畢業設計 (論文 ) 題 目 輕型汽車底盤鼓式制動器設計 i 輕型汽車底盤鼓式制動器設計 摘要 ： 汽車作為陸地上的現代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成 ，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統故障引起的事故為總數的 45%。可見，制動系統是保證行車安全的極為重要的一個系 統。此外，制動系統的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經濟效益的重要因素。 制動系既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運輸經濟效益起著重要的保證作用。 當今，隨著高速公路網的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。只有制動性能良好和制動系工作可靠的汽車才能充分發揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制 動系的機構分析與設計計算也就顯得非常重要了。 論文中采用的是前鼓后鼓的制動系方案并且前輪采用雙領蹄式制動器，后輪采用領從蹄式制動器，兼顧了制動器效能因數和制動器效能的穩定性。它的工作原理是 利用與車身 (或車架 )相連的非旋轉元件和與車輪 (或傳動軸 )相連的旋轉元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉動或轉動的趨勢 ，亦即由制動踏板的踏板力 通過推桿和主缸活塞，使主缸油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩輪缸活塞推使制動蹄繞支承銷轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內圓面上。不轉的制動蹄對旋轉制動鼓產生摩擦力矩，從而產生 制動力 ，使車輪減速直至停車。 論文第一章介紹了汽車制動系發展情況和制動系統的 組成 。第二章主要講述了汽車的總體設計。第三章講述了鼓式制動系的主要形式及其方案的選取。第四章分析計算了制動器制動過程中動力學參數的計算。第五章講述了鼓式制動器的結構參數和主要零部件的設計。第六章是關于鼓式制動器的設計計算。第七章是制動器驅動機構的設計與計算。第八章是鼓式制動器主要零部件的強度分析。 關鍵詞 ： 鼓式制動器 ； 驅動機構 ； 制動參數 ii 輕型汽車底盤鼓式制動器設計 Abstract As an important modern land.based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so.called assembly which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost.effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. Today, with ever.expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system reliability requirements become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high.speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus its very important to the analysis and design of brake system bodies. Paper used brake program of the brake drum in front and behind. Front wheel used duo.duplex drum brakes and behind wheel simplex drum brakes, which takes into iii account the effectiveness of the brakes and brake performance factor of stability. Its working principle is to use with the body (or frame) associated with non.rotating components and the wheel (or shaft) connected to the rotating components of friction between the wheels to prevent the trend of turning or rotating, namely by the pedal force of brake pedal passing through the push rod and the master cylinder piston, making master cylinder oil inflow wheel cylinder under a certain pressure, and pushing through the two.cylinder piston brake shoe so that rotating around the branch managers, the top separately to both sides pressed in its friction plate brake drum surface of the inner circle. Non.rotating brake shoe produced friction torque to rotating drum brake resulting in braking force to slow down until the wheels stop. The first chapter of this paper describes the development of automotive braking system. Chapter II focuses on the overall design of the car. Chapter III is about the main form and program selection of the drum brake. Chapter IV is about analysis and calculation of kinetic parameters of the brake during braking process. Chapter V described the structure of drum brake components and the design of the main parameters. Chapter VI described design and calculation of drum brake. Chapter VII is about the analysis and calculation of drum brake drive mechanism. Chapter VIII is about strength checking on the main components of drum brake. : Drum brake Drive mechanism Brake Parameters iv 目錄 1 緒論 . 1 1.1 汽車制動系統的發展概況 . 1 1.2汽車制動系統的組成 . 1 2 汽車總體參數的選擇及計算 . 3 2.1 總體設計應滿足的基本要求 . 3 2.2 汽車形式的確定 . 4 2.3 汽車質量參數的確定 . 5 2.4 汽車主要尺寸的確定 . 6 2.5 汽車性能參數的確定 . 9 2.6 發動機的選擇 . 9 2.7 輪胎的選擇 . 14 3 鼓式制動器的方案選擇 . 16 3.1 鼓式制動器的結構形式 . 16 3.1.1 領從蹄式制動器 . 17 3.1.2 單向雙領蹄式制動器 . 20 3.1.3 雙向雙領蹄式制動器 . 21 3.1.4 雙從蹄式制動器 . 22 3.1.5 單向增力式制動器 . 22 3.16 雙向增力式制動器 . 23 3.2 鼓式制動器方案的確定 . 24 3.2.1 制動效能因素 . 24 3.2.2 本設計中鼓式制動器方案的優選 . 25 4 制動過程的動力學參數 的計算 . 26 4.1 制動過程車輪所受的制動力 . 26 v 4.2 制動距離與制動減速度 計算 . 26 4.3 同步附著系數與附著系數利用率 計算 . 33 4.4 制動器 的 最大制動力矩 . 35 4.5 制動器因素與制動蹄因素 . 38 5 制動器的結構及主要零部件設計 . 42 5.1 鼓式制動器的結構參數 . 42 5.2 鼓式制動器主要零部件 的 設計 . 46 5.2.1 制動蹄 . 44 5.2.2 制動鼓 . 46 5.2.3 摩擦襯片 . 47 5.2.4 摩擦材料 . 48 5.2.5 蹄與鼓之間的間隙自動調整裝置 . 49 5.2.6 制動支承裝置 . 50 5.2.7 制動輪缸 . 50 5.2.8 張開機構 . 51 6 鼓式制動器的設計計算 . 51 6.1 駐車制動能力的計算 . 51 6.2 中央制動器的計算 . 53 6.3 壓力沿襯 片長度方向的分布規律 . 54 6.4 制動蹄片上的制動力矩 . 56 6.5 摩擦襯片磨損特性計算 . 60 6.6 制動因素的計算 . 61 6.6.1 支承銷式領 從蹄制動器的制動因數 . 62 6.6.2 支承銷式雙領蹄制動器的制動因數 . 63 7 制動器驅動機構分析與計算 . 62 7.1 驅動機構的方案選擇 . 66 7.2 制動管路的選擇 . 66 7.3 液壓驅動機構的設 計計算 . 