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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第1章 緒 論
1.1制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的意義
汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運(yùn)輸工具。汽車制動(dòng)系是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動(dòng)的裝置。而制動(dòng)器又是制動(dòng)系中直接作用制約汽車運(yùn)動(dòng)的一個(gè)關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動(dòng)性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，人們對(duì)安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全，必須為汽車配備十分可靠的制動(dòng)系統(tǒng)。
通過查閱相關(guān)的資料，運(yùn)用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識(shí)，確定汽車制動(dòng)器的設(shè)計(jì)方案，進(jìn)行部件的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。使其達(dá)到以下要求：具有足夠的制動(dòng)效能以保證汽車的安全性；同時(shí)在材料的選擇上盡量采用對(duì)人體無害的材料。
1.2制動(dòng)系統(tǒng)研究現(xiàn)狀
車輛在行駛過程中要頻繁進(jìn)行制動(dòng)操作，由于制動(dòng)性能的好壞直接關(guān)系到交通和人身安全，因此制動(dòng)性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動(dòng)性能始終是汽車設(shè)計(jì)制造和使用部門的重要任務(wù)。當(dāng)車輛制動(dòng)時(shí)，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導(dǎo)致汽車的速度逐漸減小至零，對(duì)這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動(dòng)系統(tǒng)的分析和設(shè)計(jì)，因此制動(dòng)過程受力情況分析是車輛試驗(yàn)和設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，由于這一過程較為復(fù)雜，因此一般在實(shí)際中只能建立簡(jiǎn)化模型分析，通常人們主要從三個(gè)方面來對(duì)制動(dòng)過程進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)：
（1）制動(dòng)效能:即制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度；
（2）制動(dòng)效能的恒定性：即抗熱衰退性；
（3）制動(dòng)時(shí)汽車的方向穩(wěn)定性；
目前，對(duì)于整車制動(dòng)系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺(tái)架進(jìn)行，由于在汽車道路試驗(yàn)中車輪扭矩不易測(cè)量，因此，多數(shù)有關(guān)傳動(dòng)系!制動(dòng)系的試驗(yàn)均通過間接測(cè)量來進(jìn)行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運(yùn)動(dòng)變化的根據(jù)，在汽車道路試驗(yàn)中，如果能夠方便地測(cè)量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動(dòng)系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和性能評(píng)價(jià)。
1.3制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)內(nèi)容
（1）研究、確定制動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)成
（2）汽車必需制動(dòng)力及其前后分配的確定
前提條件一經(jīng)確定，與前項(xiàng)的系統(tǒng)的研究、確定的同時(shí)，研究汽車必需的制動(dòng)力并把它們適當(dāng)?shù)胤峙涞角昂筝S上，確定每個(gè)車輪制動(dòng)器必需的制動(dòng)力。
（3） 確定制動(dòng)器制動(dòng)力、摩擦片壽命及構(gòu)造、參數(shù)
制動(dòng)器必需制動(dòng)力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動(dòng)器的型式、構(gòu)造和參數(shù)，繪制布置圖，進(jìn)行制動(dòng)力制動(dòng)力矩計(jì)算、摩擦磨損計(jì)算。
（4） 制動(dòng)器零件設(shè)計(jì)
零件設(shè)計(jì)、材料、強(qiáng)度、耐久性及裝配性等的研究確定，進(jìn)行工作圖設(shè)計(jì)。
1.4制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求
制定出制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方案，確定計(jì)算制動(dòng)系統(tǒng)的主要設(shè)計(jì)參數(shù)制動(dòng)器主要參數(shù)設(shè)計(jì)和液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)計(jì)算。利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)繪制裝配圖和零件圖。
第2章 制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算
車輪制動(dòng)器是行車制動(dòng)系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動(dòng)必須作用在車輛的所有的車輪上。
2.1 捷達(dá)轎車的主要技術(shù)參數(shù)
在制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需預(yù)先給定的整車參數(shù)如表2.1所示
表2.1 捷達(dá)轎車整車參數(shù)
已知參數(shù)
捷達(dá)轎車
軸距L（mm）
2471
整車整備質(zhì)量（Kg）
1100
滿載質(zhì)量（Kg）
1500
最高車速（km）
175
同步附著系數(shù)
0.89（空載），1.28(滿載)
2.2制動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇
2.2.1 同步附著系數(shù)
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)的路面上，前、后車輪制動(dòng)器才會(huì)同時(shí)抱死，當(dāng)汽車在不同值的路面上制動(dòng)時(shí)，可能有以下三種情況[4]。
1、當(dāng)時(shí)
線在曲線下方，制動(dòng)時(shí)總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力；
2、當(dāng)時(shí)
