輪式制動系設(shè)計(jì)講訴

1、第九章輪式制動系設(shè)計(jì)重點(diǎn)：制動性能與制動過程分析，蹄式制動器設(shè)計(jì)。難點(diǎn)：I 曲線、曲線、f 組及 r組曲線。 4 學(xué)時。制動系是機(jī)械底盤的一個重要組成部分。它不但直接影響行車及駐車的安全性，還是保證底盤具有較高平均速度，提高生產(chǎn)率的重要因素。制動裝置可分為行車，駐車，應(yīng)急和輔助制動四種裝置，任何一套制動裝置都由制動器和制動驅(qū)動系統(tǒng)兩部分組成。行車制動裝置用來給機(jī)械以必要的減速度，將車速降低到所要求的數(shù)值，直至停車；駐車制動裝置主要用來使機(jī)械可靠地在原地（包括在斜坡上）停駐。故駐車制動裝置常用機(jī)械驅(qū)動機(jī)構(gòu)，而不用氣壓或液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)；應(yīng)急制動裝置是行車制動裝置發(fā)生故障時的后備制動裝置，它可以是獨(dú)立

2、的應(yīng)急制動系統(tǒng)或利用行車制動系中未發(fā)生故障的部分或駐車制動系來完成；輔助制動裝置通過裝設(shè)緩速器等制動裝置，實(shí)現(xiàn)機(jī)械下長坡時保持穩(wěn)定車速的作用，并減輕或者解除行車制動裝置的負(fù)荷。第一節(jié)制動性能及制動過程分析一、制動時車輪受力機(jī)械受到一個與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車，這個外力只能由地面提供，稱為地面制動力。地面制動力越大，制動減速度越大，制動距離就越短。工程機(jī)械的總制動力是由各制動車輪制動力組合而成。一般在制動前，已中斷發(fā)動機(jī)與傳動系的動力傳遞，車輪無驅(qū)動轉(zhuǎn)矩的作用?，F(xiàn)就單個車輪在制動過程中受力情況如圖 12-1 所示，若忽略滾動阻力矩和減速時的慣性力矩，力矩

3、平衡得到：M rPBrd式中PB 地面制動力；M r 制動器的摩擦力矩；rd 車輪輪胎的動力半徑。地面制動力是使機(jī)械制動而減速行駛的外力，但是地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一是制動器內(nèi)制動蹄摩擦片與制動鼓間的摩擦力；另一個是輪胎與地面間的摩擦力即附著力。也就是說，地面制動力取制動器制動力和附著力中的較小者。從圖 12-1車輪制動受力圖FPBPpo制動系油壓踏板力圖 12-2 制動過程中，地面制動力，制動器制動力和附著力的關(guān)系238在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號F 表示。顯然FM r（12-1）rd制動器制動力僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動器的型式，結(jié)

4、構(gòu)尺寸，制動器摩擦副的摩擦系數(shù)以及車輪半徑。 一般它是與制動踏板力， 即制動系的液壓或空氣壓力成正比的。圖 12-2 表達(dá)制動過程中制動器制動力，地面制動力及附著力之間關(guān)系，在制動時，車輪的運(yùn)動有滾動與抱死拖滑兩種狀況。當(dāng)制動踏板力較小且未達(dá)到某一極限值時，制動器摩擦副的摩擦轉(zhuǎn)矩不大， 地面制動力足以克服制動器摩擦轉(zhuǎn)矩而使車輪滾動。此時車輪滾動時的地面制動力就等于制動器制動力，且隨踏板力的增長成正比地增長；但地面制動力，它的最大值不能超過附著力，當(dāng)制動踏板力或制動系壓力上升到某一值（圖中為制動系壓力 po ），而地面制動力 PB 達(dá)到附著力 P Gd時，車輪即抱死而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。制動系壓力 p

5、po 時，制動器制動力 F 由于制動器摩擦力矩的增長而仍按直線關(guān)系繼續(xù)上升。但若作用在車輪上的法向載荷為常值，地面制動力PB 達(dá)到附著力 P 的值后就不再增加了。由此可見，機(jī)械的地面制動力首先取決于制動器制動力，但同時受地面附著條件的限制。所以只有機(jī)械具有足夠的制動器制動力，同時地面又能提供高的附著力時，才能獲得足夠的地面制動力。則amaxG dg（12-2）G d/ g由于1 ，所以最大減速度亦必小于g，a / g ，簡稱減速系數(shù)。為了保證車輪運(yùn)動方向的穩(wěn)定性，要求制動的車輪能承受一定的側(cè)向力。受有橫向力的車輪在接地點(diǎn)的受力情況如圖12-3 所示。車輪不發(fā)生滑移的條件是RG d ，即必需使地

