《輪式制動(dòng)系設(shè)計(jì)講訴》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《輪式制動(dòng)系設(shè)計(jì)講訴（38頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 第九章 輪式制動(dòng)系設(shè)計(jì) 重點(diǎn)：制動(dòng)性能與制動(dòng)過程分析，蹄式制動(dòng)器設(shè)計(jì)。難點(diǎn)： I 曲線、β曲線、 f 組及 r 組曲線。 4 學(xué)時(shí)。 制動(dòng)系是機(jī)械底盤的一個(gè)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(dòng)裝置可分為行車，駐車，應(yīng)急和輔助制動(dòng)四種裝置，任何一套制動(dòng)裝置都由制動(dòng) 器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)兩部分組成。 行車制動(dòng)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(dòng)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(dòng)裝置

2、常用機(jī)械驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，而不用氣壓或液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)；應(yīng)急制動(dòng)裝置是 行車制動(dòng)裝置發(fā)生故障時(shí)的后備制動(dòng)裝置， 它可以是獨(dú)立的應(yīng)急制動(dòng)系統(tǒng)或利用行車制動(dòng) 系中未發(fā)生故障的部分或駐車制動(dòng)系來完成；輔助制動(dòng)裝置通過裝設(shè)緩速器等制動(dòng)裝置，實(shí)現(xiàn)機(jī)械下長(zhǎng)坡時(shí)保持穩(wěn)定車速的作用，并減輕或者解除行車制動(dòng)裝置的負(fù)荷。 第一節(jié) 制動(dòng)性能及制動(dòng)過程分析 一、制動(dòng)時(shí)車輪受力 機(jī)械受到一個(gè)與行駛方向相反的外力時(shí)，才能從一定的速度制動(dòng)到較小的車速或直至停車，這個(gè)外力只能由地面提供，稱為地面制動(dòng)力。地面制動(dòng)力越大，制動(dòng)減速度越大，制動(dòng)距離就越短。工程機(jī)械的總制動(dòng)力是由各制動(dòng)車輪制動(dòng)力

3、組合而成。 一般在制動(dòng)前，已中斷發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系的動(dòng)力傳遞，車輪無驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩的作用?，F(xiàn)就單個(gè)車輪在制動(dòng)過程中受力情況如圖 12-1 所示，若忽略滾動(dòng)阻力矩和減速時(shí)的慣性力矩，力矩平衡得到： M r PB rd 式中 PB ——地面制動(dòng)力； M r ——制動(dòng)器的摩擦力矩； rd —— 車輪輪胎的動(dòng)力半徑。 地面制動(dòng)力是使機(jī)械制動(dòng)而減速行駛的外力，但是地面制動(dòng)力取決于兩個(gè)摩擦副的摩擦力：一是 制動(dòng)器內(nèi)制動(dòng)蹄摩擦片與制動(dòng)鼓間的摩擦力；另一 個(gè)是輪胎與地面間的摩擦力即附著力。也就是說， 地面制動(dòng)力取制動(dòng)器制動(dòng)力和附著力中的較小者。 

4、 從 圖 12-1 車輪制動(dòng)受力圖 Fμ PB P po 制動(dòng)系油壓 踏板力 圖 12-2 制動(dòng)過程中，地面制動(dòng)力，制動(dòng)器制動(dòng)力和附著力的關(guān)系 238 在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力稱為制 動(dòng)器制動(dòng)力，以符號(hào) F 表示。顯然 F M r （12-1 ） rd 制動(dòng)器制動(dòng)力僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器的型式，結(jié)構(gòu)尺寸，制動(dòng) 器摩擦副的摩擦系數(shù)

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

6、 Gd 時(shí)，車輪即抱死而出現(xiàn)拖滑現(xiàn)象。 制動(dòng)系壓力 p po 時(shí)，制動(dòng)器制動(dòng)力 F 由于制動(dòng)器摩擦力矩的增長(zhǎng)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(dòng)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(dòng)力首先取決于制動(dòng)器制動(dòng)力，但同時(shí)受地面附著條件的限制。所以只有機(jī)械具有足夠的制動(dòng)器制動(dòng)力，同時(shí)地面又能提供高的附著力時(shí)，才能獲得足夠的地面制動(dòng)力。 則 amax G d g （12-2） G d / g 由于 1 ，所以最大減速度亦必小于