線位于曲線上方，制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死，這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性；
3、當(dāng)時(shí)
制動(dòng)時(shí)汽車前、后輪同時(shí)抱死，這時(shí)也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車制動(dòng)時(shí)前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(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)的制動(dòng)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，即，為制動(dòng)強(qiáng)度。在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定義為
（2.1）
式中：——汽車總的地面制動(dòng)力；
——汽車所受重力；
——汽車制動(dòng)強(qiáng)度。
當(dāng)時(shí)，，，利用率最高。
現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動(dòng)時(shí)后輪先抱死的后果十分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會(huì)引起側(cè)滑甚至甩尾會(huì)發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢(shì)。國外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時(shí)的同步附著系數(shù)：轎車??；貨車取為宜。
我國GB12676—1999附錄《制動(dòng)力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動(dòng)協(xié)調(diào)性要求》中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動(dòng)強(qiáng)度的要求。
對(duì)于制動(dòng)強(qiáng)度在0.15~0.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（如圖2.1）之間，則認(rèn)為滿足條件要求；對(duì)于制動(dòng)強(qiáng)度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認(rèn)為滿足的要求[4]。
參考與同類車型的值，取。
圖2.1除、外的其他類別車輛的制動(dòng)強(qiáng)度與附著系數(shù)要求
2.2.2 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率
根據(jù)選定的同步附著系數(shù)，已知：
（2.2）
式中：——汽車軸距，mm；
——制動(dòng)力分配系數(shù)；
——滿載時(shí)汽車質(zhì)心距前軸中心的距離；
——滿載時(shí)汽車質(zhì)心距后軸中心的距離；
——滿載時(shí)汽車質(zhì)心高度。
求得：
進(jìn)而求得
（2.3）
（2.4）
式中：——制動(dòng)強(qiáng)度；
——汽車總的地面制動(dòng)力；
——前軸車輪的地面制動(dòng)力；
——后軸車輪的地面制動(dòng)力。
當(dāng)時(shí)，，故，；。
此時(shí)，符合GB12676—1999的要求。
當(dāng)時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時(shí)求得：
表2.2 取不同值時(shí)對(duì)比GB 12676-1999的結(jié)果
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
1144.1
2376.95
3269.32
5080.19
6585.77
8207.57
13725.48
0.078
0.1617
0.2224
0.3456
0.44801
0.55833
0.67753
0.78
0.8085
0.7415
0.86398
0.89602
0.93056
0.9679
GB12676—1999
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
符合
國家標(biāo)準(zhǔn)
當(dāng)時(shí)，可能得到的最大的制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時(shí)求得：
表2.3取不同值時(shí)對(duì)比GB 12676-1999的結(jié)果
0.8
12191.15
0.8052
1.0066
GB12676—1999
符合國家標(biāo)準(zhǔn)
2.2.3 制動(dòng)器最大的制動(dòng)力矩
為保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩。
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。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為：
（2.5）
式中：——汽車質(zhì)心離前、后軸的距離；
——同步附著系數(shù)；
——汽車質(zhì)心高度。
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
（2.6）
式中：——前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；
——后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，；
——作用于前軸車輪上的地面法向反力；
——作用于后軸車輪上的地面法向反力；
——車輪的有效半徑。
對(duì)于選取較大值的各類汽車，應(yīng)從保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng)時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度，故所需的后軸和前軸制動(dòng)力矩為
（2.7）
（2.8）
式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù)；
——制動(dòng)強(qiáng)度；
——車輪有效半徑。
N?m
N?m
單個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為 、的一半，為2920.14 N?m 和532.5N?m。
2.3 制動(dòng)器因數(shù)和制動(dòng)蹄因數(shù)
制動(dòng)器因數(shù)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
（2.9）
式中：——制動(dòng)器效能因數(shù)
——制動(dòng)器的摩擦力矩；
——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；
——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。
對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開力分別為、，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即
制動(dòng)鼓工作半徑為，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因
數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為：
（2.10）
（2.11）