6、面制動力PB 與側(cè)向力 Y 的合力 R 小于附著力 Gd 。由此可得， 車輪承受一定的側(cè)向力 Y 時的最大地面制動力為：PBGd22Y 2當(dāng)?shù)孛嬷苿恿?PB 時，車輪能承受的最大側(cè)向力則為：YmaxGd22PB2由此可以看出：制動時，若轉(zhuǎn)向輪被“抱死”，會使其失去轉(zhuǎn)向能力；若驅(qū)動輪被“抱死”，則Ymax=0 ，這時車輪受到任意小的橫向力都將使車輪運(yùn)動偏離原來的方向而側(cè)向滑動。此外，車輪制動“抱死”后，車輪滑移的動能消耗于輪胎與地面的滑磨功，這將使胎面局部劇烈發(fā)熱，甚至軟化從而使值進(jìn)一圖 12-3車輪側(cè)向受力狀況簡圖步減小，并使輪胎磨損加劇。所以，除非在緊急制動情況下，車輪的設(shè)計(jì)制動轉(zhuǎn)矩不應(yīng)使

7、其“抱死”，以免車輪發(fā)生側(cè)滑和輪胎過早磨損的現(xiàn)239象。二、整機(jī)理想的前后橋車輪制動力的分配車輛靜止時，前后橋車輪垂直載荷的分配分別為GSF , GSR ，如圖12-4 a）所示。GSFGsLRL12-3）LFGSRGsLH 的重心處產(chǎn)生水平慣性力Pj ，該力與地前進(jìn)的車輛制動時，作用在離地面高度為面制動力形成力偶，使前后橋垂直載荷重新分配如圖3-10-4 b ）所示GDFGSFGs aH1（12-4）gLGDRGSRGs aH 1（12-5）gL式中Gs 車輛總重；GSF ,GSR 前，后橋車輪垂直靜載荷；G DF ,GDR 前，后橋車輪垂直動載荷；H 車輛重心高度；L軸距；LF 重心至前橋

8、軸線距離；LR 重心至后橋軸線距離；a 制動減速度；g 重力加速度。每個車輪制動器所產(chǎn)生的地面制動力圖 12-4前后橋載荷分配圖小于該車輪的附著力時，即 PB Gd，地面制動力PB 與制動器所產(chǎn)生的制動轉(zhuǎn)矩成正比關(guān)系。但是，如果地面制動力已達(dá)到極限值即附著力，PB maxGd ，那么即使制動器制動轉(zhuǎn)矩增加亦不能使 PB 值增加。所以車輛制動時，只有當(dāng)前后車輪的地面制動力同時接近各自的 G d 值時，制動效果最好，制動系的效率最高，即前后橋每個車輪與地面產(chǎn)生的地面制動力同時滿足：PBFGDFPBRG DR這時可得到最大的減速度amax ，換句話說， 就是要求前后橋每個車輪產(chǎn)生的地面制動力保持下列

9、關(guān)系：PBFGDFLRHgPBRG DR（ 12-6）LFHg同時 PB PBFPBR ，消去參變量，可得：240PBRI (PBF )（ 12-7）式（ 12-7）畫成的曲線即為前，后車輪同時抱死時前，后輪地面制動力分配曲線，亦是理想的前，后制動器制動力分配曲線，簡稱I 曲線。實(shí)際上用解析法消去參變量得到的 PBRI ( PBF ) 十分繁瑣復(fù)雜。 所以一般用作圖法直接求出I 曲線，如圖12-5 所示。圖 12-5理想的前，后制動器制動力分配曲線由此可見，只要給定機(jī)械總重Gs ，以及機(jī)械的重心位置（H ， LF ， LR ），就能作出該機(jī)械的制動器制動力理想分配曲線。三、具有固定比值的前，后

10、制動器制動力及同步附著系數(shù)一般兩軸式機(jī)械的前， 后制動器制動力之比為一固定常值。常用前制動器制動力與機(jī)械總制動器制動力之比來表明分配的比例。稱為制動器制動力分配系數(shù)， 并以符號表示。即F F（ 12-8）F式中F F 前制動器制動力；F 機(jī)械總制動器制動力， FF F F R , F R 為后制動器制動力。所以F FF , F R(1) F且F F（12-9）F R1241若用 F R( F F ) 表示，則 F R( F F ) 為一直線，此直線通過座標(biāo)原點(diǎn)，且其斜率為：1tg這條直線稱為實(shí)際前，后制動器制動力分配線，簡稱線。值恒定的制動系是不可能在所有的附著條件和機(jī)械實(shí)際裝載情況下實(shí)現(xiàn)理想

11、制動的。 圖 12-6 中線與 I 曲線 (滿載 )交點(diǎn)處的附著系數(shù)稱為同步附著系數(shù)0 。同步附著系數(shù)說明，前，后制動器制動力分配為固定比值的機(jī)械，只有在一種附著系數(shù)，即同步附著系數(shù)的路面上制動時才能使前后車輪同時抱死。所以同步附著系數(shù)是設(shè)計(jì)制動系的一個重要參數(shù)。同步附著系數(shù)也可用解析法求得。圖 12-6一貨車的線和 I 曲線（ It=9.8kN）設(shè)機(jī)械在同步附著系數(shù)為0 的路面上制動，此時前，后輪同時抱死拖滑。則：F F PBF PF , F R PBRP R , FPBP0 Gs所以F FPBFLR0 HF R 1PBRLF0 H經(jīng)整理，得：0LLR（ 12-10 ）H或0 HLR（ 12

