【溫馨提示】壓縮包內含CAD圖有下方大圖片預覽，下拉即可直觀呈現(xiàn)眼前查看、盡收眼底縱觀。打包內容里dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，所見才能所得，請見壓縮包內的文件及下方預覽，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：11970985或197216396

壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 XXX大學 本科生畢業(yè)設計（論文） 金杯載貨汽車制動系統(tǒng)的設計 學生姓名：______________ 學 號：______________ 班 級: ______________ 專 業(yè)：______________ 指導教師：______________ 目 錄 目 錄 2 摘 要 4 ABSTRACT 5 第1章 緒　　論 6 1.1 本課題研究背景 6 1.2制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 8 1.3本課題研究目的 9 1.4本課題研究內容 9 第2章 制動系統(tǒng)的方案設計 11 2.1 制動器的結構型式的選擇 11 2.2鼓式制動器 12 2.2.2 雙領蹄式制動器 13 2.2.3 雙向雙領蹄式制動器 13 2.2.4 單向增力式制動器 13 2.2.5 單向增力式制動器 13 2.2.6 雙向增力式制動器 14 2.3制動驅動機構的結構形式選擇 14 2.4 制動管路的多回路系統(tǒng) 17 第3章 制動器設計計算 18 3.1金杯載貨汽車的主要技術參數(shù) 19 3.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 19 3.2.1 同步附著系數(shù) 19 3.2.3 制動器最大的制動力矩 23 3.3 制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 24 3.3.1 鼓式制動器的結構參數(shù) 24 3.3.2 摩擦片摩擦系數(shù) 26 3.4 鼓式制動器的設計計算 27 3.4.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 27 3.5.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 30 3.5 制動器主要零件的結構設計 35 3.5.1 制動鼓 35 3.5.2 制動蹄 36 3.5.3 制動底板 37 3.5.4 制動蹄的支承 37 3.5.5 制動輪缸 37 3.5.6.制動盤 37 3.5.7制動鉗 38 3.5.8制動塊 38 3.5.9 摩擦材料 38 3.5.10 制動摩擦襯片 38 3.6 制動蹄支承銷剪切應力計算 40 第4章 制動驅動機構的設計 43 4.1 輪缸直徑與工作容積 43 4.2 制動主缸直徑與工作容積 45 4.3 制動輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚 45 4.3.1 制動輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 45 4.3.2制動器活塞寬度與缸筒壁厚 46 4.4 制動主缸行程的計算 47 4.5 制動主缸活塞寬度與缸筒的壁厚 47 4.5.1 制動主缸活塞寬度 47 4.5.2 制動主缸筒的壁厚 47 4.6 制動踏板力與踏板行程 48 結 論 50 參考文獻 51 致 謝 52 摘 要 國內汽車市場迅速發(fā)展，隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高設計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關鍵。 本說明書主要根據(jù)已有的金杯載貨汽車的數(shù)據(jù)對制動系統(tǒng)進行設計。制定出金杯載貨汽車制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)制，利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖。 關鍵詞：汽車制動系統(tǒng)；制動器 ABSTRACT The rapid development of the domestic automobile market, with the increase of car ownership, the security problem has become more and more people's attention, and the braking system is one of the important systems of automobile active safety. Therefore, how to develop a high performance braking system, to provide protection for the safe driving is the main problem to be solved. In addition, with the increasing competition in the automotive market, how to shorten the product development cycle, improve design efficiency, reduce costs, improve the market competitiveness of products, has become the key to the success of enterprises. This paper mainly based on the brake system of the existing design of Jinbei light truck data SY1041DJF1. Develop structure scheme of the gold SY1041DJF1 light-duty vehicle braking system, calculation of braking system of the main design parameters of, using computer aided design and drawing of assembly drawing, arrangement diagram and parts diagram. Key words: automobile brake system; brake 第1章 緒　　論 1.1 本課題研究背景 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輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動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系統(tǒng)。