整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為
（2.12）
當(dāng)時(shí)，則
（2.13）
蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在張力P的作用下制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.2所示作用于襯片的B點(diǎn)上。這一法向力引起作用于制動(dòng)蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，R 及為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖3.2所示。
圖3.2 鼓式制動(dòng)器的簡(jiǎn)化受力圖
對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程，即
（2.14）
由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為
（2.15）
當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力的方向與圖3.2所
示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程，即
（2.16）
（2.17）
由式(2-15)可知：當(dāng)趨近于占時(shí)，對(duì)于某一有限張開力，制動(dòng)鼓摩擦力
趨于無窮大。這時(shí)制動(dòng)器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺
寸的函數(shù)。
通過上述對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)蹄因數(shù)的分析與計(jì)算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力
對(duì)蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開力對(duì)蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值大，而從蹄則
由于這兩種力矩反向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值小。兩者在=0.3～0.35范圍內(nèi)，當(dāng)張開力時(shí)，相差達(dá)3倍之多。圖2.3給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當(dāng)增大到一定值時(shí)，領(lǐng)蹄的和均趨于無限大。它意味著此時(shí)只要施加一極小張開力，制動(dòng)力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動(dòng)踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動(dòng)狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時(shí)只能通過倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓消除制動(dòng)。領(lǐng)蹄的和隨的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢(shì)作用。反之，從蹄的和隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢(shì)作用。
在制動(dòng)過程中，襯片的溫度、相對(duì)滑動(dòng)速度、壓力以及濕度等因素的變化
會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。制動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù) 的敏感性可由來衡量，因而稱為制動(dòng)器的敏感度，它是制動(dòng)器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動(dòng)時(shí)摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。
熱衰退的臺(tái)架試驗(yàn)表明，多次重復(fù)緊急制動(dòng)可導(dǎo)致制動(dòng)器因數(shù)值減小50%，而下
長坡時(shí)的連續(xù)和緩制動(dòng)也會(huì)使該值降至正常值的30%。
1—領(lǐng)蹄；2—從蹄
圖2.3制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系
由圖2.3也可以看出，領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄
差。就整個(gè)鼓式制動(dòng)器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定
性之間的矛盾。由于盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù)()為常數(shù)，
因此其效能穩(wěn)定性最好。
2.4 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)
2.4.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)
1、制動(dòng)鼓直徑
當(dāng)輸入力一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑越大，則制動(dòng)力矩越大，且使制動(dòng)器的散熱性能越好。但直徑的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動(dòng)鼓直徑的尺寸。但由于捷達(dá)車型在制動(dòng)鼓直徑均為固定值，所以現(xiàn)取鼓式制動(dòng)器的直徑為180mm。
2、制動(dòng)蹄摩擦片寬度、制動(dòng)蹄摩擦片的包角和單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積
由《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動(dòng)蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。
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，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于，因?yàn)檫^大不僅不利于散熱，而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。
綜上所述選取。
單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積：
（2.18）
式中：——單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積，mm2
——制動(dòng)鼓內(nèi)徑，mm；
——制動(dòng)蹄摩擦片寬度，mm；
——為制動(dòng)蹄的摩擦襯片包角，（）。
cm2
表2.4 制動(dòng)器襯片摩擦面積
汽車類別
汽車總質(zhì)量t
單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積cm2
轎車
客車與貨車
（多為）
（多為）
由表2.4數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。
3、摩擦襯片起始角
