畢業(yè)設(shè)計(jì)--jn150鼓式后制動(dòng)器設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p><p>　　設(shè)計(jì)（論文）題目：jn150鼓式后制動(dòng)器設(shè)計(jì)</p><p><b>　　設(shè)計(jì)內(nèi)容</b></p><p>　　1、根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)，選擇設(shè)計(jì)方案，計(jì)算并確定零部件各參數(shù)繪出制動(dòng)器的裝配圖及典型零件圖。</p><p>　　

2、2、查閱相關(guān)參考文獻(xiàn)，完成開題報(bào)告，文獻(xiàn)綜述，英文翻譯。</p><p>　　3、撰寫設(shè)計(jì)說明書一份，正文字?jǐn)?shù)不少于40頁。</p><p>　　指 導(dǎo) 教 師 </p><p><b>　　前 言</b></p><p>　　1 本課題的目的和意義</p><p>　

3、　近年來，國(guó)內(nèi)、外對(duì)汽車制動(dòng)系統(tǒng)的研究與改進(jìn)的大部分工作集中在通過對(duì)汽車制動(dòng)過程的有效控制來提高車輛的制動(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)汽車制動(dòng)過程的控制效果最終都須通過制動(dòng)器來實(shí)現(xiàn)，現(xiàn)代汽車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題具有非常重要的意義。</p><p>　　對(duì)于蹄－鼓式制動(dòng)器，其

4、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)各種汽車的制動(dòng)性能要求的適應(yīng)面廣，至今仍然在除部分轎車以外的各種車輛的制動(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，

5、因此容易使左右車輪的制動(dòng)力產(chǎn)生較大差值，從而導(dǎo)致汽車制動(dòng)跑偏。</p><p>　　對(duì)于鉗－盤式制動(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)盤易被污染和銹蝕；當(dāng)用作后輪制動(dòng)器時(shí)不

6、易加裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)等。 </p><p>　　因此，現(xiàn)代車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)。</p><p>　　2 商用車制動(dòng)系概述</p><p>　　汽車制動(dòng)系是用以強(qiáng)制行駛中的汽車減速或停車、使下坡

7、行駛的汽車車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動(dòng)的機(jī)構(gòu)。從汽車誕生時(shí)起，車輛制動(dòng)系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關(guān)重要的角色。近年來，隨著車輛技術(shù)的進(jìn)步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。也只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。</p><p>　　汽車制動(dòng)系統(tǒng)種類很多，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、</p><p&g

8、t;　　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)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動(dòng)能，以達(dá)到車輛制動(dòng)減速，或直至停車的目的。汽車制動(dòng)系至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的制動(dòng)裝置，即行車制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)裝置；重型汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設(shè)應(yīng)急制動(dòng)裝置及輔助制動(dòng)裝置，牽引汽車應(yīng)有自動(dòng)制動(dòng)裝置等。</p><p>　　作為制動(dòng)系的主要組成部分，在車輛上常用的傳統(tǒng)蹄－鼓式制動(dòng)器包括領(lǐng)從

9、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。</p><p>　　3 鼓式制動(dòng)器技術(shù)研究進(jìn)展和現(xiàn)狀</p><p>　　長(zhǎng)期以來，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

10、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><p>　　1978 年，Brian Ingram 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)，因此沒有增勢(shì)效應(yīng)，也沒有減勢(shì)效應(yīng)，與盤式制動(dòng)器類似，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)

11、較低。</p><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)器是通過機(jī)械的方法來實(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

12、舒適性也有所提高，但仍然存在一些問題，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?，這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

13、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)。</p><p>　　另外，近年來則出現(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

14、、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]。 </p><p>　　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>　　4 研究重點(diǎn)以及目的</p><p>　　

15、研究重點(diǎn)：根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)，合理計(jì)算該車型制動(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)AUTO CAD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。</p><p>　　本次設(shè)計(jì)的目的是通過合理整和已有的設(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

16、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)汽車設(shè)計(jì)基本知識(shí)；學(xué)會(huì)用AUTO CAD,pro/e等三維軟件進(jìn)行基本的二維或三維建模和制圖，同時(shí)提高分析問題及解決問題的能力。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)過程方法優(yōu)化、設(shè)計(jì)結(jié)果精益求精。</p><p><b>　　目 錄</b></p><