近年來，隨著車輛技術的進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。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產(chǎn)生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現(xiàn)了很多新的結構型式和功能形式。 汽車制動性就是指汽車行駛時能在短距離內停車并且維持行駛方向穩(wěn)定性和在下長坡時能維持一定車速的能力，以及汽車在一定坡道上能長時間停車不動的駐車制動器性能。汽車的制動性主要由制動效能、制動效能的恒定性和制動時汽車的方向穩(wěn)定性三方面來評價。 1、 制動效能： 即制動距離與制動減速度，是指在良好路面上，汽車以一定初速制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度，是制動性能最基本的評價指標。制動距離與汽車的行駛安全有直接的關系，它指的是汽車空檔時以一定初速，從駕駛員踩著制動踏板開始到汽車停止為止所駛過的距離。制動距離與制動踏板力以及路面附著條件有關。制動減速度反映了地面制動力，因此它與制動器制動力（車輪滾動時）及附著力（車輪抱死拖滑時）有關。由于各種汽車動力性不同，對制動效能的要求也就不同：一般轎車、輕型貨車的行駛速度高，所以要求其制動效能也高；而重型貨車行駛速度相對較低，其制動效能的要求也就稍低一些。 2、 制動效能的恒定性： 制動過程實際上是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉化為熱能，汽車在繁重的工作條件下制動時（例如下長坡長時間、連續(xù)制動）或高速制動時，制動器溫度常在300°C以上，有時甚至達到600-700°C，制動器溫度上升后，摩擦力矩將顯著下降，這種現(xiàn)象就稱為制動器的熱衰退。所以制動器溫度升高后，能否保持在冷狀態(tài)時的制動效能已成為設計制動器時要考慮的一個重要問題。汽車在高速行駛或下長坡連續(xù)制動時制動效能保持的程度，稱為抗熱衰退性能。制動器抗熱衰退性能一般用一系列連續(xù)制動時制動效能的保持程度來衡量。根據(jù)國際標準草案ISO／DIS6597，要求以一定車速連續(xù)制動15次，每次的制動強度為3m／s2，最后的制動效能應不低于規(guī)定的冷試驗制動效能（5.8m／s2）的60％（在制動踏板力相同的條件下）。制動器抗熱衰退性能與制動器材料和制動器的結構型式有關。 此外，汽車在涉水行駛后，制動器還存在水衰退的問題。當汽車涉水時，水進入制動器，短時間內制動效能的降低稱為水衰退。汽車應該在短時間內迅速恢復原有的制動效能。 3、制動時汽車的方向穩(wěn)定性： 即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側滑以及失去轉向能力的性能。制動過程中，有時會出現(xiàn)制動跑偏、后軸側滑或前輪失去轉向能力而使汽車失去控制離開原來的行駛方向，甚至發(fā)生撞入對方車輛行駛軌道、下溝、滑下山坡的危險情況。一般把汽車在制動過程中維持直線行駛或按預定彎道行駛的能力稱為制動時汽車的方向穩(wěn)定性。制動時方向穩(wěn)定性合格的車輛在試驗過程中不允許產(chǎn)生不可控制的效應使它離開一定寬度的試驗通道。 制動時汽車自動向左或向右偏駛稱為“制動跑偏”。造成汽車制動時跑偏的原因有兩個：一是汽車左、右車輪，特別是前軸左、右車輪（轉向輪）制動器動力不相等；二是制動時懸架導向桿系與轉向系拉桿在運動學上的不協(xié)調（互相干涉）。其中第一個原因是制造、調整誤差造成的，汽車究竟向左還是向右跑偏，要根據(jù)具體的情況而定；而第二個原因是設計造成的，制動時汽車總是向左（或向右）一方跑偏。側滑是指制動時汽車的某一軸或兩軸發(fā)生橫向移動。其中最危險的情況是在告訴制動時發(fā)生后軸側滑，此時汽車常發(fā)生不規(guī)則的急劇回轉運動而失去控制，嚴重時甚至可使汽車調頭。 前輪失去轉向能力是指汽車的彎道制動時，汽車不再按原來彎道行駛而是沿彎道切線方向駛出，和直線行駛制動時轉動方向盤汽車仍按直線方向行駛的現(xiàn)象。 側滑和跑偏是有聯(lián)系的，嚴重的跑偏會引起后軸側滑，而易于發(fā)生側滑的汽車也有加劇跑偏的趨勢。失去轉向能力和后軸側滑也是有聯(lián)系的，一般汽車如果后軸不會側滑，前輪就可能失去轉向能力；后軸側滑，則前輪常仍有轉向能力。由實驗和理論分析得出一個結論，制動時若后軸車輪比前軸車輪先抱死拖滑，就可能出現(xiàn)后軸側滑；若能使前、后軸車輪同時抱死或前軸車輪先抱死、后軸車輪抱死或不抱死，則能防止后軸側滑。不過若前軸車輪抱死，汽車將失去轉向能力。 制動跑偏、側滑和前輪失去轉向能力是造成交通事故的重要原因。一些國家對交通事故的統(tǒng)計表明，發(fā)生人身傷亡的交通事故中，在潮濕路面上約有1／3與側滑有關；在冰雪路面上有70％-80％與側滑有關。而根據(jù)對側滑事故的分析，發(fā)現(xiàn)有50％是由制動引起的。因此，從保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性的角度出發(fā)，首先不能出現(xiàn)只有后軸車輪抱死或后軸車輪比前軸車輪先抱死的情況，以防止危險的后軸側滑?鴉其次，應盡量少出現(xiàn)只有前軸車輪抱死或前、后軸車輪都抱死的情況，以維持汽車的轉向能力。最理想的情況是，防止任何車輪抱死，前、后車輪都處于滾動的狀態(tài)，這樣就可以確保制動時的方向穩(wěn)定性。因此，各國都制訂了一些規(guī)范來對汽車制動器的制動性提出要求。 1.2制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 制動器有兩種型式：盤式制動器和鼓式制動器。前面提到，制動過程是把汽車行駛的動能通過制動器吸收轉化為熱能，而高溫會使制動器出現(xiàn)熱衰退現(xiàn)象，因此，制動器的散熱能力至關重要。 鼓式制動器是最早的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用于各類汽車上。但由于結構問題使它在制動過程中散熱性能差和排水性能差，容易導致制動效率下降，因此在近三十年中，在轎車領域上已經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本比較低，仍然在一些經(jīng)濟類轎車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。典型的鼓式制動器主要由底板、制動鼓、制動蹄、輪缸（制動分泵）、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動的，上面裝有制動蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動時的旋轉扭力。每一個鼓有一對制動蹄，制動蹄上有摩擦襯片。