摩擦襯片起始角如圖3.4所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，并令。
制動(dòng)蹄包角
圖2.4鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù)
4、張開力的作用線至制動(dòng)器中心的距離
在滿足制動(dòng)輪缸布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離（見圖2.4）盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取，根據(jù)設(shè)計(jì)時(shí)的實(shí)際情況取mm
5、制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)位置與
如圖3.4所示，制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸盡可能地小設(shè)計(jì)時(shí)常取mm，以使盡可能地大，初步設(shè)計(jì)可暫取，根據(jù)設(shè)計(jì)的實(shí)際情況取mm。
6、摩擦片摩擦系數(shù)
選擇摩擦片時(shí)，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的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)器是非常重要的各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(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)=0.35~0.4已不成問題。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=0.3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)人體無害的材料。
2.4.2盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)
1、制動(dòng)盤直徑D
制動(dòng)盤直徑D希望盡量大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動(dòng)鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動(dòng)盤的直徑D受輪輞直徑的限制，通常，制動(dòng)盤的直徑D選擇輪輞直徑的70％～79％，而總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取上限
mm
取制動(dòng)盤直徑mm
2、制動(dòng)盤厚度h
制動(dòng)盤厚度h直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動(dòng)盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫升，制動(dòng)盤厚度又不宜過小。實(shí)心盤的厚度選擇10mm～20mm，選擇制動(dòng)盤厚度為h=13mm。
3、摩擦襯塊工作面積A
推薦根據(jù)制動(dòng)器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在范圍內(nèi)選取。
根據(jù)推薦值取2.2，依汽車質(zhì)量1100kg，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為。
4、摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑
推薦摩擦襯塊的外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。
取摩擦襯塊外半徑，內(nèi)半徑
則
摩擦襯塊半徑選取符合要求。
2.5 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
2.5.1 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律
從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定：
（1）制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性；
（2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上；
（3）壓力與變形符合虎克定律
由于本次設(shè)計(jì)采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析。
如圖2.5所示，制動(dòng)蹄在張開力P作用下繞支承銷點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移為
=· （2.19）
式中；——制動(dòng)蹄的作用半徑。
由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為
圖2.5 制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡(jiǎn)圖
從圖2.5中的幾何關(guān)系可看到
=
因?yàn)闉槌Ａ?，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫成
(2.20)
式中：——摩擦片上單位壓力。
即制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上。
上述分析對(duì)于新的摩擦襯片是合理的，但制動(dòng)器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會(huì)有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式
（2.21）
式中：W——磨損量；
K——磨損常數(shù)；
——摩擦系數(shù)；
——單位壓力；
——磨擦襯片與制動(dòng)鼓之間的相對(duì)滑動(dòng)速度。
圖2.6 作為磨損函數(shù)的壓力分布值
通過分析計(jì)算所得壓力分布規(guī)律如圖2.6所示。圖中表明在第11次制動(dòng)后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系：
（2.22）
式中：——磨損常數(shù)。
則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。結(jié)果表示于圖2.6。
2.5.2 制動(dòng)器因數(shù)及摩擦力矩分析計(jì)算
如前所述，通常先通過對(duì)制動(dòng)器摩擦力矩計(jì)算的分析，再根據(jù)其計(jì)算式由定義得出制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式。假設(shè)鼓式制動(dòng)器中制動(dòng)蹄只具有一個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)，由此可得：
（1）定出制動(dòng)器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向；
（2）參見2.4.1節(jié)確定制動(dòng)蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令；
（3）在張開力P作用下，確定最大壓力值。
參見圖2.7，所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對(duì)點(diǎn)取矩，可得
ph=RMsind-R(R-Mcos)sin （2.23）據(jù)此方程式可求出的值。
圖2.7 制動(dòng)蹄摩擦力矩分析計(jì)算