17、;p><b>　　中文摘要I</b></p><p><b>　　英文摘要II</b></p><p>　　第1章 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇1</p><p>　　1.1鼓式制動(dòng)器的形式結(jié)構(gòu)1</p><p>　　1.2 鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類2</p><p&

18、gt;　　1.2.1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器2</p><p>　　1.2.2 雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器6</p><p>　　1.2.3 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器7</p><p>　　1.2.4 單向増力式制動(dòng)器9</p><p>　　1.2.5 雙向増力式制動(dòng)器9</p><p>　　第2章 制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇13&l

19、t;/p><p>　　2.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)13</p><p>　　2.2 同步附著系數(shù)18</p><p>　　2.3制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩20</p><p>　　2.4 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)21</p><p>　　2.4.1 制動(dòng)鼓內(nèi)徑D22</p><p>　　2

20、.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β22</p><p>　　2.4.3 摩擦襯片起始角24</p><p>　　2.4.4 制動(dòng)器中心到張開力P作用線的距離a24</p><p>　　2.4.5 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)k和c24</p><p>　　2.4.6 襯片摩擦系數(shù)f24</p><p>　　第3章 制動(dòng)

21、器的設(shè)計(jì)計(jì)算25</p><p>　　3.1浮式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器(平行支座面) 制動(dòng)器因素計(jì)算25</p><p>　　3.2制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算27</p><p>　　3.2.1所需制動(dòng)力計(jì)算27</p><p>　　3.2.2制動(dòng)踏板力驗(yàn)算28</p><p>　　3.2.3 確定制動(dòng)輪缸直徑29&l

22、t;/p><p>　　3.2.4輪缸的工作容積29</p><p>　　3.2.5 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力計(jì)算30</p><p>　　3.3制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩31</p><p>　　3.4制動(dòng)蹄上的壓力分布規(guī)律35</p><p>　　3.5 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算37</p><p&g

23、t;　　3.6 制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算40</p><p>　　3.7行車制動(dòng)效能計(jì)算41</p><p>　　3.8 駐車制動(dòng)的計(jì)算42</p><p>　　第4章 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)45</p><p><b>　　4.1制動(dòng)鼓45</b></p><p>　　4.2 制動(dòng)

24、蹄46</p><p>　　4.3 制動(dòng)底板46</p><p>　　4.4 制動(dòng)蹄的支承47</p><p>　　4.5 制動(dòng)輪缸47</p><p>　　4.6 摩擦材料47</p><p>　　4.7 制動(dòng)器間隙48</p><p><b>　　結(jié) 論50</

25、b></p><p><b>　　致 謝51</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)52</b></p><p><b>　　附 錄 153</b></p><p><b>　　附 錄 254</b></p><p&

26、gt;<b>　　摘要</b></p><p>　　鼓式制動(dòng)也叫塊式制動(dòng)，現(xiàn)在鼓式制動(dòng)器的主流是內(nèi)張式，它的制動(dòng)蹄位于制動(dòng)輪內(nèi)側(cè)，剎車時(shí)制動(dòng)塊向外張開，摩擦制動(dòng)輪的內(nèi)側(cè)，達(dá)到剎車的目的。</p><p>　　制動(dòng)系統(tǒng)在汽車中有著極為重要的作用，如果失效將會(huì)造成災(zāi)嚴(yán)重的后果。制動(dòng)系統(tǒng)的主要部件就是制動(dòng)器，在現(xiàn)代汽車上仍然廣泛使用的是具有較高制動(dòng)效能的蹄—鼓式制動(dòng)器。本設(shè)

27、計(jì)就摩擦式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行了相關(guān)的設(shè)計(jì)和計(jì)算。在設(shè)計(jì)過程中，以實(shí)際產(chǎn)品為基礎(chǔ)，根據(jù)我國(guó)工廠目前進(jìn)行制動(dòng)器新產(chǎn)品開發(fā)的一般程序，并結(jié)合理論設(shè)計(jì)的要求，首先根據(jù)給定車型的整車參數(shù)和技術(shù)要求，確定制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)形式及、制動(dòng)器主要參數(shù)，然后計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩、制動(dòng)蹄上的壓力分布、蹄片變形規(guī)律、制動(dòng)效能因數(shù)、制動(dòng)減速度、耐磨損特性、制動(dòng)溫升等，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。最后，完成裝配圖和零件圖的繪制。</p><