制動鼓則是安裝在輪轂上，是隨車輪一起旋轉的部件，它是由一定份量的鑄鐵做成，形狀似圓鼓狀。當制動時，輪缸活塞推動制動壓迫制動鼓，制動鼓受到摩擦減速，迫使車輪停止轉動。 盤式制動器又稱為碟式制動器，顧名思義是取其形狀而得名。它由液壓控制，主要零部件有制動盤、分泵、制動鉗、油管等。制動盤用合金鋼制造并固定在車輪上，隨車輪轉動；分泵固定在制動器的底板上固定不動；制動鉗上的兩個摩擦片分別裝在制動盤的兩側。分泵的活塞受油管輸送來的液壓作用，推動摩擦片壓向制動盤發(fā)生摩擦制動，動作起來就好像用鉗子鉗住旋轉中的盤子，迫使它停下來一樣（圖四）。這種制動器散熱快，重量輕，構造簡單，調整方便。特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，而且不怕泥水侵襲，在冬季和惡劣路況下行車，盤式制動比鼓式制動更容易在較短的時間內令車停下。有些盤式制動器的制動盤上還開了許多小孔，加速通風散熱提高制動效率。當然盤式制動器也有自己的缺陷。例如對制動器和制動管路的制造要求較高，摩擦片的耗損量較大，成本貴，而且由于摩擦片的面積小，相對摩擦的工作面也較小，需要的制動液壓高，必須要有助力裝置的車輛才能使用，所以只能適用于輕型車上。 車輛在行駛過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設計制造和使用部門的重要任務。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導致汽車的速度逐漸減小至零，對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設計的基礎，由于這一過程較為復雜，因此一般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們主要從三個方面來對制動過程進行分析和評價： （1）制動效能:即制動距離與制動減速度； （2）制動效能的恒定性：即抗熱衰退性； （3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性； 目前，對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數(shù)有關傳動系!制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù)，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。 1.3本課題研究目的 通過對金杯載貨汽車制動系統(tǒng)的設計可以掌握汽車制動系統(tǒng)的設計原則和方法，培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的工作作風。設計與專業(yè)關系緊密，可綜合利用所學的汽車構造、汽車設計、機械設計、工程材料和CAD繪圖等專業(yè)知識。 1.4本課題研究內容 制定出金杯載貨汽車制動系統(tǒng)的結構方案，確定計算制動系統(tǒng)的主要設計參數(shù)制，利用計算機輔助設計繪制裝配圖，布置圖和零件圖。 第2章 制動系統(tǒng)的方案設計 2.1 制動器的結構型式的選擇 車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。 摩擦式制動器按摩擦副結構不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構簡單、制造成本低。 鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器?，F(xiàn)外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計。 相對于鼓式制動器盤式制動器具有以下優(yōu)點： （1）熱穩(wěn)定性好； （2）水穩(wěn)定性好； （3）制動穩(wěn)定性好； （4）制動力矩與汽車前進和后退等行駛狀態(tài)無關； （5）在輸出同樣大小的制動力矩的條件下，盤式制動器的結構尺寸和質量比鼓式制動器的要??； （6）盤式制動器的摩擦襯塊比鼓式制動器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結構也比較簡單，維修、保養(yǎng)容易； （7）制動盤與摩擦襯塊間的間隙小，一次縮短了油缸活塞的操作時間，并使驅動機構的力傳動比有增大的可能； （8）制動盤的熱膨脹量不會像制動鼓熱膨脹那樣引起制動踏板行程損失，這也使得間隙自動調整機構的設計可以簡化； （9）易于構成多回路制動驅動系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動； （10）能方便地實現(xiàn)制動器磨損報警，能及時地更換摩擦襯片。 作為一款輕型載貨商用車，出于制造維修成本以及制動效能等方面考慮，采用鼓式制動器。 2.2鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式的汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛用干各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半袖套管的凸緣上，其旋轉的摩擦元件為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。制動時，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦路片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外因柱表面與制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，但現(xiàn)代汽車已很少采用。所以內張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內張型鼓式結構。鼓式制動器按蹄的類型分為：雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器、雙向雙領蹄式制動器、單向增力式制動器、雙向增力制動器。 2.2.1 雙領蹄式制動器 若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。若在汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器，則稱為雙領蹄式制動器。顯然，當汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領蹄式制動器。兩制動蹄各用一個單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上是以制動底板中心作對稱布置的，因此，兩蹄對制動鼓作用的合力恰好相互平衡，故屬于平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。