7、 g， a / g ，簡(jiǎn)稱減速系數(shù)。 為了保證車輪運(yùn)動(dòng)方向的穩(wěn)定性， 要求制動(dòng)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R G d ，即必需 使地面制動(dòng)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(shí)的最大地面制動(dòng)力為： PB Gd2 2 Y 2 當(dāng)?shù)孛嬷苿?dòng)力為 PB 時(shí)，車輪能承受的最大側(cè)向力 則為：

8、 Ymax Gd2 2 PB2 由此可以看出：制動(dòng)時(shí)，若轉(zhuǎn)向輪被“抱死”，會(huì)使其失去轉(zhuǎn)向能力；若驅(qū)動(dòng)輪被“抱死”，則 Ymax=0 ，這時(shí)車輪受到任意小的橫向力都將使車輪運(yùn) 動(dòng)偏離原來的方向而側(cè)向滑動(dòng)。此外，車輪制動(dòng)“抱 死”后，車輪滑移的動(dòng)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(jiǎn)圖 步減小，并使輪胎磨損加劇。所以，除非在緊急制動(dòng) 情況下，車輪的設(shè)計(jì)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩不應(yīng)使其“抱死”，以免車輪發(fā)生側(cè)滑和輪胎過早磨損的現(xiàn) 239

9、 象。 二、整機(jī)理想的前后橋車輪制動(dòng)力的分配 車輛靜止時(shí)，前后橋車輪垂直載荷的分配分別為 GSF , GSR ，如圖 12-4 a）所示。 GSF Gs LR L 12-3） LF GSR Gs L H 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(dòng)時(shí)，作用在離地面高度為 面制動(dòng)力形成力偶，使前后橋垂直載荷重新分配如

10、圖 3-10-4 b ）所示 GDF GSF Gs aH 1 （12-4） g L GDR GSR Gs aH 1 （12-5） g L 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(dòng)載荷； H ——車輛重心高度； L——軸距； LF —— 重心至前橋軸線距離； LR ——重心至后橋軸線距離； a —— 制動(dòng)減速度； g—

11、— 重力加速度。 每個(gè)車輪制動(dòng)器所產(chǎn)生的地面制動(dòng)力 圖 12-4 前后橋載荷分配圖 小于該車輪的附著力時(shí)，即 PB < Gd ，地面制動(dòng)力 PB 與制動(dòng)器所產(chǎn)生的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩成正比 關(guān)系。但是，如果地面制動(dòng)力已達(dá)到極限值即附著力， PB max Gd ，那么即使制動(dòng)器制 動(dòng)轉(zhuǎn)矩增加亦不能使 PB 值增加。所以車輛制動(dòng)時(shí)，只有當(dāng)前后車輪的地面制動(dòng)力同時(shí)接近各自的 G d 值時(shí)，制動(dòng)效果最好，制動(dòng)系的效率最高，即前后橋每個(gè)車輪與地面產(chǎn)生 的地面制動(dòng)力同時(shí)滿足： PBF GDF PBR G DR

12、 這時(shí)可得到最大的減速度 amax ，換句話說， 就是要求前后橋每個(gè)車輪產(chǎn)生的地面制動(dòng)力保 持下列關(guān)系： PBF GDF LR H g PBR G DR （ 12-6） LF H g 同時(shí) PB PBF PBR ，消去參變量 ，可得： 240 PBR I (PBF ) （ 12-7） 式（ 12-7）畫成的曲線即為前，后車輪同時(shí)抱死時(shí)前，后輪地面制動(dòng)力分配曲線，亦是理 想的前，后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線，簡(jiǎn)稱 I

13、 曲線。 實(shí)際上用解析法消去參變量 得到的 PBR I ( 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(dòng)器制動(dòng)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(dòng)器制動(dòng)力理想分配曲線。 三、具有固定比值的