68 vi 7.3.1 制動輪缸直徑 d 的確定 . 68 7.3.2 制動主缸直徑 0d 的確定 . 68 7.3.3 制動踏板力 pF . 70 7.3.4 制動踏板工作行程 pS . 71 7.3.5 真空助力器的設計計算 . 71 8 鼓式制動器主要零部件強度分析 . 74 8.1 制動蹄支承銷剪切應力計算 . 74 8.2 緊固摩擦片鉚釘的剪切應力驗算 . 75 結論 . 77 參考文獻 . 78 謝辭 . 79 附錄 . 80 學院畢業設計（論文） 1 1 緒論 1.1 汽車制動系統的發展概況 從汽車誕生時起，車輛制動系統在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進 步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現得越來越明顯。汽車制動系統種類很多，形式多樣。傳統的制動系統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。伴隨著節能和清潔能源汽車的研究開發，汽車動力系統發生了很大的改變，出現了很多新的結構型式和功能形式。新型動力系統的出現也要求制動系統結構型式和功能形式發生相應的改變。例如電動汽車沒有內燃機，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是 利用電動真空泵為真空助力器提供真空。 汽車制動系統的發展是和汽車性能的提高及汽車結構型式的變化密切相關的，制動系統的每個組成部分都發生了很大變化。 1.1.1 汽車制動系統的組成 制動系統主要由下面的 4 個部分組成： (1)供能裝置：也就是制動能源，包括供給、調節制動所需能量以及各個部件，產生制動能量的部分稱為制動能源； (2)控制裝置：包括產生制動動作和控制制動效果的部件； (3)傳動裝置：包括把制動能量傳遞到制動器的各個部件； (4)制動器：產生阻礙車輛運動或者運動趨勢的力的部件，也包括輔助制動系統中的部件 。 現代的制動系統還包括制動力調節裝置和報警裝置，壓力保護裝置等輔助裝置。 供能裝置的發展 供能裝置主要是指制動能源，制動能源有人力制動、伺服制動、動力制動或者上述任兩者的結合使用。 人力制動是開始有制動系統時的制動能源，它有機械式制動、液壓式制動兩種形式。機械式制動主要用于駐車制動系統中，駐車制動系統中要求用機械鎖止方法保證汽車在原地停止不動，在任何情況下不至于滑動。液壓式制動是通過制動踏板推動制動主缸，進而使制動器進入工作狀態。伺服制動兼用人力和發動機作為制動 學院畢業設計（論文） 2 能源，正常情況下制動能量由動力伺服系統供給， 動力伺服系統失效時可由人力供給制動能量，這時伺服制動就變為人力制動。伺服制動可用氣壓能、真空能 (負氣壓能 )以及液壓能作為伺服能量，形成各種形式的助力器。動力制動系統的制動能源是發動機所驅動的油泵或者氣泵，人力僅作為控制來源，可分為氣壓制動、氣頂液制動、液壓制動。其中氣壓制動是發展最早的一種動力制動系統。它用空氣壓縮機提供氣壓，氣頂液制動是用氣壓推動液壓動作，產生制動作用。液壓制動是目前得到廣泛應用的一種制動系統，技術已經非常成熟。目前正在發展的電液復合制動以及電子制動中使用了電機作為制動能源，人力踩制動踏板 作為控制來源。 控制裝置的發展 最早的人力制動，通過機械的連接產生制動動作。發展到人力控制制動，通過踩制動踏板啟動制動，再由傳力裝置把制動踏板力傳到真空助力器，經過真空助力器的助力擴大后，傳遞到制動主缸產生液壓力，然后通過油路把液壓力傳遞到每個輪缸，開始制動。隨著清潔能源汽車和電動汽車的研究應用，以及電子技術在汽車上面的廣泛應用，制動系統的控制裝置也出現了電子化的趨勢，其中電制動完全改變了制動系統的控制和管理，會使汽車制動系統發生革命性的變化，它采用電子控制，可以更加準確、更高效率地實現制動。 傳動裝置的發 展 人力制動時代是采用機械式的傳動裝置，氣 (液 )壓制動是利用氣 (液 )壓力和連接管路把制動力傳遞到制動器。電子制動則是利用制動電機產生制動力直接作用到制動器，它的控制信號來自控制單元 (ECU)，用信號線傳遞制動信號和制動力信息。 制動器的發展 制動器是制動的主要組成部分，目前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉元件的不同，分為鼓式和盤式兩大類制動器。 鼓式制動器又有領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結構型式。盤式制動器有固定鉗式 、 浮動鉗式 、 浮動鉗式包括滑 動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式。滑動鉗式是目前使用廣泛的一種盤式制動器。由于盤式制動器熱和水穩定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠性和安全性也好，而得到廣泛應用。但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復雜的手驅動機構，因而在后輪上的應用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統組成。電動汽車和混合動力汽車上具有再生制動能力的電機，在回收制動能量時起制動作用，它引入了新型的制動器。作為一種新的制動器型式，勢必引起制動器型式的變革。電制動系統制動器是基于傳統的制動器，也分為盤式電制動器 和鼓式電制動器，鼓式電制動器由于制動熱衰減性大等缺點，將來汽車上會以盤式電制動器為主。 學院畢業設計（論文） 3 2 汽車總體參數的選擇及 計算 2.1 總體設計應滿足的基本要求 由動力裝置、 底 盤、車身、電器及儀表等四部分組成的汽車，是用來載送人員和貨物的運輸工具。 汽車主要在寬度有限的道路上行駛 ，同時與汽車比較，還有人、自行車、摩托車等弱勢群體也在使用同一道路，因此存在交通隱患。為了在有限的道路上容納更多的車輛運行、減少交通事故以及從汽車造型和減輕質量等方面考慮，對汽車的外形尺寸需要予以限制。 使用汽車加快了人得生活節奏，提高 了工作效率，出門遠行也更方便；與使用火車、飛機、船舶等交通工具 相 比較，受到的約束減少了很多。 因此，更多的人愿意選擇汽車作為交通工具。幾十年來，汽車的保有量始終居高不下，凡是人類密集的地方，汽車也密集，由此而引起的環境污染問題也日益嚴重。 共同保護好人類的生存環境已經受到全世界的重視，各國政府普遍采用制定相關法規的形式來從事交通方面的管理工作。 交通工具具有在自然環境條件下使用的特點，汽車也不例外。自然環境的變化因素很多，有些還沒有規律，如溫度、濕度、霧、白晝與黑夜、干燥的硬路面與泥濘深淺不定的軟路面等等，要求 汽車能適應這些環境而安全地行駛，就必須制定有關法規強制企業執行，這也是工程技術人員從事設計的工作依據之一。 進行汽車總體設計工作應滿足如下基本要求： （ 1） 汽車的各項性能、成本等，要求達到企業在商品計劃中所確定的指標。 （ 2） 嚴格遵守和貫徹有關法規、標準中的規定，注意不要侵犯專利。 （ 3） 盡最大可能地去貫徹三化，即標準化、通用化、系列化。 （ 4） 進行有關運動學方面的校核，保證汽車有正確的運動和避免運動干涉。 （ 5） 拆裝與維修方便。 我國制定的有關方面的法規、標準正在得到不斷的完善，它們中有些是結合我國具體條 件制定的，有些是參照國外的法規、標準制定的。這些法規、標準涉及的面很廣，如有關汽車外廓尺寸標準（ GB1589 1989 汽車外廓尺寸限界）、汽車的污染物排放標準以及有關公路法規對汽車軸荷限定的要求等等。在進行總體設計工作時，要特別注意正在實施的強制性標準，我國目前已有 40 項，隨著時間的遷移還會有變化。這些強制性標準與汽車類型有關 ，設計師要嚴格遵守。 學院畢業設計（論文） 4 2.2 汽車形式的確定 汽車的分類按照 GB/T3730.1 2001 將汽車分為乘用車和商用車。乘用車是指在設計和技術特性上主要用于載運乘客及其隨身行禮或臨時物品的汽 車，包括駕駛員座位在內的最多不超過 9 個座位。它也可以牽引一輛掛車。 商用車是指在設計和技術特性上用于運送人員和貨物的汽車，并且可以牽引掛車，且商用車又有客車、半牽引掛車、貨車之分。 不同形式的汽車，主要體現在軸數、驅動形式、以及布置形式上有區別。 （ 1） 軸數 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數。影響選取軸數的因素主要有汽車的總質量、道路法規對軸載質量的限制和輪胎負荷能力以及汽車的結構等。 包括乘用車以及汽車總質量小于 19t 的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，均采用結構簡單、制 造成本低廉的兩軸方案。總質量在 19t26t 的公路運輸車采用三軸形式，總質量更大的汽車宜采用四軸或四軸以上的形式。 由于本設計中汽車的裝載質量是兩噸，其總質量小于 19t，所以采用兩軸的布置方案。 （ 2） 驅動形式 汽車驅動形式有 42、 44、 62、 64、 66、 84、 88 等， 其 中第一個數字代表汽車的車輪總數，第二個數字表示驅動輪數。 乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡單、制造成本低的 42 驅動形式。 總質量在 19t 以上至 26t 的公路運輸車，用 64 或 62 的型式，總質量更大的公路運輸車則采用 84 型式。 所以本設計采用 42 的驅動形式。 (3)布置形式 貨車可以按照駕駛室與發動機相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可按發動機位置不同，分為發動機前置、中置和后置三種布置形式。 平頭式貨車的發動機位于駕駛室內，其主要優點是：汽車總長和軸距尺寸短，最小轉彎直徑小，機動性能好；不需要發動機罩和翼子板，汽車整備質量減小，駕駛員視野得到明顯改善，采用翻轉式駕駛室時能改善發動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比比較高。平頭式貨車得到廣泛的應用。 