12、-11）L12-10）確定同步附著系數(shù)可見，確定了制動器制動力分配系數(shù)，就能由式（0 ；反過來，如給出同步附著系數(shù)0 ，就由式（ 12-11 ）得到制動器制動力在前，后橋上的分配系數(shù)。四、機(jī)械在各種路面上制動過程的分析為了便于分析， 這里再介紹兩組線組f 線組和 r 線組。 f 線組表示在各種值路面上只有前輪抱死時的前，后輪地面制動力的分配關(guān)系；r線組表示在各種值路面上只有后輪抱死時的前，后輪地面制動力的分配關(guān)系。先求 f 線組，當(dāng)前輪抱死時PBFGsL RPB HGDFLL由于 PB PBF PBR故242PBFGsL RPBFPBR HLL整理得PBRLH PBFGs LRHH其圖線如圖1

13、2-7 所示的以為參變量而斜率為正值的直線族。它們表示在后橋地面制動力尚未達(dá)到附著極限值時，前橋附著力與后橋地面制動力間的關(guān)系。圖 12-7f 線組和 r 線組再求 r 線組，當(dāng)后輪抱死時PBRG DRG sLFPB HLL以 PBPBF PBR 代入，并經(jīng)整理，得PBRHPBFG sLFLHHL243其圖線如圖12-7 所示的以為參變量而斜率為負(fù)值的直線族。它們表示在前橋地面制動力尚未達(dá)到附著極限值時，后橋附著力與前橋地面制動力間的關(guān)系。對應(yīng)同一值的 f 線與 r 線的交點(diǎn)，即為該值下的前，后輪同步抱死點(diǎn)。顯然該點(diǎn)必在 I 線上。到達(dá)此交點(diǎn)以后，由于前，后橋地面制動力均已達(dá)到極限值，即使再增

14、大制動器制動力，前后橋地面制動力和附著力也不再增大。下面利用線， I 曲線， f 和 r 線組分析機(jī)械在不同值路面上的制動過程。設(shè)機(jī)械的同步附著系數(shù)0 =0.39，其 線， I 曲線， f 和 r 線組如圖 12-8 所示。圖 12-8值恒定的機(jī)械在不同路面上制動過程分析當(dāng) 0 時，設(shè)=0.3，則制動開始時，前后制動器制動力F F , F R 按線上升。因前后輪均未抱死，故地面制動力PBF , PBR 也按線上升。到 A 點(diǎn)時，線與=0.3 的 f 線相交，前輪開始抱死拖滑，繼續(xù)增加踏板力時，F(xiàn) F , F R 仍按線上升， PBF , PBR 將沿 f線變化，前輪地面制動力PBF 將不再等于

15、制動器制動力F F ，僅因制動強(qiáng)度的增加使前橋法向反作用力增加而沿f 線稍有增加，但因后輪未抱死，后輪地面制動力PBR 等于后地面制動力 PBR 等于后輪制動器制動力F R 。當(dāng) F F , F R 至 A 點(diǎn)時，f線與 I 曲線相交， PBR244達(dá)到后輪抱死時的地面制動力（也就是后橋的附著力），這時前，后輪均抱死拖滑。 F F , F R過 A 點(diǎn)后， PBF , PBR 值不再變化，機(jī)械獲得最大減速度amax =0.3g。可見，機(jī)械在 0 時，設(shè)=0.7，則制動開始時，前后制動器制動力F F , F R 按線上升。因前后輪均未抱死，故地面制動力PBF , PBR 也按線上升。到 B 點(diǎn)時

16、， 線與=0.7 的 r 線相交，后輪開始抱死拖滑，繼續(xù)增加踏板力時，F(xiàn) F , F R 仍按線上升， PBF , PBR 將沿 r線變化，后輪地面制動力PBR 將不再等于制動器制動力F R ，僅因制動強(qiáng)度的增加使后橋法向反作用力減小而沿r 線略有減小，但因前輪未抱死，前輪地面制動力等于前輪制動器制動力 F F 。當(dāng) F F , F R 至 B 點(diǎn)時， r 線與 I 曲線相交，PBF 達(dá)到前輪抱死時的地面制動力（也就是前橋的附著力），這時前，后輪均抱死拖滑。F F , F R 過 B 點(diǎn)后， PBF , PBR 值不再變化，機(jī)械獲得最大減速度 amax =0.7g ?？梢?，機(jī)械在 0 路面上制

