领从蹄式制动器设计.docx

国内汽车市场迅速发展，制动系统则是汽车主动安全的重要 系统之一。因此，如何开发出高性能的制动系统，为安全行驶提 供保障是我们要解决的主要问题。另外，随着汽车市场竞争的加 剧，如何缩短产品开发周期、提高设计效率，降低成本等，提高 产品的市场竞臂；5凸轮支座及制动气室；6滚轮
对于两蹄的张开力Pl = p2 = p的领从蹄式制动器结构，如图 2-Kb）所示，两蹄压紧制动鼓的法向反力应相等。但当制动鼓旋 转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压 紧制动鼓使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势” 作用而使其所受的法向反力减少。这样，由于两蹄所受的法向反 力不等，不能相互平衡，其差值要由车轮轮毂承受。这种制动时 两蹄法向反力不能相互平衡的制动器称为非平衡式制动器。液压 或锲块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫简单非平 衡式制动器。非平衡式制动器对轮毂轴承造成附加径向载荷，而 且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使 衬片寿命均匀。可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。
对于如图2-1（a）所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄制动 器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，因此作用于两蹄上 的法向反力和由此产生的制动力矩应分别相等，而作用于两蹄的 张开力Pi，P2则不等，并且必然有P/P2。由于两蹄的法向反 力N,=N2在制动鼓正，反两个方向旋转并制动时均成立，因此 这种结构的特性是双向的，实际上也是平衡式的。其缺点是驱动 凸轮的力要大而效率却相对较低， ~ o因为凸轮要求 气压驱动，因此这种结构仅使用于总质量大于或等于10f的货车 和客车上。
领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮 式（见图2-1（a）,图2-2,图2-3），锲块式，曲柄式和具有 两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的（见图2-1（力））。后者可 保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式，锲块 式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮 和制动锲块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸 轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的， 不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上的张开力相等。
领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其 在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也 便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中，重型载货汽车前，后 轮以及轿车后轮制动器。
根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车 轮制动器又有不同的结构方案，如图2-4所示
典） （b） （c） （d）
图2-4领从蹄式制动器的结构方案（液压驱动）
（a） 一般形式；（b）单固定支点；轮缸上调整（c）双固定支点；偏心轴调整;
（d）浮动蹄片；支点端调整
三制动系统设计计算
3. 1参数计算

整车质量： 空载：155%g
满载：200Cfcg
质心位置： a = b =
质心高度： 空载：hg =
满载：hg =
轴 距： L =
轮 距： £0=
最高车速： 160km/ h
车轮工作半径：370mm
轮 胎： 195/60R14 85H
同步附着系数：如=

当卜机时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工 况，但丧失了转向能力；
当©>0。时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后 轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；
当。=内时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳 定工况，但也丧失了转向能力。
分析表明，汽车在同步附着系数为。的路面上制动(前、后 车轮同时抱死)时，其制动减速度为d^dt = qg =(pog，即q" 0为制动强度。而在其他附着系数。的路面上制动时，达到前轮 或后轮即将抱死的制动强度q<(p这表明只有在。=机的路面 上，地面的附着条件才可以得到充分利用。
,故取9o=


根据公式：” =上也
L
得：月=L25+°.6x°.85 =0 67


由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大附着力矩:
G
u2 max =— qhQeL
L
式中（p——该车所能遇到的最大附着系数；
q 制动强度；
心——车轮有效半径；
M//2max 后轴最大制动力矩；
G 汽车满载质量；
L——汽车轴距。
acp
廿, I. uip „ ,,
其中 q = r- = =
。+ (° - 伊