28、;p>　　關(guān)鍵詞：鼓式制動(dòng)器，制動(dòng)力矩，制動(dòng)效能因數(shù)，制動(dòng)減速度，制動(dòng)溫升</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　Drum brake, also known as block-type brake, drum brakes, now within the mainstream style sheets, and its br

29、ake shoes located inside the brake wheel, brake brake blocks out when open, the inside wheel friction brake, to achieve the purpose of the brakes.</p><p>　　In the vehicle braking system has a very important

30、role, failure will result in disaster if serious consequences. The main parts of the braking system is the brake, in the modern car is still widely used in high performance brake shoe - brake drum. The design of the fric

31、tion drum brakes were related to the design and calculation. In the design process, based on the actual product, according to our current brake factory general new product development process, and theoretical design requ

32、irements,</p><p>　　KEY WORDS：drum brake, braking torque, brake efficiency factor, braking deceleration, brake temperature rising</p><p>　　第1章 鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式及選擇</p><p>　　除了輔助制動(dòng)裝置是利用發(fā)動(dòng)機(jī)排氣或

33、其他緩速措施對(duì)下長(zhǎng)坡的汽車進(jìn)行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動(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)力矩使汽車減速或停車的。</p><p>　　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）；

34、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，故又稱為帶式制動(dòng)器。在汽車制動(dòng)系中，帶式制動(dòng)器曾僅用作某些汽車的中央制動(dòng)器，現(xiàn)代汽車已經(jīng)很少使用，所以內(nèi)張

35、型鼓式制動(dòng)器通常簡(jiǎn)稱為鼓式制動(dòng)器，而通常所說的鼓式制動(dòng)器即是指這種內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器。</p><p>　　1.1鼓式制動(dòng)器的形式結(jié)構(gòu)</p><p>　　鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類（見圖1.1），它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對(duì)車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。</p><p>　　圖 1.1 鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖</p><p&

36、gt;　　(a)領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（用制動(dòng)輪缸張開）；（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</p><p>　　制動(dòng)蹄按其張開時(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，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。</p><p>　　

37、1.2 鼓式制動(dòng)器按蹄的屬性分類</p><p>　　1.2.1 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器</p><p>　　如圖1.1（a），（b）所示，若圖上的旋轉(zhuǎn)箭頭代表汽車前進(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。汽車倒車時(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，稱為領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器。由

38、圖1.1（a），（b）可見，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，故稱為增勢(shì)蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動(dòng)鼓的趨勢(shì)，即摩擦力矩具有“減勢(shì)”作用，故又稱為減勢(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>　　圖 1.2 PERROT公司的S凸輪制動(dòng)器</p><p>　　圖 1.3 俄KamA3汽車的S凸輪式

39、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>　　對(duì)于兩蹄的張開力的領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)，如圖1.1（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

40、法向反力不等，不能相互平衡，其差值要由車輪輪轂承受。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。</p><p>　　對(duì)于如圖1.1（a）所示具有定心凸輪張開裝置的領(lǐng)從蹄制動(dòng)器，

41、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力，則不等，并且必然有<。由于兩蹄的法向反力在制動(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的貨車和客車上。</p><p>　　

42、領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的兩個(gè)蹄常有固定的支點(diǎn)。張開裝置有凸輪式（見圖1.1（a），圖1.2，圖1.3），鍥塊式（圖1.4），曲柄式（參見圖1.10）和具有兩個(gè)或四個(gè)等直徑活塞的制動(dòng)輪缸式的（見圖1.1（b），圖1.5，圖1.6）。后者可保證作用在兩蹄上的張開力相等并用液壓驅(qū)動(dòng)，而凸輪式，鍥塊式和曲柄式等張開裝置則用氣壓驅(qū)動(dòng)。當(dāng)張開裝置中的制動(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

43、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力相等。</p><p>　　圖 1.4 鍥塊式張開裝置的車輪制動(dòng)器</p><p>　　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 </p><p>　　圖1.5制動(dòng)輪缸具有兩個(gè)等直徑活塞的車輪制動(dòng)器 圖 1.6制動(dòng)輪缸有四個(gè)直徑活塞的