17、動時，為獲得最大減速度總是后輪先抱死接著前輪再抱死，因而容易發(fā)生后橋側(cè)滑而使機(jī)械失去方向穩(wěn)定性。當(dāng) = 0 時，不言而喻，機(jī)械在制動時前后輪將同時抱死，從而獲得最大減速度。第二節(jié)制動器設(shè)計(jì)制動器按其直接制動對象， 可分為車輪制動器和中央制動器， 前者用來進(jìn)行行車制動，后者制動傳動軸或變速器輸出軸，一般用來應(yīng)急制動和駐車制動?，F(xiàn)在中，高級轎車及部分總重在15 kN 以下的貨車上，多在后輪制動器上附加手動機(jī)械式驅(qū)動機(jī)構(gòu)，使之兼起駐車制動和應(yīng)急制動的作用，而取消了中央制動器。就其耗散能量的方式區(qū)分，制動器有摩擦式，液力式，電磁式等幾種。電磁式制動器作用滯后小，易于連接且接頭可靠，但價格高，目前只有一

18、部分重型車及汽車列車用作車輪制動器或緩速器。液力式的則只用作緩速器。目前廣泛使用的是摩擦式制動器。摩擦式制動器就其摩擦副的結(jié)構(gòu)型式可分為蹄式，盤式和帶式三種。 在行車制動裝置中，大多采用裝在車輪內(nèi)的蹄式制動器，盤式制動器近年來得到很快的發(fā)展。帶式的只用作中央制動器。在評比不同結(jié)構(gòu)型式制動器的效能時，常用制動器效能因數(shù)K 表示其效能。 K 一般可定義為在制動鼓或盤的作用半徑上所得的摩擦力與輸入力之比。若制動器輸出的制動轉(zhuǎn)矩為 M r ，則在制動鼓或制動盤的作用半徑R 上的摩擦力為M r/ R ，P 為輸入力，取作用在兩制動蹄的張開力（或兩制動塊的壓緊力）的平均值P( P1P2 ) / 2 ，則制

19、動器效能因數(shù)為：M r / RM r（ 12-12）KPRP一、蹄式制動器設(shè)計(jì)蹄式制動器結(jié)構(gòu)如圖12-9 所示，制動蹄在張開力作用下繞其支承點(diǎn)轉(zhuǎn)動，若轉(zhuǎn)動方245向與制動鼓旋轉(zhuǎn)方向相同，這樣的制動蹄稱為領(lǐng)蹄；若轉(zhuǎn)動方向與制動鼓旋轉(zhuǎn)方向相反，這樣的制動蹄稱為從蹄。圖 12-9蹄式制動器圖 12-10簡化后的制動蹄受力圖蹄式制動器一般有兩個制動蹄，從圖12-10 可推導(dǎo)出領(lǐng)蹄效能因數(shù)K t 1 和從蹄效能因數(shù)K t2 :KKM rt1h1h1Rt 1a1a1P1 RRRM rt 2h2h2Rt 2a2a2P2 RRR若 P1 P2P ，則蹄式制動器效能因數(shù)為：M rt 1M rt 2K t !K

20、t 2KPR效能因數(shù)對的導(dǎo)數(shù)為：dKddKda1h1h1a1h1t1RRRR2a122a1RRa2h2h2a2 h2t 2RRRR2a222a2RR246由上列公式可得出， 領(lǐng)蹄由于摩擦力對蹄支點(diǎn)造成的轉(zhuǎn)矩與張開力對蹄支點(diǎn)造成的轉(zhuǎn)矩同向 而 具 有 較 高 的 效 能 因 數(shù) （ 一 般 在=0.3 0.35 范 圍 內(nèi) ， 若 P1 P2P ， 設(shè)h1 / R = h2 / R 15. , a1 / R a2/ R 0.7則領(lǐng)蹄的效能因數(shù)約為從蹄的三倍），也就是說，在同一制動器中， 兩蹄在相同的張開力P 的作用下， 領(lǐng)蹄所產(chǎn)生的制動轉(zhuǎn)矩約為從蹄所產(chǎn)生的制動轉(zhuǎn)矩的三倍；并且隨著的增大，領(lǐng)蹄的效

21、能因數(shù)K t1 及其 d K t1 / d 都急劇增長，這稱為自行增勢作用，因而領(lǐng)蹄也稱為增勢蹄。當(dāng)值增大到一定值（本例中為a1 / R 0.7 ）時（見圖12-11）， K t1 及其 d K t1 / d都趨于無窮大，這意味著此時只要施加一個極小的張開力 P，制動轉(zhuǎn)矩將迅速增加到極大的數(shù)值，以致此后即使放開制動踏板，使 P 降為零，領(lǐng)蹄也不能回位，而是與制動鼓固著，保持制動狀態(tài)。這種現(xiàn)象稱為自鎖。發(fā)生自鎖后，只有使制動鼓倒轉(zhuǎn)，才能撤除制動。反之，當(dāng)增大時，從蹄的效能因數(shù) K t2 也增大，但 d K t 2 / d 卻減小。當(dāng)時， K t 21 而 d K t 2 / d0。故從蹄具有自行