所以本設計采用平頭式的布置形式， 并且采用發動機前置后橋驅動。 學院畢業設計（論文） 5 2.3 汽車質量參數的確定 汽車 的質量參數包括整車整備質量 0m 、載客量、裝載質量、質量系數 0m 、汽車總質量 am 、軸荷分配等。 （ 1） 整車整備質量 0m 整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨行工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時額整車質量。其對汽車的制造成本和燃油經濟性有 影響。 （ 2） 裝載質量 em 汽車的裝載質量是指在硬質良好的路面上行駛時所允許的額定裝載質量。商用貨車裝載質量的 確定首先應與企業產品規劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。 本設計中給出了裝載質量 2em t。 （ 3） 質量系數 0m 質量系數 0m 是指 汽車裝載質量與整車整備 質量的比值，即0m /em 0m。 該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，0m值越大，說明該汽車的設計水平和工藝水平 越先進 。 參考同類型的汽車的質量系數值（表 2.1）后，綜合選定本設計中的質量系數值 0 1.0m 表 2.1 不同類型汽車的質量系數0m 汽車類型 0m 貨車 輕型 0 80.1 10 中型 1 20.1 35 重型 1 30.1 70 由此可以確定整車整備質量 0m ， 0 2emmt。 （ 4） 汽車的總質量 汽車總質量am是指 裝備齊全，并按照規定裝滿客，貨時的整車質量。 商用 貨車的總質量 am 由整備質量 0m 、裝載質量 em 和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 10 65aem m m n Kg 式中， 1n 為包括駕駛員及隨行人員數在內的人數，應等于座位數。 代入數據， n=2，0 2emmt，可得到總質量 4.13am t。 學院畢業設計（論文） 6 （ 5） 軸荷分配 汽車的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止狀態下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。 軸荷分配對輪胎壽命和汽車 的許多使用性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應相差不大；為了保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，以利減小從動輪滾動阻力和提高在環路面上的通過性，為了保證汽車有良好的操縱穩定性，又要求轉向軸的負荷不應過小，因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要 求設計時應根據對整車的性能要求，使用條件等，合理地選擇軸荷分配 。 各類汽車的軸荷分配見表 2.2。 表 2.2 各類汽車的軸荷分配 車型 滿載 空載 前 軸 后軸 前軸 后軸 乘 用 車 發動機前置前輪驅動 發動機前置后輪驅動 發動機后置后輪驅動 47% 60% 45% 50% 40% 46% 40% 53% 50% 55% 54% 60% 56% 66% 51% 56% 38% 50% 34% 44% 44% 49% 50% 62% 商 用 貨 車 42 后輪單胎 42 后輪雙胎，長、短頭式 42 后輪雙胎，平頭式 64 后輪雙胎 32% 40% 25% 27% 30% 35% 19% 25% 60% 68% 73% 75% 65% 70% 75% 81% 50% 59% 44% 49% 48% 54% 31% 37% 41% 50% 51% 56% 46% 52% 63% 69% 本設計選擇 42 后輪雙 胎，平頭式 的數據進行計算。 2.4 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要尺寸參數有外廓尺寸，軸距，輪距，前懸，后懸，貨車車頭長度和車廂尺寸等。 （ 1） 外廓尺寸 汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。在公共路上和市內行駛的汽車最大外廓尺寸受有相關法規限制不能隨意確定，而非公路用車輛可以不接受法規限制。 GB1589.1989 汽車外廓尺寸限界規定如下：貨車，整體式客車總長不應超過 學院畢業設計（論文） 7 12m，單鉸鏈式客車不超過 18m，半掛汽車列車不超過 16.5m，全掛汽車不超過 20m，不包括后視鏡，汽車寬不超過 2.5m，空載，頂窗關閉狀態下， 汽車不超過 4m，后視鏡等單側外伸量不得超過最大寬度處 250mm，頂窗，換氣裝置開啟時不得超出車高 300mm。 影響乘用車總高 aH 的因素有軸間底部離地高 mh ，地板及下部零件高 ph 、室內高 Bh 和車頂造型高度 th 等。軸間底部離地高 mh 應大于最小離地間隙 minh 。 Bh 一般在 1120.1380mm 之間。車頂造型高度 th 大約在 20.40mm 范圍內變化。因此綜合考慮，選擇此輕型貨車的外廓尺寸為 5 4 0 0 m m 1 9 0 0 m m 2 1 0 0 m m（ 長 寬 高 ）。 汽車的質心高度參考同類型輕型貨車可以選擇空載時的質心高度為gh =710mm，滿載時的質心高度取為 gh =930mm。 （ 2） 軸距 軸距 L 對整備質量、汽車總長、汽車最小轉彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當軸距小時，上述指標均減小。此外，軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短，會帶來一系列缺點，車廂長度不足或后懸過長，制動或上坡時軸荷轉移過大，使汽車的制動性和操縱穩定性變壞，車身縱向角震動過大，此外還會導致萬向節傳動的夾角過大等問題。 表 2.3顯示了各類汽車的軸距和輪距。 表 2.3 各類汽車的軸距和輪距 車型 汽車總質量am/ t 軸距 L mm 輪距 B mm 商用車（ 4X2貨車） 1.8 1700.2900 1150.1350 1.8.6.0 2300.3600 1300.1650 6.0.14.0 3600.5500 1700.2000 14.0 4500.5600 1840 2000 綜合各方面數據選擇輕型貨車的軸距 L=3300mm。 （ 1） 前輪距 1B 和后輪距 2B 改變汽車輪距 B會影響車廂或駕駛室內寬，總車寬度，總質量，傾斜剛度，最小轉彎直徑等因素發生變化。增大輪距則車廂內寬度隨之增大，并有利于增加側傾剛度，汽車橫向穩定性變好；但 是汽車的總寬和總質量及最小轉彎半徑等增加，并導致汽車的比功率、比轉矩指標下降，機動性變壞。 受汽車總寬度不超過 2.5m 的限制，輪距不宜過大，在選定前輪距 1B 范圍內， 學院畢業設計（論文） 8 應能布置下發動機，車架，前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架，車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距2B時，應考慮車架兩縱梁之間的寬度，懸架寬度和輪胎寬度及它們之間應留有的必要的間隙。 根據表 2.3 選擇此輕型汽車的 121450BB mm。 （ 2）前懸 FL 和后懸 RL 前懸尺寸對汽車通過性，碰撞安全性，駕駛員視野，前鋼板彈簧長度，上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。初選前懸尺寸，應當在保證能布置下個總成，部件的同時應盡可能短些。對于平頭式車，考慮到正面碰撞能有足夠多的結構部件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的尺寸。 選擇此輕型貨車的前懸 FL 為 800mm。 后懸尺寸對汽車通過性，汽車追尾時的安全性，貨廂長度或行李箱長度，汽車造型等都有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。總質量在 1.8.14t 的貨車后懸一般在 1200.2200mm 之間。 此輕型貨車的后懸 1300R a FL L L L mm。 （ 3） 貨車車頭長度 貨車車頭長度是指從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。長頭型貨車車頭長度尺寸一般在 2500.3000mm之間，平頭型貨車一般在 1400.1500mm 之間 。 選擇此輕型貨車的車頭長度為 1400mm。 2.5 汽車性能參數的確定 （ 1）動力性參數 汽車動力性參數包括最高車速 maxav 、加速時間 t、上坡能力、比功率和比轉矩等。 最高車速 maxav 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發動機大些的乘用車最高車速有逐漸提高的趨勢。而此設計中任務書給定的最高車速max 115av km/t。 加速時間 t 汽車在平直的良好的路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高 車速 max 100av km/t 的汽車，加速時間常用加速到 100km/h 所需的時間來評價。 上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數 maxi 來 表示汽車上坡能力。此設計中任務書給定的 max 0.3i 。 汽車比功率 bP 和比轉矩 bT 比功率 bP 是汽車所裝發動機的標定的最大功率maxeP 與汽車最大總質量 am 之比，即 m ax/b e aP P m 。它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于 比功率小的汽車。