44、車輪制動(dòng)器</p><p>　　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)</p><p>　　5 制動(dòng)底板；6 制動(dòng)蹄；7 支承銷； 凸輪；4偏心支承銷</p><p>　　9 制動(dòng)蹄定位銷；10 駐車制動(dòng)傳動(dòng)裝置 </p>

45、<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，重型載貨汽車前，后輪以及轎車后輪制動(dòng)器。</p><p>　　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)的車輪制動(dòng)器又有不同的結(jié)構(gòu)方案，如圖1.7所示</p><p>　　圖 1.7 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓

46、驅(qū)動(dòng)）</p><p>　　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 </p><p>　　1.2.2 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?yàn)閱蜗螂p領(lǐng)蹄式制動(dòng)器。如圖1.1（c）所示

47、，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。</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9所示。</p><p>　　圖 1.8 單向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)方案（液壓驅(qū)動(dòng)）</p><p>　　（a）一般形式；（

48、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 </p><p>　　雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器有高的正向制動(dòng)效能，但倒車時(shí)變?yōu)殡p從蹄式，使制動(dòng)效能大減。中級(jí)轎車的前制動(dòng)器常用這種形式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動(dòng)時(shí)，前軸的軸荷及附著力大于后軸，而倒車時(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（）并使前，后

49、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>　　1.2.3 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1.1（d）及圖1.9，圖1.10所示。其兩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1.1（d

50、），圖1.9）或其他張開裝置的支座上（圖1.10，圖1.11）。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1.9）或其他張開裝置的兩側(cè)（圖1.10，圖1.11）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。</p><p>　　圖 1.9 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)）</p><p>　　（a）一般形式；（b）偏心機(jī)構(gòu)調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整</p><

51、;p>　　制動(dòng)鼓靠摩擦力帶動(dòng)兩制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)過一小角度，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>　　圖 1.10 LC

52、CAS公司的曲柄機(jī)構(gòu)制動(dòng)器</p><p>　　圖 1.11 PERROT的雙鍥式制動(dòng)器</p><p>　　1.2.4 單向増力式制動(dòng)器</p><p>　　如圖1.1（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)過一小角度，進(jìn)而經(jīng)

53、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。</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

54、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>　　1.2.5 雙向増力式制動(dòng)器</p><p>　　如圖1.1（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)器來說，不論汽車前進(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)，

55、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。</p><p>　　圖1.12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14給出了雙向

56、増力式制動(dòng)器（固定支點(diǎn)）另外幾種結(jié)構(gòu)方案。</p><p>　　圖 1.12 雙向増力式制動(dòng)器（浮動(dòng)支承）的結(jié)構(gòu)方案</p><p>　?。╝）一般形式；（b）支承上調(diào)整；（c）輪缸上調(diào)整</p><p>　　圖 1.13 雙向増力式制動(dòng)器（固定支點(diǎn)）的結(jié)構(gòu)方案</p><p>　?。╝）一般形式；（b）浮動(dòng)調(diào)整；（c）中心調(diào)整</p&

57、gt;<p>　　雙向増力式制動(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)是由液壓通過制動(dòng)輪缸產(chǎn)生制動(dòng)蹄的張開力進(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，因而熱衰退問題并不突出。</p><p>　　上述制動(dòng)器的特點(diǎn)是

58、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。</p><p>　　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

59、動(dòng)鼓僅在襯片的中部接觸時(shí)輸出的制動(dòng)力矩最?。欢谝r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)稱為制動(dòng)器因數(shù)BF（brake factor）來衡量，制動(dòng)器因數(shù)BF可以用下式表達(dá)：</p><p>　　BF=（f+f）/P 式(1.1) </p><p>　　式中 f，f：— 制動(dòng)器摩擦副間的摩擦力，見圖1.1；</

60、p><p>　　，：— 制動(dòng)器摩擦副間的法向力，對(duì)平衡式鼓式制動(dòng)器：=</p><p>　　f—制動(dòng)器摩擦副的摩擦系數(shù)；</p><p>　　P—鼓式制動(dòng)器的蹄端作用力，見圖1.1。</p><p>　　圖 1.14 制動(dòng)器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關(guān)系曲線</p><p>　　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)