22、減勢作用，因而也稱為減勢蹄。圖 12-11制動蹄效能因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與磨擦系數(shù)的關(guān)系蹄式制動器按制動蹄的屬性分類，有領(lǐng)從蹄式（圖12-10 ），雙領(lǐng)蹄式（圖12-12 a），雙向雙領(lǐng)蹄式（圖12-12 b ），雙從蹄式（圖 12-12 c），單向增力式（圖12-12 d ），雙向增力式（圖 12-12 e）。增力式制動器中，兩蹄的支承端為浮動的頂桿，兩蹄均為領(lǐng)蹄。次領(lǐng)蹄（亦稱增力蹄）的輪缸張開力P 的作用效果很?。▓D12-12 e）或次領(lǐng)蹄上不存在輪缸張開力（圖12-12 d），然而由主領(lǐng)蹄的自行增勢作用所造成且比主領(lǐng)蹄張開力P 大得多的支點(diǎn)反力Q 傳到次領(lǐng)蹄的下端，成為次領(lǐng)蹄的張開力（或主要張開

23、力），故次領(lǐng)蹄的制動轉(zhuǎn)矩能大到主領(lǐng)蹄制動轉(zhuǎn)矩的2 3 倍，若兩蹄的輪缸張開力均為P，則兩蹄效能因數(shù)的關(guān)系也是K t2 =(2 3) K t1 ?；境叽绫壤嗤母鞣N蹄式制動器的效能因數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線見圖12-13。由圖可見，增力式制動器效能最高，雙領(lǐng)蹄式次之，領(lǐng)從蹄式又次之，而雙從蹄式的效能最低。但若就效能穩(wěn)定性而言，名次排列正好相反，雙從蹄式最好，增力式最差。247圖 12-12蹄式制動器示意圖雙領(lǐng)蹄式和雙從蹄式制動器， 由于結(jié)構(gòu)的中心對稱性，因而兩蹄對制動鼓的法向壓力和單位面積摩擦力的分布也是中心對稱的， 因而兩蹄對鼓作用的合力恰好互相平衡。故這兩種都屬于平衡式制動器。 其余各種制

24、動器都不能保證這種平衡， 因而是非平衡式。 非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷， 而且領(lǐng)蹄 （或次領(lǐng)蹄）摩擦襯片表面單位壓力大于從蹄（或主領(lǐng)蹄），磨損較嚴(yán)重。 為使襯片壽命均衡，可將從蹄（或主領(lǐng)蹄）的襯片包角適當(dāng)減小。1蹄式制動器主要元件有關(guān)參數(shù)確定制動鼓內(nèi)徑從提高制動效能和增加散熱能力出發(fā)，應(yīng)盡量采用大直徑，但它受輪輞內(nèi)徑的限制，制動鼓與輪輞之間應(yīng)有足夠的間隙，一般輪輞內(nèi)徑比制動鼓外徑大 100 mm 左右。制動鼓一般以灰鑄鐵鑄造，其壁厚約為11 13圖 12-13 鼓式制動器效能因數(shù)與mm，在鼓的外周還有環(huán)向加強(qiáng)筋，以增加剛度，熱容量和散熱性，即使在摩擦系數(shù)的關(guān)系2 4 次大修搪磨

25、內(nèi)徑后，仍有足夠的剛度。1雙向增力式； 2雙領(lǐng)蹄式； 3領(lǐng)從蹄式； 4雙從蹄制動蹄一般采用T 型或山字型斷面，用鋼板焊接，鉚接而成，大型制動蹄可用可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄成。中，小型制動蹄的腹板和翼緣板厚度約為5 8 mm ，大型的約為 8 16 mm ，以保證制動蹄具248有足夠的剛度。摩擦襯片應(yīng)具有較高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)和較好的熱穩(wěn)定性，耐熱，耐磨，耐壓，吸水率低，防噪聲等性能。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以設(shè)計(jì)中應(yīng)對襯片材料的各種性能全面考慮，并非一定要選用摩擦系數(shù)很高的摩擦材料。經(jīng)試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角900 1000 時磨損最小， 制動鼓溫度最低，且制動效能最高。若包角過小雖

26、然有利于散熱，但往往使襯片承壓面積不夠，單位面積上壓力過大，溫升過高而加速磨損。包角過大， 對減小單位壓力的作用并不大，容易使制動器發(fā)生自鎖，且散熱性也差。故包角 一般不宜大于 1200。 角決定后，應(yīng)盡量使襯片平分角線與最大壓力線相重合，以便使襯片磨損較為均勻。摩擦襯片的寬度 b 較大可以減少磨損， 但寬度過大將不易保證與制動鼓全面接觸。一般寬度與制動鼓直徑的比值b / D 為 0.16 0.26 ，設(shè)計(jì)時應(yīng)盡量按照國產(chǎn)摩擦襯片規(guī)格選擇b 值。對于制動器中心到張開力P 作用線的距離e，在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離e 盡可能大，以提高制動效能。初步設(shè)計(jì)時可暫定e=0