我國 GB7258 1997 學院畢業設計（論文） 9 機動車運行安全技術條件規定：農用運輸車與運輸用拖拉機的比功率4.0bP kW/t，而其它機動車 4.8bP kW/t。比轉矩 bT 是汽車所裝發動機的最大轉矩maxeT 與汽車總質量 am 之比， m ax/b e aT T m 。它能反映汽車的牽引能力。 貨車總質量在 1.8 6.0 之間，則比功率在 15 25kw/t 的范圍內，比轉矩在 38 44Ng m/t 的范圍內。 初取 bP =20kW/t， bT =40Ng m/t，則 maxeP =82.6kw， maxeT =165.2kW。 （ 2）燃油經濟性參數 汽車的燃油經濟性用汽車在水泥或瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛百公里燃油消耗量來評價。該值越小燃油經濟性越好。 本設計中取百公里燃油消耗量為 3.1L/(100t km)。 （ 3）汽車最小轉彎直徑 minD 汽車最小轉彎直徑 minD 由任務書中給定的值為 12.5m。 （ 4） 通過性幾何參數 總體設計要確定的通過性幾何參數有：最小離地間隙 minh ，接近角1 ，離去角2 ，縱向通過半徑 1 等。 表 2.4 汽車通過性的幾何參數 車型 minh /mm 1 /(o ) 2 /(o ) 1 /m 4 2 貨車 180300 4060 2545 2.36.0 計算可得 minh =250mm， 初取1 =44 ， 2 =30 ， 1 =3.5m。 （ 5） 操縱穩定性參數 轉向特性參數 為 了保證有良好的操縱穩定性，汽車 具有一定程度的不 足轉向。 通常用汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓轉向時，前、后輪側偏角之差 (1 2 )作為評價參數。此參數 1 3為宜 ， 取 1 2 =2。 （ 6） 車身側傾角 汽車以 0.4g的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制在 3以內較好，最大不允許超過 7。 （ 7） 制動前俯角 為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以 0.4g 減速度制動時，車身的前俯角不大于 1.5。 2.6 發 動機的選擇 （ 1） 發動機形式的選擇 學院畢業設計（論文） 10 當前汽車上使用的發動機仍然是以往復式內燃機為主。它分為汽油機、柴油機兩類。 與汽油機比較，柴油機具有較好的燃油經濟性，使用成本低，在相同的續駛里程內，可 以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到 15 23，而汽油機一般控制在 8 10；柴油 機熱效率高達 38 ，而汽油機為 30；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。 柴油機的主要缺點是：由于提高了壓縮比，要求活塞和缸蓋的間隙盡可能小，加工精度 比汽油機要求更高；因自燃產生的爆發壓力很大，因此要求柴油機各部分的結構強度比汽油機高，使 尺寸和質量加大，振動與噪聲大。 柴油機主要用于貨車、大型客車上。隨著發動機技術的進步，輕型車和轎車用柴油機有 日益增多的趨勢。 根據發動機氣缸排列形式不同，發動機有直列、水平對置和 V型三種。氣缸直列式排 列具有結構簡單、寬度窄、布置方便等優點。但當發動機缸數多時，長度尺寸過長，在汽車上布置困難，因此直列式適用于 6 缸以下的發動機。此外，直列式還有高度尺寸大的缺點。 與直列發動機比較， V 型發動機具有長度尺寸短因而曲軸剛度得到提高，高度尺寸小， 發動機系列多等優點。其主要缺點是用于平頭車時，因發動機寬而布置上較為困難， 造價高。 水平對置式發動機的主要優點是平衡好，高度低 。 V 型發動機主要用于中、高級和高級轎車以及重型貨車上，水平對置式發動機在少量大 客車上得到應用。 根據發動機冷卻方式不同，發動機分為水冷與風冷兩種。大部分汽車用水冷發動機，因 為它具有冷卻均勻可靠、散熱良好、噪聲小和能解決車內供暖問題，以及加大散熱器面積后，能較好適應發動機增壓后散熱的需要等優點。水冷發動機的主要缺點是冷卻系結構復雜；使用與維修不方便；冷卻性能受環境溫度影響較大，夏季冷卻水容易過熱，冬季又容易過冷，并且在室外存放，水結冰后能凍壞氣缸缸體和散熱 器。 當選用尺寸和質量小的發動機時，不僅有利于汽車小型化、輕量化，同時在保證客廂內 部有足夠空間的條件下，還能節約燃料。 由于天然氣資源充足，在今后一個階段內天然氣汽車將得到應用。無排氣公害、無噪聲 的電動汽車，是理想的低污染車，在解決高能蓄電池和降低成本后會在汽車上得到推廣使用。太陽能汽車也是理想的低污染汽車，目前還未達到商品化階段。 （ 2） 發動機主要性能指標的選擇 發動機最大功率 maxeP 和相應轉速pn 根據所需要的最高車速 maxav (km h)， 學院畢業設計（論文） 11 用下式估算發動機最大功率 )7 6 1 4 03 6 0 0(1 3 m a xm a xm a x aDaraTevACvgfmP 式中，maxeP為發動機最大功率 (kW)；T為傳動系效率，對驅動橋用單級主減速器的 4 2 汽車可取為 90；am為汽車總質量 (kg)； g 為重力加速度 (m/s2 )；rf為滾動阻力系數， 對轎車rf=0.0165 1+0.01(av.50)，對貨車取 0.02，礦用自卸車取 0.03，av用最高 車速代入；DC為 空氣阻力系數，轎車取 0.30 0.35，貨車取0.80 1.00，大客車取 0.60 0 70； A 為 汽車正面投影面積 (m2 )；maxav為最高車速。 參考同級汽車的比功率統計值，然后選定新設計汽車的比功率值，并乘以汽車總質量， 也可以求得所需的最大功率值。 最大功率轉速pn的范圍如下：汽油機的pn在 3000 7000r min，因轎車最高車速高，pn值多在 4000r min 以上 ，輕型貨車的pn值在 4000 5000r min 之間，中型貨車的pn值 更低些。柴油機的pn值在 1800 4000r min 之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機，pn值常 取在 3200 4000r min 之間，重型貨車用柴油機的pn值取得低。 發動機最大轉矩maxeT及相應轉速 Tn 用下式計算確定maxeT pee nPT m axm ax 9549 式中，maxeT為最大轉矩 (N m)； a 為轉矩適應性系數，一般在 1.1 1.3 之間選取；maxeP為發動機最大功率 (kW)；pn為最大功率轉速 (r min)。 要求pn Tn 在 1.4 2.0 之間選取。 （ 3） 發動機的懸置 汽車是多自由度的振動體，并受到各種振源的作用而發生振動。發動機就是振源之一。發動機是通過懸置元件安裝在車架上。懸置元件既是彈性元件又是減振裝置，其特性直接關系到發動機振動向車體的傳遞，并影響整車的振動與噪聲。合理的懸置不但可以減小振動、降低噪聲以改善乘坐舒適性，還能提高零部件和整車壽命。因此，發動機的懸置設計越來越受到設計者的重視。 發動機懸置應滿足下述要求：因懸置元件要承受動力總成的質量，為使其不 產生過大的靜位移而影響工作，因此要求懸置元件剛度大些為好；發動機本身的激勵以及來自路面的激勵都經過懸置元件來傳遞，因此又要求懸置元件有良好的隔振性能；因發動機工作頻帶寬，大約在 10 500Hz范圍內，要求懸置元件有減振降噪功能，并要求懸置元件工作在低頻大振幅時 (如發動機怠速狀態 )提供大的阻尼特性，而在高頻低幅振動激勵下提供低的動剛度特性，以衰減高頻噪聲；懸置元件還應當 學院畢業設計（論文） 12 滿足耐機械疲勞、橡膠材料的熱穩定性及抗腐蝕能力等方面的要求。傳統的橡膠懸置由金屬板件和橡膠組成，見圖 2.1。 圖 2.1 橡膠懸置結構圖 其 特點是結構簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角 (阻尼損失角越大表明懸置元件提供的阻尼越大 )的特性曲基本上不隨激勵頻率變化，如圖 2.2 所示。 液壓阻尼式橡膠懸置 (以下簡稱液壓懸置 )的動剛度及阻尼損失角有很強的變頻特性，見圖 2.2。從圖 2.2a 看到，液壓懸置的動剛度在 10Hz左右達到最小，在 20Hz左右達到最大，而后開始下降；在頻率超過 30Hz以后趨于平穩。圖 2.2b 表明液壓懸置阻尼損失角在 5 25Hz范圍內比較大，這一特性對于衰減發動機怠速頻段內 (一般為 20 25Hz)的大幅振動十分有利。 圖 2.2 橡膠懸置和液壓懸置動特性 學院畢業設計（論文） 13 圖 2.3 液壓懸置結構簡圖 1 螺紋連接桿 ； 2 限位擋板 ； 3 上慣性通道體 ； 4 橡膠膜 ； 5 盤狀加強圈 ； 6 下慣性通道體 ； 7 橡膠底膜 ； 8 底座 ； 9 橡膠主簧座 ； 10 慣性通道體 ； 11 橡膠主簧 ； 12 金屬骨架 圖 2.3 所示為液壓懸置結構簡圖，圖中螺紋 聯接桿 1 與發動機支承臂聯接，底座 8的螺孔與車身聯接，液壓懸置主要由橡膠主簧 11、慣性通道體 10、橡膠底膜 7 和底座 8 構成。慣性通道體把液壓懸置分為上、下兩個液室，內部充滿液體。由具有節流孔的慣性通道體連通上下兩個液室。通常下室體積剛度比上室低。當經發動 機支承臂傳至螺紋聯接桿的載荷發生變化時，上室內的壓力跟隨變化。如果上室液體受到壓縮，則液體經節流孔流人下室；當上室受到的壓力解除后，液 體又流回上室。液體經節流孔上、下流動過程中產生的阻尼吸收了振動能量，減輕了發動機振動向車身 (架 )的傳遞，起到隔振作用。 液壓懸置目前在轎車上得到比較廣泛的應用。 發動機前懸置點應布置在動力總成質心附近，支座應盡可能寬些并布置在排氣管之前。 2.7 輪胎的選擇 在總體設計開始階段就要選好輪胎的型式和尺寸。因為它們是繪制總布置圖 和進行性能計算的重要原始數據之一。 輪胎的型號主要根 據車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷及車速來選擇。 