4、計(jì)算沿摩擦片全長總的摩擦力矩
T=R sind=R(cos-cos) （2.24）
5、由公式(2.9)導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù)
由于導(dǎo)出過程的繁瑣，下面對(duì)支承銷式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算。
單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFTl
(2.25)
單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFT2
(2.26)
以上兩式中：
以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖2.8。
整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)為
圖2.8 支承銷式制動(dòng)蹄
2.5.3 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩
1、鼓式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩
在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。
為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積的包角，如圖2.8所示。
由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為：
(2.27)
而摩擦力產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為
在由至區(qū)段上積分上式，得
(2.28)
當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)，
(2.29)
式（2.24）和式（2.25）給出的由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開力P計(jì)算制動(dòng)力矩的方法則更為方便。
圖2.9 張開力計(jì)算用圖
增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下：
(2.30)
式中:——單元法向力的合力；
——摩擦力的作用半徑(見圖2.9)。
如果已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動(dòng)力矩。
為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式：
(2.31)
式中：——軸與力的作用線之間的夾角；
——支承反力在工：軸上的投影。
解式(3..27)，得
（2.32)
對(duì)于增勢(shì)蹄可用下式表示為
(2.33)
對(duì)于減勢(shì)蹄可類似地表示為
(2.34)
圖2.10 制動(dòng)力矩計(jì)算用圖
為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見圖2.10)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（2.23）有：
(2.35)
因此對(duì)于領(lǐng)蹄：
(2.36)
==
式中：。
根據(jù)式(2.24)和式(2.26)，并考慮到
(2.37)
則有
(2.38)
==0.183
對(duì)于從蹄：
==
式中：
則有：
(2.38)
==0.179
由于設(shè)計(jì)和相同，因此和值也近似取相同的。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
（2.39）
由式（2.33）和式（2.34）知
==0.3
==0.09
對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來說，，所需的張開力為
N?m (2.40)
計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式(3.33)得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖：
(2.41)
(2.42)成立，不會(huì)自鎖。
由式(2.24)和式(2.29)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為：
(2.43)
=
=1.26
式中：，，，，，——見圖2.9；
，——見圖2.10；
——摩擦襯片寬度；
——摩擦系數(shù)。
因此鼓式制動(dòng)器參數(shù)選取符合設(shè)計(jì)要求。
2、盤式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩
盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡(jiǎn)圖如圖2.11所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為
?。?.44）
式中： ——摩擦系數(shù)；
N——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力(見圖2.11)；
R——作用半徑。
圖2.11 盤式制動(dòng)器計(jì)算用圖 圖2.12 鉗盤式制動(dòng)器作用半徑計(jì)算用圖
對(duì)于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為
式中 ，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。
根據(jù)圖2.12，在任一單元面積只上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動(dòng)盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動(dòng)塊作用于制動(dòng)盤上的制動(dòng)力矩為
單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤的總摩擦力為
得有效半徑為
令，則有
（2.45）
因，，故。當(dāng)，，。但當(dāng)m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計(jì)算方法失效。
由求得：
N
則單位壓力
N?m N?m
因此盤式制動(dòng)器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計(jì)要求。
2.6 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算
摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。
汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。
制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2。
雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為
(2.46)
式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；
——汽車總質(zhì)量；
，——汽車制動(dòng)初速度與終速度，m/s；計(jì)算時(shí)總質(zhì)量3.5t以上的貨車取=18m/s；
——制動(dòng)減速度，m/s2，計(jì)算時(shí)取=0.6；
——制動(dòng)時(shí)間，s；
Al，A2——前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積；