27、.8R 左右 ;對于制動蹄支承點(diǎn)位置座標(biāo)a 和 c，應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使兩座標(biāo) a 和 c 盡可能小，初步設(shè)計(jì)時也可暫定a=0.8R 左右。2用效能因數(shù)法求蹄式制動器制動轉(zhuǎn)矩設(shè)制動蹄的制動力和效能因數(shù)分別為M r 和 K t，輸入張開力為 P，制動鼓半徑為 R，則M r K t PR（ 12-13）表 12-1典型結(jié)構(gòu)的制動器效能因數(shù)K t1cos1cos sin支領(lǐng)式中：點(diǎn)tg1 ,為摩擦系數(shù)，固21 ，2定蹄1sin，tgtgsin的，制h / R ，a 2b2 / R ，4 sinl 0/ R2sin249動K t2從cos蹄cossin1式中：, , , ,

28、,參數(shù)蹄的定義同上。K t1浮1cossin領(lǐng)式中：tg 1 ,為摩擦系數(shù)，式022h / R ，蹄a / R ，制，4 sinl 0 / R2sin動從K t 2cos1sin式中： , , , 參數(shù)的定義蹄蹄同上。022效能因數(shù) K t 是無因次系數(shù)。對于一定結(jié)構(gòu)型式的制動器，只要已知制動鼓旋轉(zhuǎn)方向，制動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值（即這些參數(shù)與制動鼓半徑R 之比）以及摩擦系數(shù)，該蹄的 K t 即可確定。然后可根據(jù)既定的 P 和 R 的數(shù)值求 M r，也可根據(jù)設(shè)計(jì)要求規(guī)定的 M r值來調(diào)整 P， R 或 K t 。下面列出一些典型結(jié)構(gòu)的制動器效能因數(shù)的求法于表12-1250增力蹄的制動轉(zhuǎn)矩計(jì)算

29、方法，其左蹄與浮式制動蹄相同，其右蹄可按固定支點(diǎn)制動蹄，但左蹄的張開力為P，而右蹄的張開力為左蹄所受力的合力Q：QPcossin式中 , , , ,參數(shù)的定義同浮式領(lǐng)蹄。3制動器的磨損及溫升計(jì)算l A 作為度量磨損的指通常采用摩擦片平均單位壓力p0 及摩擦片單位面積上的摩擦功標(biāo)。 p0的計(jì)算公式如下：M r（ 12-14）p0bR2式中M r 一個制動蹄的制動轉(zhuǎn)矩；摩擦系數(shù)；b摩擦片寬度；R制動鼓半徑；摩擦片包角（ rad）。p0 的許用值一般為平均單位壓力p0 增大，則摩擦片磨損加速，在緊急制動時，25.103 kPa 。摩擦片的磨損還與其單位面積上的摩擦功上的摩擦功與制動時車輛的初始速度有

30、關(guān)，間的摩擦功，可按下式計(jì)算：Gs2l A02g(36. )2Fl A 有關(guān)。 l A 愈大則磨損愈快。而單位面積設(shè)車輛的動能全部轉(zhuǎn)化為制動蹄片和制動鼓之Gs 20（12-15 ）254F式中Gs 機(jī)械總重， N；0 制動開始時的速度，km / h ；F 摩擦片的總面積，m2 。載重汽車當(dāng)0 為 30 km / h 到完全停止，l A 值約為（ 7 20） 105 J / m2 。目前尚無輪式工程機(jī)械 lA 的統(tǒng)計(jì)值，設(shè)計(jì)時可與同類機(jī)型的機(jī)械比較而定。制動時，制動器將車輛的動能轉(zhuǎn)化為熱能，大部分被制動鼓所吸收，使制動鼓溫度升高。溫度過高會使摩擦片的摩擦系數(shù)下降，磨損加劇，甚至使摩擦片碎裂和制動

31、鼓產(chǎn)生裂紋。因此，設(shè)計(jì)時必須對制動器的溫升進(jìn)行驗(yàn)算。假定動能由n 個制動器均分，則制動鼓的溫升為：Gs 02（12-16）t254nc1gT式中 n有制動器的車輪數(shù)目；t 制動鼓溫升（ K ）；c1 制動鼓的比熱，對鋼和鑄鐵可取0.525 J / (kg.K) ；gT 制動器零件（主要是制動鼓）的質(zhì)量（kg）。251車輛從速度0 =30 km / h 制動到完全停止，制動鼓的溫升不超過15 K 。二、盤式制動器設(shè)計(jì)盤式制動器有鉗盤式（或稱點(diǎn)盤式）和全盤式兩類。鉗盤式制動器的制動轉(zhuǎn)矩是由一對帶摩擦襯片的夾鉗， 從兩邊夾緊與車輪一起旋轉(zhuǎn)的圓盤而產(chǎn)生的。 鉗盤式制動器有固定夾鉗式（圖 12-14 a