所選輪胎在使用中承受的靜負荷值應等于或接近輪胎的靜負荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規格及其額定負荷可查輪胎的國家標準。表 2.8提供了一些貨車的輪胎規格和特征。表中各列數據中如無帶括號的數據，表示該列數據對斜交輪胎 學院畢業設計（論文） 14 和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數據適用于斜交胎，而帶括號的數據適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負荷約比單胎使用時的負荷增加 10%: 15%。轎車輪胎標準見 GB2978.82. 輪 胎多承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數。為了避免超載，此系數取 0.9: 1.0 之間。對于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，此系數允許取 1.1。但不得大于 1.2。因為輪胎超載 20%， 其壽命將下降 30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負荷大，系數應取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。越野汽車長用胎面寬，直徑大的超低壓輪胎。山 區使用的汽車，制動鼓與輪輞的間隙應大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質心和提高行駛平穩性，采用直徑較小的寬輪輞低壓輪胎。 按輪胎胎體中簾線的排列不同，常見的有三種型式可供選擇，即普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎等，普通斜線胎的胎體簾線層較多，胎側厚，使用中不易劃破，側向剛性也大。其缺點是緩沖性較差；子午線的結構特點是簾線呈子午向排列，這樣簾線的強度就能得到充分利用。此外，選用高強度材料組成多層緩沖層，加強了胎冠，使緩沖性能得到提高，與普通斜線胎相比較，子午線輪胎還有使用壽命長，滾動阻力小，附著性能好等優 點。子午線胎的缺點是胎側較薄，側向穩定性差，胎側易發生裂口，制造技術要求高。由于子午線胎的優點較多，今年來在汽車上應用日益增多。 帶束斜交胎的結構和性能介于普通斜交胎和子午線胎之間，其耐磨性和壽命雖比普通斜交胎好，但不如子午線胎，僅側向穩定性比子午線胎好，所以應用不廣。 由以上的分析可知，選用斜交輪胎 。 表 2.8 給出了國產輪胎的規格及其特征。 學院畢業設計（論文） 15 表 2.8 國產汽車輪胎規格及特征 輪胎規則 層數 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應氣壓p 0.1 標準輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6.50.14 6 8 180 705 . . 5850 6900 3.2 4.2 412J 5J 6.50.16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 . 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55.15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 . 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00.16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 . 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50.15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 . 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50.16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 . 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 8.25.16 (8.25R16) 12 240 860 870 . 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00.16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 . 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 根據最大負荷的要求，可以初步選擇輪胎的規格為 7.50 R16（ 12 層） 。 車輪 的 有效半徑 eR ： 0 . 0 2 5 4 / 2 ( 1 ) 0 . 0 2 5 4 1 6 / 2 7 . 5 ( 1 1 2 % ) eR d b 0.37m 式中， 輪胎變形系數，范圍 10% 12%。 學院畢業設計（論文） 16 3 鼓式制動器的方案選擇 3.1 鼓式制動器的結構形式 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類（見圖 3.1），它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 圖 3.1 制動器的結構 形式 鼓式制動器的各種結構形式如圖 3.2a.f所示。 圖 3.2 鼓式制動器示意圖 （ a）領從蹄式（用凸輪張開）；（ b）領從蹄式（用制動輪缸張開）；（ 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 不同形式鼓式制動器的主要區別有： （ 1） 蹄片固定支點的數量和位置不同。（ 2）張開裝置的形式與數量不同。（ 3）制動時兩蹄片之間有無相互作用。 學院畢業設計（論文） 17 因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使制動效能不一樣。 制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸 出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動效能因素的無因次指標。制動效能因素的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑 R 上所得到的摩擦力（ /MR ）與輸入力 0F 之比，即 0MK FR 式中， K 為制動器效能因素； M 為制動器輸出的制動力矩。 制動效能的穩定性是指其效能因素 K 對摩擦因素 f 的敏感性。使用中 f 隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩定性好，即是其效能對 f 的變化敏感性小。 3.1.1 領從蹄式 制動器 如圖 3.2(a)、 (b)所示， 圖上方的旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓的旋轉方向(制動鼓正向旋轉 )， 蹄 1為領蹄，蹄 2 為從蹄。汽車倒車時制動鼓的變為反向旋轉，隨之領蹄與從蹄 相互對調 。制動鼓正、反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。由圖 3.2(a)、 (b)可見，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 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 減勢蹄。“增勢”作用使領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。 對于兩蹄的張開力 PPP 21 的領從蹄式制動器結構，如圖 3.2(b)所示，兩蹄壓緊制動鼓的法向力 相等。但當制動鼓旋轉并制動時，領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受的法向反力加大 ；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受的法向反 力減小。這樣，由于兩蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值 由車輪輪轂軸承承受。這種制動時兩蹄法向反力不能相互平衡的制動器也稱為非平衡式制動器。液壓或楔塊驅動的領從蹄式制動器均為非平衡式結構，也叫做簡單非平衡式制動器。非平衡式制動器將對輪轂軸承造成附加徑向載荷，而且領蹄摩擦襯片表面的單位壓力大于從蹄的，磨損較嚴重。為使襯片壽命均衡，可將從蹄的摩擦襯片包角適當地減小。 對于如圖 3.2 (a)所示具有定心凸輪張 開裝置的領從蹄式制動器，制動時，凸輪機構保證了兩蹄 等位移， 作用于兩蹄上的法向反力和 由此產生的制動力矩 分別相等，而作用于兩蹄的張開力 P1、 P2則不等，且必然有 P1 2fF )并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它不用于后 輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅動機構。 3.1.3 雙向雙領蹄式制動器 當制動鼓正向和反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄的制動器，稱為雙向雙領蹄式制動器。如圖 3.2(d)及圖 3.11、圖 3.12 所示。 圖 3.11 雙向雙領蹄式制動器的結構方案（液壓驅動） （ a）一般形式；（ b）偏心機構調整；（ c）輪缸上調整 學院畢業設計（論文） 22 其兩蹄的兩端均為浮式支承，不是支承在支承銷上，而是支承在兩個活塞制動輪缸的支座上 (圖 3.2(d)、圖 3.11)或其他張開裝置的支座上 (圖 3.12、圖 3.13)。 