——制動(dòng)力分配系數(shù)。
在緊急制動(dòng)到時(shí)，并可近似地認(rèn)為，則有
(2.47)
鼓式制動(dòng)器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當(dāng)制動(dòng)初速度低于式(2.40)下面所規(guī)定的值時(shí)，則允許略大于1.8W/mm2，盤式制動(dòng)器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂。
W/mm2 W/mm2
因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。
2.7 制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算
應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件
(2.48)
式中：——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量；
——與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量；
——制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482 J/（kg?K），對(duì)鋁合金c=880 J/（kg?K）；
——與制動(dòng)鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容；
——制動(dòng)鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制溫升不應(yīng)超過15℃)；
L——滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即
(2.49)
式中 ——滿載汽車總質(zhì)量；
——汽車制動(dòng)時(shí)的初速度；
——汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。
盤式制動(dòng)器：
鼓式制動(dòng)器：
由以上計(jì)算校核可知符合熱容量和溫升的要求。
2.8 駐車制動(dòng)計(jì)算
圖2.11為汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：
(2.50)
同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為：
(2.51)
圖2.11 汽車在坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖
根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，，即由
(2.52)
求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為
(2.53)
汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為
(2.54)
一般對(duì)輕型貨車要求不應(yīng)小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。
為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。
單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為
N?m
2.9 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
2.9.1 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。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓(圖2.13(a))；輕型貨車和一些轎車則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2.13(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖2.12(c))在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。
（a）鑄造制動(dòng)鼓；（b），（c）組合式制動(dòng)鼓
1—沖壓成形輻板；2—鑄鐵鼓筒；3—灰鑄鐵內(nèi)鼓；4—鑄鋁臺(tái)金制動(dòng)鼓
圖2.13 制動(dòng)鼓
制動(dòng)鼓相對(duì)于輪轂的對(duì)中如圖2.12所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，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)轎車為15～20N?cm；對(duì)貨車為30～40N?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：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。
捷達(dá)屬于乘用車，因此本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓采用HT200灰鑄鐵鑄造，制動(dòng)鼓壁的厚度選取12mm。
2.9.2 制動(dòng)蹄
轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開有一、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。重型汽車制動(dòng)蹄的斷面有工字形、山字形和Ⅱ字形幾種。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為3—5mm；貨車的約為5～8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多用4.5～5mm；貨車多在8mm以上。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。
因此，本設(shè)計(jì)制動(dòng)蹄采用熱軋鋼板沖壓—焊接制成，制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度分別取5mm和6mm。
2.9.3 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。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。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。
因此，本設(shè)計(jì)制動(dòng)底板采用熱軋鋼板沖壓成形，制動(dòng)底板的厚度取5mm。
2.9.4 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或偏心輪。支承銷由45號(hào)鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 370—12)或球墨鑄鐵(QT 400—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。
具有長支承銷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機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。
本設(shè)計(jì)為了使具有支承銷的一個(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，采用支承銷。
2.9.5 制動(dòng)輪缸