32、）和浮動式（圖 12-14 b,c）。為了獲得較大的制動轉(zhuǎn)矩，在一些重型工程機(jī)械上采用了全盤式制動器（圖 12-15），這種全盤濕式制動器是由一組旋轉(zhuǎn)的制動盤 5 和一組固定的摩擦盤 4 組成，作用原理如離合器，故又稱離合器式制動器。12-14 鉗盤式制動器a） 固定鉗式； b）滑動鉗式；c）擺動鉗式鉗盤式制動器與蹄式制動器相比，它具有以下優(yōu)點(diǎn)：因制動盤都暴露在外，因此通風(fēng)良好，即散熱性好；又因鉗盤式制動器因無增勢作用，制動效能受摩擦系數(shù)變化的影響較小，因此，制動器的熱穩(wěn)定性較好，制動轉(zhuǎn)矩僅與輪缸油壓成比例，制動較平順，在連續(xù)多次使用情況下，制動轉(zhuǎn)矩變化很小，甚至在惡劣工況下，仍能正常使用；另

33、外，鉗盤式制動器本身結(jié)構(gòu)具有自動調(diào)整制動盤和摩擦襯片間間隙的能力，所以維修方便，不需要經(jīng)常調(diào)整間隙；制動摩擦襯片磨損均勻，使用壽命比較長。重型車輛制動器， 尤其是重型作業(yè)機(jī)械的制動器，工作條件惡劣，使用頻繁，蹄式制動器的使用壽命往往滿足不了要求，所以鉗盤式制動器在各種重型車輛上已得到廣泛應(yīng)用。1鉗盤式制動器制動轉(zhuǎn)矩鉗盤式制動器制動轉(zhuǎn)矩為：M r 2 PR（ 12-17）式中P單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；圖 12-15全盤式制動器1橋殼； 2活塞； 3液壓缸；4固定盤； 5旋轉(zhuǎn)盤； 6輪轂；7軸套；8半軸；9油腔；10油管接頭252 摩擦系數(shù)；R 作用半徑。設(shè)襯塊與制動盤之間的單位壓力為p ，摩

34、擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑為R1 ，外半徑為R2 及扇形角為 2 ，如圖12-16 所示。則在任意微元面積 R dRd上的摩擦力對制動盤中心的轉(zhuǎn)矩為pR2 dRd ，則單側(cè)制動塊加于制動盤的制動轉(zhuǎn)矩應(yīng)為：M rR2pR2dRd233)圖 12-16鉗盤式制動器的作用半R1p( R2R123徑計(jì)算參考圖單側(cè)襯塊加于制動盤的總摩擦力為：PR2pRdRdp( R22R12 )R1故有效半徑ReM r2( R23R13 )（ 12-18 ）2 P3( R22R12 )可見， Re 即扇形摩擦襯片表面的面積中心至制動盤中心的距離。取平均半徑RR1R2 ，及 mR1，上式也可寫成m2R2Re4 1R1 R22

35、R1 R24 1m2 Rm3( R1R2 )23(1 m)因?yàn)?m 1 ，m1Rm ，且 m 愈小則兩者差值愈大。m)2, 故 Re(14應(yīng)當(dāng)指出，若 m 過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠(yuǎn)，磨損不均勻，因而單位壓力分別均勻這一假設(shè)條件不能成立，則上述計(jì)算方法也就不適用。對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊， 若其徑向?qū)挾炔缓艽螅?取 R 等于平均半徑 Rm ，或有效半徑 Re ，在實(shí)際上已經(jīng)足夠精確。若活塞面積為Ac ，制動液壓為pc ，則摩擦片承壓面積上單位面積壓力為：Ac pc（ 12-19）pR12 )( R222鉗盤式制動器有關(guān)參數(shù)確定鉗盤式制動器的結(jié)

36、構(gòu)和尺寸， 可參考同類型機(jī)械來確定， 并考慮到安裝部位尺寸對制動圓盤直徑，活塞面積，摩擦襯片的內(nèi)，外半徑等的限制。摩擦襯片材料性能是決定鉗盤式制動器性能的關(guān)鍵，要求具有較高的耐壓，耐溫，耐磨性能，較小的熱衰退現(xiàn)象和較強(qiáng)的浸水后恢復(fù)能力。通常采用粉末冶金材料，摩擦系數(shù)253= 0.3 0.45 左右，承壓能力為（3 4 ） MPa。鉗盤式制動器除了對制動轉(zhuǎn)矩要進(jìn)行驗(yàn)算外， 還要對制動器的磨損和溫升等進(jìn)行驗(yàn)算，并對主要零件進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的校核。第三節(jié)制動力的調(diào)節(jié)為了防止后輪抱死而發(fā)生危險的側(cè)滑，機(jī)械制動系的前后制動器制動力分配曲線（線）總應(yīng)在理想的制動力分配曲線（I 曲線）下方。為了減少前輪失去轉(zhuǎn)