14、前，后制動(dòng)器制動(dòng)力及同步附著系數(shù) 一般兩軸式機(jī)械的前， 后制動(dòng)器制動(dòng)力之比為一固定常值。 常用前制動(dòng)器制動(dòng)力與機(jī) 械總制動(dòng)器制動(dòng)力之比來表明分配的比例。 稱為制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)， 并以符號(hào) 表示。 即 F F （ 12-8） F 式中 F F —— 前制動(dòng)器制動(dòng)力； F —— 機(jī)械總制動(dòng)器制動(dòng)力， F F F F R , F R 為后制動(dòng)器制動(dòng)力。 所以 F F F , F R

15、(1 ) F 且 F F （12-9） F R 1 241 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： 1 tg 這條直線稱為實(shí)際前，后制動(dòng)器制動(dòng)力分配 線，簡(jiǎn)稱 線。 值恒定的制動(dòng)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)理想制動(dòng)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(dòng)

16、器制動(dòng)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(dòng)時(shí)才能使前后 車輪同時(shí)抱死。所以同步附著系數(shù)是設(shè)計(jì)制 動(dòng)系的一個(gè)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β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(dòng)，此時(shí)前，后輪同時(shí)抱死拖滑。則： F F PBF PF , F R PBR P R , FPB P 0 Gs 所以

17、 F F PBF LR 0 H F R 1 PBR LF 0 H 經(jīng)整理，得： 0 L LR （ 12-10 ） H 或 0 H LR （ 12-11） L 12-10）確定同步附著系數(shù) 可見，確定了制動(dòng)器制動(dòng)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

18、動(dòng)器制動(dòng)力在前，后橋上的分 配系數(shù)。 四、機(jī)械在各種路面上制動(dòng)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(shí)的前，后輪地面制動(dòng)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(shí)的前，后輪地面制動(dòng)力的分配關(guān)系。 先求 f 線組，當(dāng)前輪抱死時(shí) PBF GsL R PB H GDF L L 由于 PB PBF PBR 故 2

19、42 PBF GsL R PBFPBR H L L 整理得 PBR L H PBF Gs LR H H 其圖線如圖 12-7 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(dòng) 力尚未達(dá)到附著極限值時(shí)，前橋附著力與后橋地面制動(dòng)力間的關(guān)系。 圖

20、12-7 f 線組和 r 線組 再求 r 線組，當(dāng)后輪抱死時(shí) PBR G DR G sLF PB H L L 以 PB PBF PBR 代入，并經(jīng)整理，得 PBR H PBF G sLF LH H L 243 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(dòng) 力尚未達(dá)到附著極限值時(shí)，后橋附著力與前橋地面制動(dòng)力間的關(guān)系。 對(duì)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)

21、。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(dòng)力均已達(dá)到極限值，即使再增大制動(dòng)器制動(dòng)力，前后橋地面制動(dòng)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(dòng)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

22、恒定的機(jī)械在不同路面上制動(dòng)過程分析 當(dāng) < 0 時(shí)，設(shè) =0.3，則制動(dòng)開始時(shí)，前后制動(dòng)器制動(dòng)力 F F , F R 按 線上升。因 前后輪均未抱死，故地面制動(dòng)力 PBF , PBR 也按 線上升。到 A 點(diǎn)時(shí)， 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(shí)， F F , F R 仍按 線上升， PBF , PBR 將沿 f 線變化，前輪地面制動(dòng)力 PBF 將不再等于制動(dòng)器制動(dòng)力 F F ，僅因制動(dòng)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(dòng)力 PBR 等于后

23、地面制動(dòng)力 PBR 等于后輪制動(dòng)器制動(dòng)力 F R 。當(dāng) F F , F R 至 A 點(diǎn)時(shí)，f 線與 I 曲線相交， PBR 244 達(dá)到后輪抱死時(shí)的地面制動(dòng)力 （也就是后橋的附著力） ，這時(shí)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 路面上制動(dòng)時(shí)，為獲得最大減速度總是前輪先抱死接著后輪再抱 死，從而使機(jī)械失去轉(zhuǎn)向能力。 當(dāng) > 0 時(shí)，設(shè) =0.7，則制動(dòng)開始時(shí)，前后制動(dòng)器制動(dòng)力 F F , F