是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車輪制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_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。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞；少數(shù)有四個(gè)等直徑活塞；雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器的兩蹄則各用一個(gè)單活塞制動(dòng)輪缸推動(dòng)。由于采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)器，缸體材料采用HT250的鑄鐵，兩個(gè)活塞推動(dòng)。
2.9.6.制動(dòng)盤
制動(dòng)盤一般由珠光體灰鑄鐵制成，其結(jié)構(gòu)形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于布置尺寸。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。制動(dòng)盤的工作表面應(yīng)光滑平整。兩側(cè)表面不平行度不應(yīng)大于 0.008mm，盤面擺差不應(yīng)大于 0.1mm。 本設(shè)計(jì)采用通風(fēng)式制動(dòng)盤。
2.9.7制動(dòng)鉗
制動(dòng)鉗由可鍛鑄鐵 K TH370—12 或球墨鑄鐵 QT400—18 制造， 也有用輕合金制造的，可做成整體的，也可做成兩個(gè)由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動(dòng)鉗便可檢查或更換制動(dòng)塊。制動(dòng)鉗體應(yīng)有高的強(qiáng)度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動(dòng)油缸，也有將單獨(dú)制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動(dòng)液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動(dòng)塊的背板?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面進(jìn)行鍍鉻處理。
2.9.8制動(dòng)塊
制動(dòng)塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩
形、正方形或長圓形的?；钊麘?yīng)能壓住盡量多的制動(dòng)塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引
起尖叫聲。制動(dòng)塊背板由鋼板制成。許多盤式制動(dòng)器裝有襯塊磨損達(dá)極限時(shí)的警報(bào)裝，以便及時(shí)更換摩擦襯片。制動(dòng)塊的厚度取14mm。
2.9.9 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)人體無害的材料。
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脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)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)按襯片規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片具有不同的摩擦性能和其他性能。
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0.3～0.35。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差[8]。
2.9.10 制動(dòng)摩擦襯片
在GB 5763-1998《汽車用制動(dòng)器襯片》中，將制動(dòng)摩擦襯片按用途分成4類，其中，第1類為駐車制動(dòng)器用；第2類為微型、輕型汽車鼓式制動(dòng)器用；第3類為中重型汽車的鼓式制動(dòng)器用；第4類為盤式制動(dòng)器用[17]。其摩擦性能見表2.5
表2.5 汽車制動(dòng)器摩擦襯片的摩擦性能
類別
項(xiàng) 目
試驗(yàn)溫度
100℃
150℃
200℃
250℃
300℃
350℃
1
類
摩擦系數(shù)
0.30～0.70
0.25～0.70
0.20～0.70
——
——
——
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.10
±0.12
±0.12
——
——
——
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤1.00
≤2.00
≤3.00
——
——
——
2
類
摩擦系數(shù)
0.25～0.65
0.25～0.70
0.20～0.70
0.15～0.70
——
——
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.08
±0.10
±0.12
±0.12
——
——
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤0.50
≤0.70
≤1.00
≤2.00
——
——
3
類
摩擦系數(shù)
0.25～0.65
0.25～0.70
0.25～0.70
0.20～0.70
0.15～0.70
——
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.08
±0.10
±0.12
±0.12
±0.14
——
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤0.50
≤0.70
≤1.00
≤1.50
≤3.00
——
4
類
摩擦系數(shù)
0.25～0.65
0.25～0.70
0.25～0.70
0.25～0.70
0.25～0.70
0.20～0.70
指定摩擦系數(shù)的允許偏差
±0.08
±0.10
±0.12
±0.12
±0.14
±0.14
磨損率（V），10－7cm3/（N?m）
≤0.50
≤0.70
≤1.00
≤1.50
≤2.50
≤3.50
2.9.11 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0.2～0.5mm，盤式制動(dòng)器的為0.1～0.3mm；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)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r片的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。
在制動(dòng)輪缸上采取措施實(shí)現(xiàn)工作間隙的自動(dòng)調(diào)整，如圖2.14所示。用以限定不制動(dòng)時(shí)制動(dòng)蹄內(nèi)極限位置的限位摩擦環(huán)1裝在輪缸活塞2內(nèi)端的環(huán)槽中或借矩形斷面螺
紋旋裝在活塞內(nèi)端。限位摩擦環(huán)是一個(gè)有切槽的彈性金屬環(huán)，壓裝入輪缸后與缸壁之
間的摩擦力可打400?；钊系沫h(huán)槽或螺旋槽的寬度大于限位摩擦環(huán)厚度，
活塞相對(duì)于限位摩擦環(huán)的最大軸向位移量即為兩者之間的間隙。間隙應(yīng)等
于在制動(dòng)器間隙設(shè)定的標(biāo)準(zhǔn)時(shí)，施行完全制動(dòng)時(shí)所需的輪缸活塞行程[5]。