圖 3.12 曲 柄機構制動器（氣壓驅動） 圖 3.13 雙楔制動器（氣壓驅動） 當制動時，油壓使兩個制動輪缸的兩側活塞 (圖 3.11)或其他張開裝置的兩側 (圖3.12、圖 3.13)均向外移動，使兩制動蹄均壓緊在制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動兩制動蹄轉過一小角度，使兩制動蹄的轉動方向均與制動鼓的旋轉方向一致；當制動鼓反向旋轉時，其過程類同但方向相反。因此，制動鼓在正向、反向旋轉時兩制動蹄均為領蹄，故稱為雙向雙領蹄式制動器。它也屬于平衡式制動器。由于這種制動器在汽車前進和倒退時的性能不變，故廣泛用于中、輕 型載貨汽車和部分轎車的前、后輪。但用作后輪制動器時，需另設中央制動器 。 3.1.4 雙從蹄式制動器 雙從蹄式制動器的兩蹄片各有一個固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄片的不同端，并用各有一個活塞的兩輪缸張開蹄片，其結構形式與單向雙領蹄式相反。 雙從蹄式制動器的制動效能穩定性最好，但因制動效能最低，所以很少采用。 3.1.5 單向增力式制動器 如圖 3.2(e)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。當汽車前進時，第一制動蹄被單活塞的制動輪缸推壓到制動鼓的內圓柱面上。制動鼓靠摩擦力帶動第 一制動蹄轉過一小角度，進而經頂桿推動第二制動蹄也壓向制動鼓的工作表面并支承在其上端的支承銷上。顯然，第一制動蹄為一增勢的領蹄，而第二制動蹄不僅是一個增勢領蹄，而且經頂桿傳給它的推力 Q 要比制動輪缸給第一制動蹄的推力 P 大很多，使第二制動蹄的制動力矩比第一制動蹄的制動力矩大 2 3 倍之多。由于制動時兩蹄的法向反力不能互相平衡，因此屬于一種非平衡式制動器。 雖然這種制動器在汽車前進制動時，其制動效能很高，且高于前述各種制動器， 學院畢業設計（論文） 23 但在倒車制動時，其制動效能卻是最低的。因此，僅用于少數輕、中型貨車和轎車上作前輪制動器 。 3.16 雙向增力式制動器 如圖 3.2(f)所示，將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換以雙活塞式制動輪缸，其上端的支承銷也作為兩蹄可共用的，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。只是當制動鼓正向旋轉時，前制動蹄為第一制動蹄，后制動蹄為第二制動蹄；而反向旋轉時，第一制動蹄與第二制動蹄正好對調。第一制動蹄是增勢領蹄，第二制動蹄不僅是增勢領蹄，而且經頂桿傳給它的推力 Q 要比制動輪缸給第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制動時作用于第二蹄上端的制動輪缸推力起著減 小第二蹄與支承銷間壓緊力的作用。雙向增力式制動器也是屬于非平衡式制動器。 圖 3.14 給出了雙向增力式制動器 (浮動支承 )的幾種結構方案，圖 3.15 給出了雙向增力式制動器 (固定支點 )另外幾種結構方案。 雙向增力式制動器在高級轎車上用得較多，而且往往將其作為行車制動與駐車制動共用的制動器，但行車制動是由液壓通過制動輪缸產生制動蹄的張開力進行制動，而駐車制動則是用制動操縱手柄通過綱索拉繩及杠桿等操縱。另外，它也廣泛用于汽車中央制動器，因為駐車制動要求制動器正、反向的制動效能都很高，而且駐車制動若不用于應急制動時 不會產生高溫，因而熱衰退問題并不突出。 圖 3.14 雙向增力式制動器（浮動支承）的結構方案 圖 3.15 雙向增力式制動器（固定支點）的結構方案 （ a）一般形式；（ b）浮動形式；（ c）中心調整 學院畢業設計（論文） 24 3.2 鼓式制動器 方案 的確定 3.2.1 制動效能因素 制動器的特點是用制動器效能、效能穩定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。增力式制動器效能最高，雙領蹄式次之，領從蹄式更次之，還有一種雙從蹄式制動器的效能最低，故極少采用。而就工作穩定性來看，名次排列正好與效能排列相反，雙從蹄式最好，增力式最差。摩擦系數的變化是影響制 動器工作效能穩定性的主要因素 。 還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構型式、結構參數和摩擦系數有關，也受到其他有關因素的影響。例如制動蹄摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩就小；而在襯片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動器效能因數或簡稱為制動器因數 BF(brake factor)來衡量，制動器因數 BF 可用下式表達： 12fN fNBF P 式中 1fN 2fN ，： 制動器摩擦副間的摩擦力，見圖 3.2； N1， N2： 制動器摩擦副間的法向力，對平衡式鼓式制動器和盤式制動器：N1=N2 f制動器摩擦副的摩擦系數； P鼓式制動器的蹄端作用力 (見圖 3.2)，盤式制動器襯塊上的作用力 。 基本尺寸比例相同的各種內張型鼓式制動器以及盤式制動器的制動器因數 BF與摩擦系數 f 之間的關系如圖 3.16 所示。 BF 值大，即制動效能好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數是會變化的，因此摩擦系數變化時， BF 值變化小的，制動效能穩定性就好。 圖 3.16 制動器因素 BF 與摩擦系數 f 的關系曲線 1 增力式制動器； 2 雙領蹄式制動器； 3 領從蹄式制動器； 4 盤式制動器； 5 雙從蹄 學院畢業設計（論文） 25 式制動器 制動器因數值愈大，摩擦副的接觸情況對制動效能的影響也就愈大。所以，對制動器的正確調整，對高效能的制動器尤為重要。 3.2.2 本設計中鼓式制動器方案的優選 考慮到制動器的效能因素和制動器效能的穩定性，且領從蹄式制動器的蹄片與制動鼓之間的間隙易于調整， 便于附裝駐車制動裝置，所以本設計中輕型貨車的后輪采用制動輪缸具有 兩 個等直徑活塞的 領從蹄式車輪制動器。 前 輪采用單向雙領蹄式制動器 （液壓驅動，制動輪缸具有兩個等直徑的活塞） 。采用這種結構的前輪制動器與后輪的領從蹄式制動器相匹配，則可較容易地獲得所希望的前、后輪制動力分配（ 1fF 2fF ，即前軸車輪的制動器制動力大于后軸車輪的制動器制動力），并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。 學院畢業設計（論文） 26 4 制動過程的動力學參數 的計算 4.1 制動過程車輪所受的制動力 汽車受到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和空氣提供。但由于空氣阻力相對較小，所以實際外力主要是由地面提供的，稱之為 地面制動力 。 地面制動力越大，制動距離也越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。 下面分析一個車輪在制動時的受力情況。 （ 1） 地面制動力 假設滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖 4.1 所示。 圖 4.1 車輪制動時受力簡圖 T 是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為 Nm ；xbF 是地面制動力，單位為 N； W 為車輪垂直載荷、 pF 為車軸對車輪的推力、 zF 為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為 N。 顯然，從力矩平衡得到 xb TF r （ 4.1） 式中， r 為車輪的有效半徑（ m）。 地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力 ：一個是制動器內制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是輪胎與地面 間的摩擦力 附著力。 學院畢業設計（論文） 27 （ 2） 制動器制動力 在輪胎周緣為了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 TFr （ 4.2） 式中： T 是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動 器制動力 F 是由制動器結構參數所決定的。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數和車輪半徑以及踏板力有關。 圖 4.2 給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關系。當踩下制動踏板時，首先消除制動系間隙后，制動器制動力開始增加。開始時踏板力較小，制動器制動力 F 也較小，地面制動力 xbF 足以克服制動器制動力 F ，而使得車輪滾動。此時， xbF =F ，且隨踏板力增加成線性增加。 圖 4.2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系 但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力 F 或最大地面制動力 maxxbF ，即 xbF zFF （ 4.3） m a x zxbF F F （ 4.4） 當制動踏板力上升到一定 值時，地面制動力xbF達到最大地面制動力 xbF =F ,車輪開始抱死不轉而出現拖滑現象。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的繼續升高，制動器制動力 F 繼續增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力 xbF 不再增加。 