這種結構常用于中級轎車的前輪制動器，這是因為這類汽車前進制動時，前軸的動軸荷及 附著力大于后軸，而倒車時則相反。 2.2.2 雙領蹄式制動器 汽車倒車時制動鼓的旋轉方向變?yōu)榉聪蛐D，則相應地使領蹄與從蹄也就相互對調了。這種當制動鼓正、反方向旋轉時總具有一個領蹄和一個從蹄的內張型鼓式制動器稱為領從蹄式制動器。領蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄?！霸鰟荨弊饔檬诡I蹄所受的法向反力增大，而“減勢”作用使從蹄所受的法向反力減小。 領從蹄式制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒車時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車制動機構，故這種結構仍廣泛用于中、重型載貨汽車的前、后輪制動器及轎車的后輪制動器。 2.2.3 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時，兩制動助均為領蹄的制動器則稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于雙向雙領蹄式制動器在汽車前進及倒車時的制動性能不變，因此廣泛用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后車輪，但用作后輪制動器時，則需另設中央制動器用于駐車制動。 2.2.4 單向增力式制動器 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 2.2.5 單向增力式制動器 單向增力式制動器如圖所示兩蹄下端以頂桿相連接，第二制動蹄支承在其上端制動底板上的支承銷上。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。單向增力式制動器在汽車前進制動時的制動效能很高，且高于前述的各種制動器，但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，它僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車上作為前輪制動器。 2.2.6 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞式制動輪缸換用雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄共用的，則成為雙向增力式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.1)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） （a）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動輪缸張開）；（c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 圖2.1鼓式制動器簡圖 金杯載貨汽車采用結構簡單，前輪采用雙領蹄式鼓式制動器、后輪采用成本低的領從蹄式鼓式制動器。 2.3制動驅動機構的結構形式選擇 根據(jù)制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2.1所示。 表2.1 制動驅動機構的結構型式 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質 型式 工作介質 簡單制動系 （人力制動系） 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅限于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力 制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣、制動液 液壓動力 制動系 制動液 液壓式 制動液 伺服制動系 真空伺服 制動系 司機體力與發(fā)動機動力 空氣 液壓式 制動液 轎車，微、輕、中型汽車的行車制動 氣壓 制動系 空氣 液壓伺服 制動系 制動液 簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，故亦稱人力制動。其中，又分為機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于其機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應用于中、小型汽車的駐車制動裝置中[2]。 液壓式簡單制動(通常簡稱為液壓制動)用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間較短(0.1～0.3s)；工作壓力高(可達10～20MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄的張開機構(或制動塊的壓緊機構)，而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質量小；機械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤滑作用)。液壓制動的主要缺點是過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系效能降低，甚至完全失效。液壓制動曾廣泛應用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上[２]。 動力制動即利用發(fā)動機的動力轉化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當?shù)奶ぐ逍谐獭? 氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點是必須有空氣壓縮機、貯氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時間較長(0.3s～0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動閥到制動氣室和貯氣筒的距離過遠的情況下，有必要加設氣動的第二級元件——繼動閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa～0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計得大些，且只能置于制動器外部，再通過桿件和凸輪或楔塊驅動制動蹄，這就增加了簧下質量；制動氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動在總質量8t以上的貨車和客車上得到廣泛應用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動[３]。 