24、R 按 線上升。因 前后輪均未抱死，故地面制動(dòng)力 PBF , PBR 也按 線上升。到 B 點(diǎn)時(shí)， 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(shí)， F F , F R 仍按 線上升， PBF , PBR 將沿 r 線變化，后輪地面制動(dòng)力 PBR 將不再等于制動(dòng)器制動(dòng)力 F R ，僅因制動(dòng)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(dòng)力等于前輪制動(dòng)器 制動(dòng)力 F F 。當(dāng) F F , F R 至 B 點(diǎn)時(shí)， r 線與 I 曲線相交， PBF 達(dá)到前輪抱死時(shí)的地面制動(dòng) 力（也就是前

25、橋的附著力），這時(shí)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 。 可見，機(jī)械在 > 0 路面上制動(dòng)時(shí)，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(shí)，不言而喻，機(jī)械在制動(dòng)時(shí)前后輪將同時(shí)抱死，從而獲得最大減速度。 第二節(jié) 制動(dòng)器設(shè)計(jì) 制動(dòng)器按其直接制動(dòng)對(duì)象， 可分為車輪制動(dòng)器和中央制動(dòng)器， 前者用來進(jìn)行行車制動(dòng)，后者制動(dòng)傳動(dòng)軸或變速器輸出軸，一般用來應(yīng)急制動(dòng)和駐車制動(dòng)?，F(xiàn)在中，高級(jí)轎車

26、及部 分總重在 15 kN 以下的貨車上， 多在后輪制動(dòng)器上附加手動(dòng)機(jī)械式驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)， 使之兼起駐 車制動(dòng)和應(yīng)急制動(dòng)的作用，而取消了中央制動(dòng)器。 就其耗散能量的方式區(qū)分，制動(dòng)器有摩擦式，液力式，電磁式等幾種。電磁式制動(dòng)器 作用滯后小，易于連接且接頭可靠，但價(jià)格高，目前只有一部分重型車及汽車列車用作車輪制動(dòng)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(dòng)器。 摩擦式制動(dòng)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(dòng)裝置 中，大多采用裝在車輪內(nèi)的蹄式制動(dòng)器，盤式制動(dòng)器近年來得到很快的發(fā)展。帶式的只用 作中央制動(dòng)器。

27、 在評(píng)比不同結(jié)構(gòu)型式制動(dòng)器的效能時(shí)， 常用制動(dòng)器效能因數(shù) K 表示其效能。 K 一般可 定義為在制動(dòng)鼓或盤的作用半徑上所得的摩擦力與輸入力之比。 若制動(dòng)器輸出的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩 為 M r ，則在制動(dòng)鼓或制動(dòng)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(dòng)蹄的張開力（或兩制動(dòng)塊的壓緊力）的平均值 P ( P1 P2 ) / 2 ，則制動(dòng)器效能因 數(shù)為： M r / R M r （ 12-12） K PR P 一、

28、蹄式制動(dòng)器設(shè)計(jì) 蹄式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)如圖 12-9 所示，制動(dòng)蹄在張開力作用下繞其支承點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，若轉(zhuǎn)動(dòng)方 245 向與制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向相同，這樣的制動(dòng)蹄稱為領(lǐng)蹄；若轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向相反，這樣的制動(dòng)蹄稱為從蹄。 圖 12-9 蹄式制動(dòng)器 圖 12-10 簡(jiǎn)化后的制動(dòng)蹄受力圖 蹄式制動(dòng)器一般有兩個(gè)制動(dòng)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 : K

29、 K  M rt1 h1 h1 R t 1 a1 a1 P1 R R R M rt 2 h2 h2 R t 2 a2 a2 P2 R R R 若 P1 P2 P ，則蹄式制動(dòng)器效能因數(shù)為： M rt 1 M rt 2 K t ! K t 2 K PR 效能因數(shù)對(duì) 的導(dǎo)數(shù)為： dK d dK d  a1 h1

30、 h1 a1h1 t1 R R R R2 a1 2 2 a1 R R a2 h2 h2 a2 h2 t 2 R R R R2 a2 2 2 a2 R R 246 由上列公式可得出， 領(lǐng)蹄由于摩擦力對(duì)蹄支點(diǎn)造成的轉(zhuǎn)矩與張開力對(duì)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 P2 P ， 設(shè) h1