上述分析表明，汽車地面制動力 xbF 取決于 制動器制動力 F ，同時又受到地面附著力 F 的閑置。只有當 制動器制動力 F 足夠大，而且地面又能夠提供足夠大的 學院畢業設計（論文） 28 附著力 F ，才能獲得足夠大的地面制動力。 （ 3） 地面對前、后車輪的法向反作用力 圖 4.3 所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。 圖 4.3 制動時的汽車受力圖 因為制動時車速較低，空氣阻力 wF 可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力 1zF 、 2zF 為 12()()zgzgGF b zhLGF b zhL （ 4.5） 式中 ： du zgdt， z 為制動強度， G 汽車所受重力； L 汽車軸距； 1L 汽車質心離前軸距離； 2L 汽車質心離后軸距離； gh 為汽車質心高度（滿載時 gh =920mm）； g 重力加速度； 若在附著系數為 的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分別先后抱死），此時xb duF F G gdt 或 。地面作用于前、后輪的法向反作用力為 12()()zgzgGF b hLGF b hL （ 4.7） 式（ 4.6）、（ 4.7）均為直線方程，由上式可見，當制動強度或附著系數改 學院畢業設計（論文） 29 變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是很大的，前輪增大，后輪減小。 （ 4） 理想的前、后制動器制動力分配曲線 汽車總的地面制動力為 ： GqdtdugGFFF BBB 21 (4.8) 式中 ： z 制動強度 ； 1BF 前 軸車輪的地面制動力 ； 2BF 后軸車輪的地面制動力。 由式 （ 4.5） 、 式（ 4.6） 求得前、后軸車輪附著力 ： 212121( ) ( )( ) ( )gBggBghL GF G F L q hL L LhL GF G F L q hL L L （ 4.9） 前已指出，制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用，制動時汽車的方向穩定性均較為有利。此時的前、后輪制動器制動力 1F 和 2F 的關系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線。 在任何附著系數 的路面上，前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即 121122uuuzuzF F GFFFF 將（ 4.7）式代入上式，得 1212uuugF F GF b hF a h （ 4.10） 式中 ： 1uF 前軸車輪的制動器制動力， 1 1 1u xb zF F F； 2uF 后軸車輪的制動器制動力 ， 2 2 2u xb zF F F； 1xbF 前軸車輪的地面制動力； 2xbF 后軸車輪的地面制動力； 1Z ， 2Z 地面對前、后軸車輪的法向反力； G 汽車重力； a ， b 汽車質心離前、后軸距 離； gh 汽車質心高度。 消去變量 ，得 學院畢業設計（論文） 30 22 1 141 ( 2 )2gu u ugghLG G bF b F Fh G h （ 4.11） 如已知汽車軸距 L 、 質心高度gh、總質量 am 、質心的位置 b (質心 至后軸的距離 )，就可用式（ 4.11）繪制前、后制動器制動力的理想分配關系曲線，簡稱 I 曲線。圖 4.4 就是根據式（ 4.11）繪制的汽車在空載和滿載兩種工況的 I 曲線。 圖 4.4 I 曲線示意圖 根據方程組（ 4.30）的兩個方程也可直接繪制 I 曲線。假設一組 值（ 0.1,0.2,0.3, ,1.0） ,每個 值代入方程組（ 4.30），就具有一個交點的兩條直線，變化 值，取得一組交點，連接這些交點就制成 I 曲線，見 圖 4.5。 圖 4.5 理想的前、后制動器制動力分配 曲線 I 曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力的理想分配曲線。前、后車輪同時抱死時， 1 1 1u xbF F F ， 1 1 2u xbF F F ，所以 I 曲 學院畢業設計（論文） 31 線也是前、后車輪同時抱死時， 1F 和 2F 的關系曲線。 在本設計中，輕型貨車在滿載時的基本數據如下： 3300L 軸 距 mm， 6 5 % 2 1 4 5aL 質 心 距 前 軸 的 距 離mm， 1155b L a mm， ，汽車所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附著系數 =0.4，汽車滿載時的質心高度 930mmgh 。 將以上數據代入（ 4.10），得 1 1 1u xbF F F =7491.37N， 1 1 2u xbF F F =8698.23N， 1zF =18728.43N， 2zF =21745.58N。 （ 5） 具有固定比值的前、后制動器制動力 兩軸汽車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數。通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數 ，它可表示為 1FF （ 4.12） 式中， 1uF 為前制動器制動力； uF 為汽車總制動器制動力， 12uuF F F ， 2uF為后輪制動器制動力。故 1FF ， 2 1FF（ ） 且 12 1FF （ 4.13） 若用 21()uuF B F 表示，則其為一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為 1tan 它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡稱為 線 。 如圖 4.6 所示。 如圖 4.6 某載貨汽車的 I 曲線和 曲線 學院畢業設計（論文） 32 4.2 制動距離與制動減速度 計算 （ 1） 制動距離與制 動減速度 制動距離與汽車的行駛安全有直接關系，它指的是汽車速度為 0u 時，從駕駛員開始操控制動控制裝置到汽車完全停住為止所駛過的距離。制動距離與制動踏板力、路面附著條件、車輛載荷、發動機是否結合等許多因素有關。由于各種汽車的動力性不同，對制動效能也提出了不同的要求：一般轎車、輕型貨車行駛車速高，所以要求制動效能也高；重型貨車行駛速度低，要求就稍微低一點。 制動減速度是制動時車速對時間的導數，即 dudt。它反映了地面 制動力的大小，因此與制動器制動力及附著力有關。 在不同的路面上，由于地面制動力為 xb bFG 故汽車能達到的減速度（ m/s2 ）為 maxb bag 若允許汽車的前、后輪同時抱死，則 maxb sag 式中： G 汽車所受重力， N； s 滑動 附著系數；（ s =0.4） g 重力加速度， 9.8g m/s2； v 制動初速度， m/s； 代入數據得到 maxba =0.4 9.8=3.92 m/s2 （ 2）制動距離的分析 202 0m a x2213 . 6 2 2 5 . 9 2aabuSu a （ 4.14） 式中： 2 制動機構滯后時間， 單位 s；（ 0.2s 0.45s，計算時取 0.3s） 2 制動器制動力增長過程所需的時間， 單位 s；（ 一般為 0.2s） 2 制動器的作用時間，一般在 0.2s 0.9s 之間； v 制動初速度， m/s；計算時總質量 3.5t以 上 的汽車取 v =65km/h=18.1m/s； 代入數據得： 21 0 . 2 1 8 . 10 . 3 1 8 . 13 . 6 2 2 5 . 9 2 3 . 4 3 3 5S 6.4m 學院畢業設計（論文） 33 綜合國外有關標準和法規：進行制動效能試驗時的制動減速度 a ，載貨汽車應為 3.4 6.5 m/s 2； 相應的最大制動距離TS：貨車為 115/15.0 2vvST ，式中第一項為反應距離；第二項為制動距離，TS單位為 m； v 單位為 m/s。 代入數據得： 220 . 1 5 / 1 1 5 0 . 1 5 1 8 . 1 1 8 . 1 / 1 1 5TS v v 6.62m 顯然， STS，故本設計符合要求。 4.3 同步附著系數與 附著系數 利用率 計算 由 式 (4.13)可表達為 121uuFF (4.15) 上式在圖 4.3 中是一條通過坐標原點且斜率為 (1. )/ 的直線， 是 汽車 實際前、后制動器制動力分配線，簡稱 線。圖 4.6中 線與 I曲線交于 B點， B點處的附著系數 =0,則稱0為 同步附著系數 。 同步附著系數的計算公式是： 0 gLbh （ 4.16） 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 等于同步附著系數0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，可能有以下情況： (1)當 0， 線位于 I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發生后軸側滑使汽車失去方向穩定性。 (3)當0，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩定工況，但也失去轉向能力。 將以下數據 3300L m m軸 距 6 5 % 2 1 4 5aL 質 心 距 前 軸 的 距 離mm， 1155b L a mm，汽車所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附著系數 =0.4，汽車滿載時的質心高度 930mmgh 代入 式 （ 4.16） ，得 =0.4612 把 值代入式 (4.15)得： 學院畢業設計（論文） 34 tan =121uuFF =1.168； =49.43 為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數0的路面上制動 (前、后車輪同時抱死 )時，其制動減速度為 dudt qg 0 g，即 z = 0 ， z 為制動強度。