用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅動力源而構成的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜、質量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。 全液壓動力制動，用發(fā)動機驅動液壓泵產(chǎn)生的液壓作為制動力源，有閉式(常壓式)與開式(常流式)兩種。 開式(常流式)系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷情況下由液壓泵經(jīng)制動閥到貯液罐不斷循環(huán)流動；而在制動時，則借閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓并傳人輪缸。 閉式回路因平時總保持著高液壓，對密封的要求較高，但對制動操縱的反應比開式的快。在液壓泵出故障時，開式的即不起制動作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進行若干次制動。 全液壓動力制動除了有一般液壓制動系的優(yōu)點以外，還有制動能力強、易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產(chǎn)生汽化現(xiàn)象也沒有什么影響等好處。但結構相當復雜，精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應用并不廣泛。 各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，在伺服系統(tǒng)失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動力，因而從中級以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動。 2.4 制動管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙管路的。應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據(jù)GB 7258—2004規(guī)定制動系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應能有一定的制動力。 （a） （b） （c） （d） （e） 1—雙腔制動主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路的另一分路 圖2.2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 圖2.2為雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。選擇分路方案時主要是考慮其制動效能的損失程度、制動力的不對稱情況和回路系統(tǒng)的復雜程度等。 圖2.2(a)為前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動管路失效，則一旦前輪抱死就會失去轉彎制動能力。對于前驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死導致汽車甩尾。 圖2.2(b)為前、后輪制動管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。 圖2.2(c)的每側前制動器的半數(shù)輪缸與全部后制動器輪缸構成一個獨立的回路；而兩前制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路?？煽闯墒且惠S半對半個軸的分路型式，簡稱HI型。 圖2.2(e)的兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式。簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動效能最好。 HI，LL，HH型的結構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力LL型可達正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見圖2.2(c)，即一軸半)時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。 本次設計采用圖2.2(a)所示前、后輪制動管路各成獨立的的Ⅱ回路系統(tǒng)符合了GB 7258—2004對制動管路布置的要求。 第3章 制動器設計計算 車輪制動器是行車制動系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動必須作用在車輛的所有的車輪上。 3.1金杯載貨汽車的主要技術參數(shù) 在制動器設計中需預先給定的整車參數(shù)如表3.1所示 表3.1 金杯載貨汽車整車參數(shù) 已知參數(shù) 金杯載貨汽車 軸距L（mm） 2500 整車質量（Kg） 1983 裝載質量（Kg） 2000 最高車速（km/h） 95 輪胎 R16 3.2 制動系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 3.2.1 同步附著系數(shù) 對于前后制動器制動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、后車輪制動器才會同時抱死，當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[4]。 1、當時 線在曲線下方，制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉向能力； 2、當時 線位于曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3、當時 制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動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（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強度。在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死的制動強度。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 （3.1） 式中：——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——汽車制動強度。 