31、 / 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(dòng)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(dòng)轉(zhuǎn)矩約為從蹄 所產(chǎn)生的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩的三倍；并且隨著 的增大，領(lǐng)蹄的效能因數(shù) K t1 及其 d K t1 / d 都急 劇增長(zhǎng)，這稱為自行增勢(shì)作用，因而領(lǐng)蹄也稱為增勢(shì)蹄。當(dāng) 值增大到一定值（本例 中為 a1 / R 0.7 ）時(shí)（見圖 12-11）， K t1 及其 d K t1 / d 都趨于無窮大，這意味著 此時(shí)只要施加一個(gè)極小的張開力 P，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩將迅速

32、增加到極大的數(shù)值，以致此后即使放開制動(dòng)踏板，使 P 降為零，領(lǐng)蹄也不能回位，而是與制動(dòng)鼓固著，保持制動(dòng)狀態(tài)。這種現(xiàn) 象稱為自鎖。發(fā)生自鎖后，只有使制動(dòng)鼓倒轉(zhuǎn)，才能撤除制動(dòng)。反之，當(dāng) 增大時(shí)，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(shí)， K t 2 1 而 d K t 2 / d0。 故從蹄具有自行減勢(shì)作用，因而也稱為減勢(shì)蹄。 圖 12-11 制動(dòng)蹄效能因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與磨擦系數(shù)的關(guān)系

33、 蹄式制動(dòng)器按制動(dòng)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(dòng)器中，兩蹄的支承端為浮動(dòng)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?。▓D 12-12 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(shì)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（或主要張開力），故次

34、領(lǐng)蹄 的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩能大到主領(lǐng)蹄制動(dòng)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 。 基本尺寸比例相同的各種蹄式制動(dòng)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(dòng)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

35、 圖 12-12 蹄式制動(dòng)器示意圖 雙領(lǐng)蹄式和雙從蹄式制動(dòng)器， 由于結(jié)構(gòu)的中心對(duì)稱性，因而兩蹄對(duì)制動(dòng)鼓的法向壓力和單位面積摩擦力的分布也是中心對(duì)稱的， 因而兩蹄對(duì)鼓作用的合力恰好互相平衡。故這兩種都屬于平衡式制動(dòng)器。 其余各種制動(dòng)器都不能保證這種平衡， 因而是非平衡式。 非平衡式制動(dòng)器將對(duì)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(dòng)器主要元件有關(guān)參數(shù)確定 制動(dòng)鼓內(nèi)徑從提高制動(dòng)效能和增加散熱能力出發(fā)

36、， 應(yīng)盡量采用大直徑， 但它受輪輞內(nèi)徑的限制， 制動(dòng)鼓與 輪輞之間應(yīng)有足夠的間隙， 一般輪輞內(nèi)徑比制動(dòng)鼓外徑 大 100 mm 左右。 制動(dòng)鼓一般以灰鑄鐵鑄造，其壁厚約為 11 ~ 13 圖 12-13 鼓式制動(dòng)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(dòng)蹄一般采用 T 型或山字型斷面，用鋼板焊

37、接， 鉚接而成，大型制動(dòng)蹄可用可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄成。中， 小型制動(dòng)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(dòng)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(duì)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(shí)磨損最小， 制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。若包角過 小雖然有利于散熱，

38、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(duì)減小單位壓力的作用并不大， 容易使制動(dòng)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(dòng)鼓全面接觸。一般寬度與制動(dòng)鼓直徑的比值 b / D 為 0.16 ~ 0.26 ，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量按 照國(guó)產(chǎn)摩擦襯片規(guī)格選擇 b 值。 對(duì)于制動(dòng)器中心到張開力 P 作用線的距離 e，在保證輪缸或制動(dòng)凸輪能夠布置于制動(dòng)

39、鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 e 盡可能大，以提高制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫定 e=0.8R 左右 ; 對(duì)于制動(dòng)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(shí)也可暫定 a=0.8R 左右。 2．用效能因數(shù)法求蹄式制動(dòng)器制動(dòng)轉(zhuǎn)矩 設(shè)制動(dòng)蹄的制動(dòng)力和效能因數(shù)分別為 M r 和 K t ，輸入張開力為 P，制動(dòng)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(dòng)器效能因數(shù) K t1 cos 1