61、器；4盤式制動(dòng)器；5雙從蹄式制動(dòng)器</p><p>　　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15所示。BF值大，即制動(dòng)效能好。在制動(dòng)過程中由于熱衰退，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。</p><p>　　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

62、為重要。</p><p>　　結(jié)合本次課題研究的對(duì)象（jn150商用車鼓式制動(dòng)器總成設(shè)計(jì)），得出以下結(jié)論：雖然領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能及穩(wěn)定性在各式制動(dòng)器中均處于中等水平，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)，易于調(diào)整蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙。故仍廣泛用作載貨汽車的前、后輪以及轎車的后輪制動(dòng)器。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)

63、機(jī)構(gòu)等因數(shù)，選用領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器，其支撐結(jié)構(gòu)型式為浮式平行支撐。</p><p>　　第2章 制動(dòng)系的主要參數(shù)及其選擇</p><p>　　制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需要預(yù)先給定的參數(shù)有：汽車軸距L=4000mm；車輪滾動(dòng)半徑；汽車空，滿載時(shí)的總質(zhì)量=6800kg，=15060kg；空，滿載時(shí)的質(zhì)心位置，包括質(zhì)心高度，，質(zhì)心離前軸距離，，質(zhì)心離后軸軸距，；空，滿載時(shí)的軸荷分配：前軸負(fù)荷=3640kg，=3

64、160kg，后軸負(fù)荷=4900kg，=10160kg；輪距：前輪（沿地面）為1927mm，輪距：后輪（雙胎中心線之間距離）為1744mm；總高2600mm，總寬2400mm，全長(zhǎng)7600mm；汽車通過角度：接近角27度，離去角20度；車廂滿載時(shí)車廂地板高度1320mm，后拖鉤距地面高度975mm；最大制動(dòng)距離9.5~10m；儲(chǔ)備行程500m等。而對(duì)于汽車制動(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

65、數(shù)利用率，最大制動(dòng)力矩與制動(dòng)因素等。</p><p>　　2.1 制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)</p><p>　　汽車制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車輪滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為</p><p>　　-=0 式（2.1）</p><p>　　式中：— 制動(dòng)器對(duì)車

66、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，</p><p>　　— 地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N；</p><p>　　—車輪有效半徑，m。</p><p><b>　　令</b></p><p><b>　　式（2.2）

67、</b></p><p>　　并稱之為制動(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，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(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，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即<

68、/p><p>　　=Z 式（2.3） </p><p><b>　　或</b></p><p>　　== Z 式（2.4） </p><p>　　式中 — 輪胎與地面間的附著系數(shù)；</p><p>　　Z— 地面對(duì)車輪的法向反

69、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)力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見圖2.1）</p><p>　　圖 2.1 制動(dòng)器制動(dòng)力，地面制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系</p>

70、;<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,為：</p><p>　　= = 式（2.5） </p><p>　　式中：G — 汽車所受重力，N；</p><p>　　L — 汽車軸距，mm；</p><p>　　— 汽車質(zhì)心

71、離前軸距離，mm；</p><p>　　— 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm；</p><p>　　— 汽車質(zhì)心高度，mm；</p><p><b>　　— 附著系數(shù)。</b></p><p>　　取一定值附著系數(shù)=0.8；</p><p><b>　　質(zhì)心高度</b></p&

72、gt;<p>　　空載時(shí)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：【B/（2*）】=地面附著系數(shù)，</p><p>　　式中：B為最大輪距，為質(zhì)心高度。</p><p>　　可求得為質(zhì)心高度=【B/(2*地面附著系數(shù))】= mm=1204.38mm</p><p>　　由于本車空載時(shí)總高為2600mm，而質(zhì)心高度約為空載時(shí)總高的35%~45%，即2600*35%=9102600

73、*45%=1170，即所求結(jié)果符合要求。</p><p><b>　　質(zhì)心位置：</b></p><p>　　空載時(shí)：用平行力的合成和分解法可求得</p><p>　　空載時(shí)，F(xiàn)A=3640kg，∑F=6800kg，F(xiàn)B=3160kg，</p><p>　　同向平行力的合成：兩個(gè)平行力FA和FB相距AB，則合力ΣF的大小