當時，，，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，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甚至甩尾會發(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。國外有關文獻推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車取；貨車取為宜。 我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動協(xié)調性要求》中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動強度的要求。 對于制動強度在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3.1）之間，則認為滿足條件要求；對于制動強度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認為滿足的要求[4]。參考與同類車型的值，取。 圖3.1除、外的其他類別車輛的制動強度與附著系數(shù)要求 3.2.2 制動強度和附著系數(shù)利用率 根據(jù)選定的同步附著系數(shù)，已知： （3.2） 式中：——汽車軸距，mm； ——制動力分配系數(shù)； ——滿載時汽車質心距前軸中心的距離； ——滿載時汽車質心距后軸中心的距離； ——滿載時汽車質心高度。 求得： 進而求得 （3.3） （3.4） 式中：——制動強度； ——汽車總的地面制動力； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力。 當時，，故，；。 此時，符合GB12676—1999的要求。 當時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 表3.2 取不同值時對比GB 12676-1999的結果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 1510.21 3201.14 5107.29 7754.6 9753.59 12624.9 15986.56 0.061 0.1315 0.2095 0.2978 0.3987 0.5149 0.5574 0.618 0.6575 0.6983 0.7746 0.7973 0.8582 0.9290 GB12676—1999 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 符合 國家標準 當時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： 表3.3取不同值時對比GB 12676-1999的結果 0.8 19929.6 0.8065 1.0082 GB12676—1999 符合國家標準 3.2.3 制動器最大的制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力 成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為： （3.5） 式中：——汽車質心離前、后軸的距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質心高度。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3.6） 式中：——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——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。 對于選取較大值的各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸制動力矩為 （3.7） （3.8） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù)； ——制動強度； ——車輪有效半徑。 N?m N?m 單個車輪制動器應有的最大制動力矩為 、的一半，為2090.35 N?m 和1053.035N?m。 3.3 制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.3.1 鼓式制動器的結構參數(shù) 1、制動鼓直徑 當輸入力一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且的增大也使制動鼓的質量增加，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，以利于散熱通風，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鼓直徑的尺寸。由于金杯載貨汽車采用16的輪輞所以取，制動鼓直徑與輪輞直徑之比的一般范圍為：貨車 。 =40.64mm mm 2、制動蹄摩擦片寬度、制動蹄摩擦片的包角和單個制動器摩擦面積 由《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。 摩擦襯片的包角通常在范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。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，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 綜上所述選取領蹄，從蹄 單個制動器摩擦面積： （3.9） 式中：——單個制動器摩擦面積，mm2 ——制動鼓內徑，mm； ——制動蹄摩擦片寬度，mm； ——分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。 cm2 表3.4 制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量t 單個制動器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 由表3.4數(shù)據(jù)可知設計符合要求。 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蹄外緣的中央，并令。 領蹄包角 從蹄包角 圖3.2 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 4、張開力的作用線至制動器中心的距離 在滿足制動輪缸布置在制動鼓內的條件下，應使距離（見圖3.4）盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫取，根據(jù)設計時的實際情況取mm 5、制動蹄支銷中心的坐標位置與 如圖3.4所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸盡可能地小設計時常取mm，以使盡可能地大，初步設計可暫取，根據(jù)設計的實際情況取mm。 