40、 cos sin 支 領(lǐng) 式中： 點(diǎn) tg 1 , 為摩擦系數(shù)， 固 2 1 ， 2 定 蹄 1 sin ， tg tg sin 的 ， 制 h / R ， a 2 b2 / R ， 4 sin l 0 / R 2 sin 249 動(dòng)

41、 K t2 從 cos 蹄 cos sin 1 式中： , , , , , , 參數(shù) 蹄 的定義同上。 K t1 浮  1 cos sin 領(lǐng) 式中： tg 1 , 為摩擦系數(shù)， 式 0 2 2 h / R ， 蹄 a / R ， 制  ， 4 sin l 0 / R

42、2 sin 動(dòng) 從 K t 2 cos 1 sin 式中： , , , , 參數(shù)的定義 蹄 蹄 同上。 0 2 2 效能因數(shù) K t 是無因次系數(shù)。對(duì)于一定結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)器，只要已知制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向， 制動(dòng)蹄的主要幾何參數(shù)的相對(duì)值（即這些參數(shù)與制動(dòng)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，

43、R 或 K t 。 下面列出一些典型結(jié)構(gòu)的制動(dòng)器效能因數(shù)的求法于表 12-1 250 增力蹄的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩計(jì)算方法， 其左蹄與浮式制動(dòng)蹄相同， 其右蹄可按固定支點(diǎn)制動(dòng)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： Q P cos sin 式中 , , , , , 參數(shù)的定義同浮式領(lǐng)蹄。 3．制動(dòng)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：

44、 M r （ 12-14） p0 bR2 式中 M r ——一個(gè)制動(dòng)蹄的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩； ——摩擦系數(shù)； b——摩擦片寬度； R——制動(dòng)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(dòng)時(shí)， 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(dòng)時(shí)車輛的初始速度有關(guān)，間的摩擦功，可按下式計(jì)算： Gs 2 l A 0

45、2g(36. ) 2 F  l A 有關(guān)。 l A 愈大則磨損愈快。而單位面積設(shè)車輛的動(dòng)能全部轉(zhuǎn)化為制動(dòng)蹄片和制動(dòng)鼓之 Gs 20 （12-15 ） 254 F 式中 Gs ——機(jī)械總重， N； 0 ——制動(dòng)開始時(shí)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 l A 的統(tǒng)計(jì)值，設(shè)計(jì)時(shí)可與同類機(jī)型的機(jī)械比較而定。 制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)器

46、將車輛的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能，大部分被制動(dòng)鼓所吸收，使制動(dòng)鼓溫度升高。溫度過高會(huì)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(dòng)鼓產(chǎn)生裂紋。因此，設(shè)計(jì)時(shí)必須對(duì)制動(dòng)器的溫升進(jìn)行驗(yàn)算。 假定動(dòng)能由 n 個(gè)制動(dòng)器均分，則制動(dòng)鼓的溫升為： Gs 02 （12-16） t 254nc1gT 式中 n——有制動(dòng)器的車輪數(shù)目； t —— 制動(dòng)鼓溫升（ K ）； c1 ——制動(dòng)鼓的比熱，對(duì)鋼和鑄鐵可取0.525 J / (kg.K) ； gT ——制動(dòng)器零件（主要是制動(dòng)鼓）的質(zhì)量（ kg）。 251 車

47、輛從速度 0 =30 km / h 制動(dòng)到完全停止，制動(dòng)鼓的溫升不超過 15 K 。 二、盤式制動(dòng)器設(shè)計(jì) 盤式制動(dòng)器有鉗盤式（或稱點(diǎn)盤式）和全盤式兩類。鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩是由一 對(duì)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(dòng)器有固定夾鉗式（圖 12-14 a）和浮動(dòng)式（圖 12-14 b,c）。為了獲得較大的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩，在一些重型 工程機(jī)械上采用了全盤式制動(dòng)器（圖 12-15），這種全盤濕式制動(dòng)器是由一組旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)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(dòng)器。