74、為FA＋FB，作用點(diǎn)C滿足FA·AC＝FB·BC的關(guān)系（如圖2－3－１）</p><p>　　可求得AC =108588*10^3mm，即汽車質(zhì)心離前軸距離=1.08588*10^3mm mm。</p><p>　　滿載時(shí)：組合法可求得</p><p>　　對(duì)于由好幾部分質(zhì)量已知且質(zhì)心位置已知的質(zhì)點(diǎn)系組成的系統(tǒng)：</p><p

75、>　　質(zhì)量：（質(zhì)點(diǎn)系1)，質(zhì)量（質(zhì)點(diǎn)系2)，質(zhì)量（質(zhì)點(diǎn)系3)，質(zhì)量（質(zhì)點(diǎn)系i)，</p><p>　　位置：（質(zhì)點(diǎn)系1)，（質(zhì)點(diǎn)系2)，（質(zhì)點(diǎn)系3)，（質(zhì)點(diǎn)系i)，</p><p>　　整個(gè)系統(tǒng)的質(zhì)心位置仍由下式?jīng)Q定：</p><p><b>　　=</b></p><p>　　例如：一個(gè)質(zhì)點(diǎn)m（位置為）和一個(gè)剛體

76、M（其質(zhì)心位置為）組成的系統(tǒng)的質(zhì)心的位置為：</p><p><b>　　=</b></p><p>　　可求得滿載時(shí)汽車質(zhì)心離后軸距離，==1.30146*10^3mm</p><p>　　可求得滿載時(shí)汽車質(zhì)心高度==1.20775*10^3mm</p><p>　　所以在空，滿載時(shí)由式（2.5）可得前后制動(dòng)反力Z為以

77、下數(shù)值</p><p><b>　　故 滿載時(shí)：</b></p><p>　　=80856.82N</p><p><b>　　=6673.12N</b></p><p><b>　　空載時(shí)：</b></p><p><b>　　=6460.1

78、1N</b></p><p><b>　　=2038.85N</b></p><p>　　由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為</p><p><b>　　表2.1</b></p><p>　　圖 2.2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖</p><p>　　汽車總的地面制動(dòng)

79、力為</p><p>　　=+==Gq 式（2.6）</p><p>　　式中q（q=） — 制動(dòng)強(qiáng)度，亦稱比減速度或比制動(dòng)力；</p><p>　　由于汽車的最低穩(wěn)定車速為14km/h，最大制動(dòng)距離為9.5~10km，</p><p>　　可求得q== = =0.787</p><p>　　，

80、 — 前后軸車輪的地面制動(dòng)力。</p><p>　　由以上兩式可求得前，后車輪附著力為</p><p><b>　　==</b></p><p>　　== 式（2.7）</p><p>　　由已知條件及式（2.7）可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動(dòng)力為</p><p><

81、;b>　　故 滿載時(shí)：</b></p><p>　　=66472.43N</p><p>　　=64497.46N</p><p><b>　　空載時(shí)：</b></p><p>　　=51472.30N</p><p><b>　　=1839.70N</b>

82、</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><b>　　表 2.2</b></p><p>　　上式表明：汽車附著系數(shù)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)力并非為常數(shù)，而是制動(dòng)強(qiáng)度q或總之動(dòng)力的函數(shù)。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，后的周和分配，前，后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力的分配，道路

83、附著系數(shù)和坡度情況等，制動(dòng)過程可能出現(xiàn)的情況有三種，即</p><p>　?。?）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；</p><p>　?。?）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；</p><p>　?。?）前，后輪同時(shí)抱死拖滑。</p><p>　　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。</p><

84、p>　　由式（2.6），（2.7）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>　　+=+=G</b></p><p>　　== 式（2.8）</p><p>　　式中 — 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力，==；</p><p>　　— 后軸車

85、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；</p><p>　　， — 地面對(duì)前，后軸車輪的法向反力；</p><p>　　G — 汽車重力；</p><p>　　， — 汽車質(zhì)心離前，后軸距離；</p><p>&