而在其他附著系數 的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度 z ，這表明只有在 =0的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。 附著條件的利用情況 用 附著系數利用率 (附著力利用率 ) 表示 ： xbF zG (4.17) 式 中 ： xbF 汽車總的地面制動力； G 汽車所受重力； z 制動強度。 當 =0時， z =0， =1,利用率最高。 取 =1，則 z = =0=0.4 為保證汽車制動時的方向穩定性和有足夠的附著系數利用率，聯合國歐洲經濟委員會 (ECE)的制動法規規定，在各種載荷情況下， 輕型 汽車在 0 .1 5 0 .3z 的范圍內，前輪均應能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在 0.2 0.8z 的范圍內，必須滿足 z 0.1+0.85( .0.2)。 本 設計中， 0 .4 0 .2 2 7 5z （ 滿足要求 ） 根據所定的同步附著系數0， 由式（ 4.10）及式（ 4.13）得 0 gbhL （ 4.18） 01 gahL （ 4.19） 進而求得 1 0()x b x b gGF F G q b h qL （ 4.20） 學院畢業設計（論文） 35 2 0(1 ) (1 ) ( )x b x b gGF F G q a h qL （ 4.21） 當 =0時：11xbFF，22xbFF，故 xbFG ， z = ； =1 當 0時：可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即22xbFF。由 式（ 4.6）、式（ 4.7）、式（ 4.13）和式（ 4.15）得 110()xbgGLFLh （ 4.25） ghLLq)( 01 1 （ 4.26） ghLL)( 01 1 （ 4.27） 本設計中 汽車 的 值恒定 ，其0值小于可能遇到的最大附著系數 ， 使其在常遇附著系數范圍內 不致過低 。 在 0的良好路面 上緊急制動時，總是后輪先抱死。 4.4 制動器 的 最大制動力矩 為 保證汽車有良好的制動效能和穩定性，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 1zF , 2zF 成正比。由式 (4.10)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 11 0220uz gzugbhFFF F a h （ 4.28） 學院畢業設計（論文） 36 式中 ： a ,b 汽車質心離前、后軸距離 ； 0 同步附著系數； gh 汽車質心高度 。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 11u u eT F r （ 4.29） 22euuT F r 式中 ： 1uF 前軸制動器的制動力， 11 zuFF； 2uF 后軸制動器的制動力， 22 zuFF ； 1zF 作用于前軸車輪上的地面法向反力； 2zF 作用于后軸車輪上的地面法向反力； er 車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差，車速較低因而選取了較小的同步附著系數0值的汽車， 為了保證在0的良好的路面上（例如 =0.8）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度 z ），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力力矩為 11 m a x ()zu e g eGT F r b h rL （ 4.30） 2 m a x 1 m a x1uuTT （ 4.31） 對于選取 較 大0值 的汽車 ， 從保證汽車制動時的穩定性出發，來確定各軸的最大制動力矩。當0時，相應的極限制動強度 z ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 2 m a x ()u g eGT a z h rL (4.32) 1 m a x 2 m a x1uuTT (4.33) 式中 ： 該車所能遇到的最大附著系數； z 制動強度，由式 du zgdt 確定； er 車輪有效半徑。 本設計中，同步附著系數0的值為 0.4，所以應用式（ 4.24）、（ 4.25）進行計算。將以下數據 3300L m m軸 距 6 5 % 2 1 4 5aL 質 心 距 前 軸 的 距 離mm， 1155b L a mm，汽車所受的重力 34 . 1 3 9 . 8 1 0 4 0 4 7 4aG m g N，同步附著系數 =0.4，汽車滿載時的質心高度 930mmgh ，車輪有效半徑 0.37er N， 0.4612 。 學院畢業設計（論文） 37 代入式 （ 4.30）、（ 4.31） 中 ，得 1 m ax 2 7 7 1 .8uT Ng m 2 m ax 3 2 3 8 .2uT Ng m 一個車輪制動器 的最大制動力矩為上列計算結果的半值 。 4.5 制動器因素與制動蹄因素 計算 制動器因數 BF 的表達式 PfNfNBF /)(21 ，它表示制動器的效能， 又稱為制動器效能因數。其實 質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下 所能輸出的力或力矩，用于評價 不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 PRTBF f (4.34) 式中 : fT 制動器的摩擦力矩； R 制動鼓或制動盤的作用半徑； P 輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力 (或加于兩制動塊的壓緊力 )的平均值為輸入力。 對于 鉗盤式制動器 ， 兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為 P，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2f P（ f 為盤與制動襯塊間的摩擦系數 ） ，于是鉗盤式制動器的制動器因數為 fPfPBF 22 (4.35) 對于 鼓式制動器 （如圖 4.7 所示） ，設作用于兩蹄的張開力分別為 1P 、 2P ，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為 R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為1TfT和2TfT， 則兩蹄的效能因數即制動蹄因數分別為： RPTBF TfT 1 11 ； RPTBF TfT 2 22 （ 4.36） 學院畢業設計（論文） 38 圖 4.7 鼓式制動器的簡化受力圖 整個鼓式制動器的制動因數則為 RPPTTRPPTTPRTBF TfTfTfTff)()(2)(5.0 21 2121 21 （ 4.37） 當 PPP 21 時，則 2121 TTTfTf BFBFPRTTBF (4.38) 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設在張力 P 的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力 N如圖 26 所示作用于襯片的 B 點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為 N，為摩擦系數。 a， b， c， h， R 及 為結構尺寸 ，如圖 4.7 所示 。 對領蹄取繞支點 A 的力矩平衡方程，即 0P h N fc N b 由上式得領蹄的制動 因數 為 11TN f h fBFcPb fb （ 4.39） 當制動鼓逆轉時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力 Nf 的方向與圖 4.7所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點 A 的力矩平衡方程，即 0P h N fc N b 由上式得從蹄的制動蹄因數為 學院畢業設計（論文） 39 21TN f h fBFcPb fb （ 4.40） 由式 (3.39)可知：當趨近于占 b c 時，對于某一有限張開力 P，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數和制動器幾何尺寸的函數 。 通過上述對領從蹄式制動器制動蹄因數的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數值大，而從蹄則由于這 兩種力矩反向而使其制動蹄因數值小。兩者在 f =0.3 0.35 范圍內，當張開力 12PP 時，相差達 3 倍之多。 圖 4.8 給出了領蹄與從蹄的制動蹄因數及其導數對摩擦系數的關系曲線。由該圖可見，當 f 增大到一定值時，領蹄的 1TBF 和1 /TdBF df 均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開 力 1P ，制動力矩將迅速增至極大的數值，此后即使放開制動踏板，領蹄也不能回位而是一直保持制動狀態，發生 “自鎖 ”現象。這時只能通過倒轉制動鼓消除制動。領蹄的 1TBF 和 1 /TdBF df隨 f 的增大而急劇增大的現象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的 2TBF 及 2 /TdBF df 隨f 的增大而減小的現象稱為自行減勢作用。 圖 4.8 制動蹄因數 BF 及其導數 /dBF df 與摩擦系數的關系 1.領蹄 2.從蹄 在制動過程中，襯片 (襯塊 )的溫度、相對