37、向能力的機(jī)會和提高制動系效率，線應(yīng)越接近I 曲線越好。 如果能按需要改變線，使之達(dá)到上述目的，將比前后制動器制動力具有固定比值的機(jī)械具有更大的優(yōu)越性。根據(jù)這個觀點(diǎn)， 在現(xiàn)代機(jī)械的制動系統(tǒng)中裝有各種壓力調(diào)節(jié)裝置，以改變后輪制動器制動油壓來達(dá)到這個目的。壓力調(diào)節(jié)裝置多裝在后輪制動管路中， 其作用是當(dāng)前輪制動管路壓力增長到一定程度以后，即自動限止或節(jié)制后輪制動管路壓力的增長。以減少后輪抱死的概率。常見的有：限壓閥，比例閥，載荷控制限壓閥和載荷控制比例閥。一、各種制動力調(diào)節(jié)裝置評述1限壓閥圖 12-17 所示限壓閥結(jié)構(gòu)及其靜特性，由主缸來的制動液（其壓力等于前制動管路壓力 p1 ）輸入限壓閥，通過開啟

38、著的閥門輸出至后制動輪缸。設(shè)輸出壓力為p2 ，則此時p1 = p2 。輸入壓力 p1 同時也作用在閥門活塞上，當(dāng) p1 升高到某一定值 pS 時，其對活塞的作用力將閥門彈簧壓縮到使閥門關(guān)閉，切斷了主缸至后輪缸的通路。此后，前制動管路壓力 p1 即使繼續(xù)升高，后制動管路的壓力p2 仍保持上述定值pS 不變。限壓閥的靜特性如圖 12-17 b ）中的折線OAB 。圖 12-17限壓閥及其靜性性1滿載理想特性；2空載理想特性由于這種限壓閥的彈簧預(yù)緊力為定值，特性轉(zhuǎn)折點(diǎn)限壓作用起始點(diǎn)的壓力pS 也是恒定值。2載荷控制限壓閥如圖 12-18 所示，其特點(diǎn)在于限壓作用起始點(diǎn)壓力pS 能隨機(jī)械實(shí)際裝載情況的

39、變化而自動改變。254圖 12-18感載限壓閥靜特性1 滿載理想特性；2空載理想 特性3比例閥比例閥的特點(diǎn)是：在它進(jìn)入工作后，當(dāng)主缸及前制動管路壓力p1 繼續(xù)增長時，后制動管路壓力 p2 仍可隨之增長，但其增量小于p1 的增量。如圖 12-19 所示。4載荷控制比例閥若使彈簧力總受載荷控制，比例閥便可成為載荷控制比例閥，其靜特性如圖12-19 所示。(a)(b)(c)圖 12-19比例閥靜特性a）比例閥； b）感載比例閥1滿載理想特性；2空載理想特性二、車輪的防抱前已述及，機(jī)械的附著能力與車輪的運(yùn)動狀況有關(guān)，當(dāng)滑轉(zhuǎn)率= 10% 20% 時，有著最大的附著力；而車輪完全抱死，= 100% 時，附

40、著力反而有所下降。一般的制動系，包括裝有調(diào)節(jié)閥能改變線的制動系都無法利用峰值附著力。目前， 為了充分發(fā)揮輪胎與地面之間的潛在附著能力，全面滿足制動過程中機(jī)械對制動的要求，已研制出多種自動防抱255裝置（ Autilock Braking System ），簡稱為 ABS 系統(tǒng)。該系統(tǒng)在緊急制動時，能防止車輪完全抱死，而處于縱向附著力最大，側(cè)向附著力也很大的半抱半滾運(yùn)動狀態(tài)，即滑轉(zhuǎn)率為 10% 20% 的狀態(tài)。 從而使機(jī)械在制動時不僅有優(yōu)良的防后軸側(cè)滑的能力， 而且保持了較好的轉(zhuǎn)向能力；由于利用了峰值附著力，也能充分發(fā)揮制動效能，提高制動減速度和縮短制動距離。防抱制動裝置是在原有的液壓或氣壓制動系統(tǒng)中加上傳感器，電子控制器（ ECU ）和電磁調(diào)節(jié)閥而形成的防抱制動系統(tǒng)，如圖12-20 所示。應(yīng)該指出， ABS 系統(tǒng)對常規(guī)制動系統(tǒng)沒有任何影響，如果ABS 系統(tǒng)本身或與ABS相關(guān)的系統(tǒng)發(fā)生故障，在這種情況下，ABS系統(tǒng)就停止工作。因此，在討論防抱制動系統(tǒng)時，一般只分析原制動系統(tǒng)以外的三個部分：傳感器，電子控制器和壓力調(diào)節(jié)閥。圖