86、lt;b>　　— 汽車質(zhì)心高度。</b></p><p>　　由式（2.8）可知，前，后車輪同時(shí)抱死時(shí)，前，后制動(dòng)器的制動(dòng)力，是的函數(shù)。</p><p>　　由式（2.8）中消去，得</p><p><b>　　式（2.9）</b></p><p>　　式中 L — 汽車的軸距。</p>

87、<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2.3所示。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)的路面上制動(dòng)時(shí)，能使前后車輪同時(shí)抱死。然而，目前大多數(shù)兩軸汽車由其是貨車的前后制動(dòng)力之比為一定值，并以前制動(dòng)與總制動(dòng)力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)</p><p>　　==

88、 式（2.10）</p><p>　　聯(lián)立式（2.8）和式（2.10）可得</p><p><b>　　= </b></p><p>　　帶入數(shù)據(jù)得 滿載時(shí)： === 0.57</p><p>　　空載時(shí)： ===0.97</p><p>　　由于在附著條件限定的范圍內(nèi)，地面

89、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)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>　　圖 2.3 某載貨汽車的I曲線與線</p><p>　　2.2 同步附著系數(shù)</p><p>　　由式（2.10）可得表達(dá)式 </p><p&g

90、t;　　= 式（2.11）</p><p>　　上式在圖2.3中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)斜率為的直線，它是具有制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)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線交線處的附著系數(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。對(duì)于前后制動(dòng)器制動(dòng)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)

91、路面上，前、后車輪制動(dòng)器才會(huì)同時(shí)抱死。的計(jì)算公式是：</p><p><b>　　式（2.12）</b></p><p>　　由已知條件以及式（2.12）可得</p><p><b>　　滿載時(shí)：=0.81</b></p><p><b>　　空載時(shí)：=0.80</b><

92、/p><p>　　當(dāng)汽車在不同值得路面制動(dòng)時(shí)，可能有以下情況：</p><p>　　當(dāng)<，線位于曲線下方，制動(dòng)時(shí)總是前輪先抱死。它雖然是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉(zhuǎn)向能力。</p><p>　　當(dāng)>，線位于曲線上方，制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死。這時(shí)候容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。</p><p>　　當(dāng)=，制動(dòng)時(shí)前后、輪同時(shí)抱死。它雖然是

93、一種穩(wěn)定工況，但也喪失轉(zhuǎn)向能力。</p><p>　　為防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪側(cè)滑，希望在制動(dòng)過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時(shí)的減速度，為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(dòng)（前、后車輪同時(shí)抱死）時(shí)，其制動(dòng)減速度為=qg=g，即q=，q為制動(dòng)強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪后者后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)度q<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條

94、件才得到充分利用。附著條件的利用情況可用附著系數(shù)利用率（或附著力利用率）來表達(dá)，可定義為：</p><p>　　== 式（2.13）</p><p>　　式中 ------汽車總的地面制動(dòng)力；</p><p>　　G-------汽車所受重力；</p><p>　　Q------汽車制動(dòng)強(qiáng)

95、度；</p><p>　　當(dāng)=時(shí)，q=，=1，利用率最高。</p><p>　　直至20世紀(jì)50年代，當(dāng)時(shí)道路條件還不很好，汽車行駛速度也不高，后輪側(cè)滑抱死的情況后果也不顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)重，因此往往將值定得較低，即處于常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)的中間偏低區(qū)段。但當(dāng)今道路條件大為改善，汽車行駛速度虎也大為提高，因而汽車制動(dòng)時(shí)后輪先抱死引起的后果十分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會(huì)引起側(cè)滑甩

96、尾甚至?xí)纛^而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢(shì)。國(guó)外的文獻(xiàn)推薦滿載時(shí)的同步附著系數(shù)，轎車取0.6，貨車取0.5為宜。</p><p>　　現(xiàn)代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動(dòng)調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動(dòng)強(qiáng)度、載荷等因素來改變前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力比值，使之接近理想制動(dòng)力分配曲線。</p><p>　　為保證汽車制動(dòng)時(shí)的方向穩(wěn)定性和足夠的附

97、著系數(shù)利用率，聯(lián)合歐洲經(jīng)濟(jì)委員會(huì)（ECE）的制動(dòng)法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在0.15q0.3的范圍內(nèi)，前輪均能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.20.8的范圍內(nèi)，必須滿足q 0.1+0.85（—0.2）.</p><p>　　動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率</p><p>　　上面已給出了制動(dòng)強(qiáng)度q和附著系數(shù)利用率的定義式，如式(7)和式(13)所示。下面再討