不制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)蹄回位彈簧只能將制動(dòng)蹄向內(nèi)拉到輪缸活塞與限位摩擦環(huán)外端面接觸為止，因?yàn)榛匚粡椈傻睦h(yuǎn)遠(yuǎn)不足以克服摩擦限位環(huán)與缸壁間的摩擦力。此時(shí)如圖2.14所示，間隙存在于活塞與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面之間
1—限位摩擦環(huán)；2—活塞；3—制動(dòng)輪缸
圖2.14制動(dòng)鼓與蹄間隙的工作問涼的自動(dòng)調(diào)整裝置
制動(dòng)時(shí)，輪缸活塞外移。若制動(dòng)器間隙正好等于設(shè)定值，則當(dāng)活塞移動(dòng)到與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面接觸（即間隙消失）時(shí)，制動(dòng)器間隙應(yīng)以消失，并且蹄鼓已壓緊到足以產(chǎn)生最大制動(dòng)力矩的程度。若制動(dòng)器間隙有與種種原因增大到超過設(shè)定值時(shí)，則活塞外移到=0時(shí)仍不能實(shí)現(xiàn)完全制動(dòng)。但只要輪缸液壓達(dá)到0.8，即能將活塞連同限位摩擦環(huán)繼續(xù)推出，直到實(shí)現(xiàn)完全制動(dòng)。這樣，在解除制動(dòng)時(shí)，活塞隨制動(dòng)蹄向后移動(dòng)到與處于新位置的限位摩擦環(huán)與缸壁之間這一不可逆轉(zhuǎn)的軸向相對(duì)位移，補(bǔ)償了制動(dòng)器的過量間隙。
2.10 制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算
在計(jì)算得制動(dòng)蹄片上的法向力，制動(dòng)力矩及張開力（見2.4節(jié)）后，可根據(jù)圖求得支承銷的支承力及支承銷的剪切應(yīng)力如下：
(2.55)
式中：——支承銷的截面積。
也可以用下述的簡(jiǎn)化方法求得：如圖2.15所示，假設(shè)制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間的作用力的合力作用點(diǎn)位于制動(dòng)蹄摩擦襯片的工作表面上，其法向合力與支承銷的反力分別平行，如圖2.15所示。
對(duì)兩蹄分別繞中心點(diǎn)取矩，得
(2.56)
圖2.15 制動(dòng)蹄支承銷剪切應(yīng)力計(jì)算圖
一般來說，的值總要大于的值，故僅計(jì)算領(lǐng)蹄的支承銷的剪切應(yīng)力即可：
（2.57）
式中：見圖2.15；
—— 支承銷的截面積；
—— 摩擦系數(shù)；
——許用剪切應(yīng)力。
由式（2.28）知：
因此由式（2.56）知
MPa
支承銷采用45號(hào)鋼制成，其許用剪切應(yīng)力=25～45MPa[9]，因此符合剪切應(yīng)力要求。
第3章 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
為了確定制動(dòng)主缸和輪缸直徑、制動(dòng)踏板上的力、踏板行程、踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比以及采用增壓或助力裝置的必要性，必須進(jìn)行如下的設(shè)計(jì)計(jì)算。
3.1 輪缸直徑與工作容積
為了確定制動(dòng)主缸及制動(dòng)輪缸的直徑、制動(dòng)踏板力與踏板行程、踏板機(jī)構(gòu)的、傳動(dòng)比，以及說明采用增壓助力裝置的必要性，必須進(jìn)行如下的設(shè)計(jì)計(jì)算。
制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)體的作用力與輪缸直徑及制動(dòng)輪缸中的液壓壓力之間有如下關(guān)系式：
(3.1)
式中：——考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，8MPa ~12MPa。
制動(dòng)管路液壓在制動(dòng)時(shí)一般不超過10MPa~12MPa，對(duì)盤式制動(dòng)器可再高些。壓力越高則輪缸直徑就越小，但對(duì)管路尤其是制動(dòng)軟管廈管接頭則提出了更高的要求，對(duì)軟管的耐壓性、強(qiáng)度以及接頭的密封性的要求就更加嚴(yán)格[9]。
輪缸直徑應(yīng)在GB 7524—87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46，50，56mm。
3.1.1 盤式制動(dòng)器直徑與工作容積
根據(jù)前面算得的結(jié)果：
，選取MPa，求：
mm (4.2)
由此，選取制動(dòng)輪缸的直徑mm
一個(gè)輪缸的工作容積
(3.3)
式中：——一個(gè)輪缸活塞的直徑；
——輪缸的活塞數(shù)目；
——一個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程：
(3.4)
在初步設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)鼓式制動(dòng)器可取mm~2.5mm；
——消除制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓問的間隙所需的輪缸活塞行程，對(duì)鼓式制動(dòng)器等于相應(yīng)制動(dòng)蹄中部與制動(dòng)鼓之間的間隙的2倍；
——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計(jì)算；
——分別為鼓式制動(dòng)器的蹄的變形與鼓的變形而引起的輪缸活塞行程，其值由試驗(yàn)確定。
選取mm，，求一個(gè)輪缸的工作容積。
mm3
3.1.2 鼓式制動(dòng)器直徑與工作容積
，選取MPa，由式(3.2)，求：
mm
選取制動(dòng)輪缸的直徑mm
選取mm，，求一個(gè)輪缸的工作容積。
mm3
全部輪缸的總工作容積為
(3.5)
式中：——輪缸的數(shù)目。
mm
3.2 制動(dòng)主缸直徑與工作容積
制動(dòng)主缸的直徑應(yīng)符合GB 7524—87的系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為14.5，16，17.5，19，20.5，22，(22.22)，(23.81)，24，(25.40)，26，28，(28.58)，30，32，35，38，42，46mm。
制動(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積
(3.8)
式中：——全部輪缸的總工作容積；
——制動(dòng)軟管在液壓下變形而引起的容積增量。
在初步設(shè)計(jì)時(shí)，考慮到軟管變形，轎車制動(dòng)主缸的工作容積可取為，貨車取，式中為全部輪缸的總工作容積。
主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定：
(3.9)
取因此
求知
mm
根據(jù)GB 7524—87的系列尺寸取mm。
3.3 制動(dòng)輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚
3.3.1 盤式制動(dòng)輪缸活塞寬度與缸筒壁厚
根據(jù)已有的公式計(jì)算活塞的寬度
(3.6)
于是求知：mm。
一般情況下，液壓缸缸筒壁厚由結(jié)構(gòu)確定，必要時(shí)進(jìn)行強(qiáng)度校核。校核時(shí)分薄壁和厚壁兩種情況進(jìn)行[9]。
現(xiàn)取壁厚10mm，由于，因此按厚壁進(jìn)行校核。
(3.7)
式中：——輪缸壁厚；
——試驗(yàn)壓力（當(dāng)缸的額定壓力Mpa時(shí)，取=1.5）；
——缸筒材料許用應(yīng)力，=（為材料抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，一般取n=5）。
mm
由于mm