.03° + 0.4 ′sin11.03°) - 0.4 ′ 234.9] = 12207N × m 對(duì)于減勢(shì)蹄： TTf 2 = P2 fhr2 /[c￠(cosd 2 - f sin d 2 ) + fr2 ] = P2B2 = 34840 ′ 0.4 ′ 340 ′ 234.9 / [173.17(cos11.03° + 0.4 ′sin11.03°) + 0.4 ′ 234.9] P B = 4090.4N × m 故對(duì)于單個(gè)鼓式制動(dòng)器有：Tf = TTf 1 + TTf 2 = + P B 2 2 1 1 =12207 + 4090.4 =16297N × m 對(duì)于前軸有：T = 4,Tf = 65189N × m 由r = [4R(cos a ￠ - cos a ￠￠)] / + (2b - sin 2a ￠￠ + sin 2a ￠)2 可知自鎖條件。如果該公式的分母為零時(shí)，那么蹄自鎖： c￠(cos d + f sin d ) - f r = 0 1 1 1 1 如果式 f < c￠ cos d r - c￠ sin d 1 1 成立，那么制動(dòng)蹄不會(huì)自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得： c￠cosd1 = r ￠ d 173.17 ′cos11.03° ° 1 - c sin 1 234.9 -173.17 ′sin11.03 = 0.81 > f = 0.4 式f < c￠ cos d 1 r - c￠ sin d 成立，不會(huì)自鎖 1 1 可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為 q max 1 = Ph r 1 1 1 2 1 bR 2(cos a ￠ - cos a ￠￠)[c￠(cos d + f sin d ) - f r ]  （5-18） b——摩擦襯片寬度； f ——摩擦系數(shù)。 qmax1 = 34840 ′ 340 ′ 234.9 140 ′ 2102 (cos 25° - cos125°)[173.17(cos11.03° + 0.4 ′sin11.03°) - 0.4 ′ 234.9] ＝1.1692Mpa 5.3 駐車制動(dòng)制動(dòng)能力的計(jì)算 汽車在爬坡制動(dòng)時(shí)，車輛受力簡(jiǎn)圖如圖 5.3 所示。 圖 5