3.3.2 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，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)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設計時，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35~0.4已不成問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取=0.3可使計算結果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 3.4 鼓式制動器的設計計算 北汽BJ2023越野車鼓式制動器設計主要采用前輪雙領蹄式制動器，后輪采用后領從蹄式制動器。 圖3.3 雙領蹄式制動器 圖3.4 后領從蹄式制動器 3.4.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定： （1）制動鼓、蹄為絕對剛性； （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 由于本次設計采用的是領從蹄式的制動鼓，現(xiàn)就領從蹄式的制動鼓制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進行分析。 如圖3.5所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移為 =· （3.10） 式中；——制動蹄的作用半徑。 由于制動鼓剛性對制動蹄運動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 圖3.5 制動摩擦片徑向變形分析簡圖 從圖3.5中的幾何關系可看到 = 因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 (3.11) 式中：——摩擦片上單位壓力。即制動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。 上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動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，對于摩擦片磨損具有如下關系式 （3.12） 式中：W——磨損量； K——磨損常數(shù)； ——摩擦系數(shù)； ——單位壓力； ——磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。 圖3.6 作為磨損函數(shù)的壓力分布值 通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖3.6所示。圖中表明在第11次制動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系： （3.13） 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))。結果表示于圖3.6。 3.5.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù)BF的表達式。假設鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運動，由此可得： （1）定出制動器基本結構尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動鼓旋轉方向； （2）確定制動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3.7，所對應的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對點取矩，可得 ph=RMsind-R(R-Mcos)sind （3.14） 據(jù)此方程式可求出的值。 圖3.7 制動蹄摩擦力矩分析計算 4、計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) （3.15） 5、由公式(3.9)導出制動器因數(shù) 由于導出過程的繁瑣，下面對支承銷式領—從蹄制動器的制動因數(shù)進行分析計算。 單個領蹄的制動蹄因數(shù)BFTl (3.16) 單個從蹄的制動蹄因數(shù)BFT2 (3.17) 以上兩式中： 以上各式中有關結構尺寸參數(shù)見圖3.8。 整個制動器因數(shù)為 圖3.8 支承銷式制動蹄 3.5.3 制動蹄片上的制動力矩 1、鼓式制動蹄片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關系。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，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為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖3.8所示。 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (3.18) 而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (3.19) 當法向壓力均勻分布時， (3.20) 式（3.19）和式（3.20）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。 圖3.9 張開力計算用圖 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下： (3.21) 式中:——單元法向力的合力； ——摩擦力的作用半徑(見圖3.9)。 如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。 為了求得力與張開力的關系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： (3.22) 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 (3.23) 對于增勢蹄可用下式表示為 (3.24) 對于減勢蹄可類似地表示為 (3.25) 圖3.10 制動力矩計算用圖 為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見圖3.10)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（3.23）有： (3.26) 因此對于領蹄： (3.36) == 式中：。 根據(jù)式(3.24)和式(3.26)，并考慮到