98、論一下當(dāng)=、<和>時(shí)的q和。根據(jù)所定的同步附著系數(shù)，可以由式（9）及式（11）求得</p><p><b>　?。?--14 ）</b></p><p>　　1— （2--15 ）</p><p><b>　　進(jìn)而求得</b></p><p>&

99、lt;b>　?。?--16） </b></p><p><b>　　（2--17 ）</b></p><p><b>　　當(dāng)=時(shí)；</b></p><p>　　=，=，故=G*，q=；=1。</p><p><b>　　當(dāng)<時(shí)；</b></p>

100、;<p>　　可能得到的最大制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即=</p><p>　　由式（2.7）（2.8）（2.13）（2.16）得</p><p><b>　?。?.18）</b></p><p><b>　?。?.19）</b></p><p><b>　?。?.

101、20）</b></p><p><b>　　當(dāng)>時(shí)； </b></p><p>　　可能得到的最大制動(dòng)力取決于后輪剛剛抱死的條件，即=。由式（7）（8）（13）（17）得</p><p><b>　?。?.21）</b></p><p><b>　　（2.22）</

102、b></p><p><b>　?。?.23）</b></p><p>　　對(duì)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，其值總是選的小于可能遇到的最大附著系數(shù)。所以在>的良好路面上緊急制動(dòng)時(shí)，后輪先抱死。</p><p>　　2.4制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩</p><p>　　應(yīng)合理的確定前，后制動(dòng)器的制

103、動(dòng)力矩，以保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性。</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)的制動(dòng)力之比為</p><p>　　== 式（2.24） </p><p>　　式中 ,

104、— 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><p>　　== = =1.309</p><p>　　通常，上式的比值：轎車約為1.3~1.6；貨車約為0.5~0.7.</p>&

105、lt;p>　　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（2.25） </p><p>　　= 式（2.26） </p><p>　　式中： — 前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；</p><p>　　— 后軸制動(dòng)器的制

106、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)格及國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB 9744-2007；選取的輪胎型145/80R12。由GB2978可得

107、有效半徑=270mm</p><p>　　對(duì)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)值的汽車，為保證在>的良好路面上（例如=0.8）能夠制動(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為</p><p>　　== （2.27）</p><p>　　=

108、 （2.28） </p><p>　　由式（2.19），式（2.20）可得</p><p>　　===1844.15 </p><p>　　= ==1391.20</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)過程可能出現(xiàn)的情

109、況有三種，即</p><p>　　(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；</p><p>　　(2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；</p><p>　　(3)前、后輪同時(shí)抱死拖滑。</p><p>　　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><b>　　制動(dòng)器因數(shù)

110、</b></p><p>　　式(3-1)給出了制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式，它表示制動(dòng)器的效能，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)價(jià)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>　　BF= (2.29)

111、 </p><p>　　式中：T——制動(dòng)器的摩擦力矩；</p><p>　　R——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑； </p><p>　　P——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。</p><p>　　對(duì)于鉗盤式制動(dòng)器，兩側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力均為P，則制動(dòng)盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦

112、力為2fP（f為盤與制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)），于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為 ：</p><p>　　BF= (2.30)</p><p>　　對(duì)于盤式制動(dòng)器，則有：</p><p><b>　　BF= </b></p><p>　　式中 n——旋轉(zhuǎn)制動(dòng)盤數(shù)目；

113、</p><p><b>　　f——摩擦系數(shù)</b></p><p>　　對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開力為，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動(dòng)鼓工作半徑為R，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為，則兩蹄的效能因數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為：</p><p>　　B= (2.31)</p

114、><p>　　B= (2.32)</p><p>　　整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為</p><p>　　BF== (2.32)</p><p><b>　　當(dāng)時(shí)，則</b></p><p>

115、　　BF= = (2.33)</p><p>　　蹄與鼓間作用力的分布，其合力</p><p>　　大小、方向及作用點(diǎn)，都需要精確</p><p>　　的分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在</p><p>　　張力P作用下的合力N，如圖所示，</p><p>