48、 12-14 鉗盤式制動(dòng)器 a） 固定鉗式； b）滑動(dòng)鉗式； c）擺動(dòng)鉗式 鉗盤式制動(dòng)器與蹄式制動(dòng)器相比，它具有以下優(yōu)點(diǎn)：因制動(dòng)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(dòng)器因無增勢(shì)作用，制動(dòng)效能受摩擦系數(shù)變化的影響較小，因此，制動(dòng)器的熱穩(wěn)定性較好，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩僅與輪缸油壓成比例，制動(dòng)較平順，在連續(xù)多次使用情況下，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩變化很小，甚至在惡劣工況下，仍能正常使用；另外，鉗盤式制動(dòng)器本身結(jié)構(gòu)具有自動(dòng)調(diào)整制動(dòng)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(dòng)摩擦襯片磨損均勻，使用壽命比較長(zhǎng)。 重

49、型車輛制動(dòng)器， 尤其是重型作業(yè)機(jī)械的制動(dòng)器，工作條件惡劣，使用頻繁，蹄式制動(dòng)器的使用壽命往往滿足不了要求，所以鉗盤式制動(dòng)器在各種重型車輛上已得到廣泛應(yīng)用。 1．鉗盤式制動(dòng)器制動(dòng)轉(zhuǎn)矩 鉗盤式制動(dòng)器制動(dòng)轉(zhuǎn)矩為： M r 2 PR （ 12-17） 式中 P——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力；  圖 12-15 全盤式制動(dòng)器 1—橋殼； 2—活塞； 3—液壓缸； 4—固定盤； 5—旋轉(zhuǎn)盤； 6—輪轂；

50、 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(dòng)盤之間的單位壓力為 p ，摩擦 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(duì)制動(dòng)盤中心的轉(zhuǎn)矩為 pR2 dRd ，則單側(cè)制動(dòng)塊加于制動(dòng)盤的制動(dòng) 轉(zhuǎn)矩應(yīng)為： M r R2 pR 2 dRd 2 3 3 ) 圖 12-16 鉗盤式制動(dòng)器的作用半 R1 p( R2 R1

51、 2 3 徑計(jì)算參考圖 單側(cè)襯塊加于制動(dòng)盤的總摩擦力為： P R2 pRdRd p( R22 R12 ) R1 故有效半徑 Re M r 2( R23 R13 ) （ 12-18 ） 2 P 3( R22 R12 )

52、 可見， Re 即扇形摩擦襯片表面的面積中心至制動(dòng)盤中心的距離。 取平均半徑 R R1 R2 ，及 m R1 ，上式也可寫成 m 2 R2 Re 4 1 R1 R2 2 R1 R2 4 1 m 2 Rm 3 ( R1 R2 ) 2 3 (1 m) 因?yàn)?m < 1 ， m 1

53、 Rm ，且 m 愈小則兩者差值愈大。 m)2 , 故 Re (1 4 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(duì)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(dòng)液壓為 pc ，則摩擦片承壓面積上單位面積壓力為： Ac pc （ 12-19） p R12

54、 ) ( R22 2．鉗盤式制動(dòng)器有關(guān)參數(shù)確定 鉗盤式制動(dòng)器的結(jié)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(duì)制動(dòng)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(dòng)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(dòng)器除了對(duì)制動(dòng)轉(zhuǎn)矩要進(jìn)行驗(yàn)算外， 還要對(duì)制動(dòng)器的磨損和溫升等進(jìn)行驗(yàn)算，并對(duì)主要零件進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的校核。

55、 第三節(jié) 制動(dòng)力的調(diào)節(jié) 為了防止后輪抱死而發(fā)生危險(xiǎn)的側(cè)滑， 機(jī)械制動(dòng)系的前后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線 （ 線）總應(yīng)在理想的制動(dòng)力分配曲線（ I 曲線）下方。為了減少前輪失去轉(zhuǎn)向能力的機(jī)會(huì)和 提高制動(dòng)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(dòng)器制動(dòng)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(gè)觀點(diǎn)， 在現(xiàn)代機(jī) 械的制動(dòng)系統(tǒng)中裝有各種壓力調(diào)節(jié)裝置，以改變后輪制動(dòng)器制動(dòng)油壓來達(dá)到這個(gè)目的。 壓力調(diào)節(jié)裝置多裝在后輪制動(dòng)管路中， 其作用是當(dāng)前輪制動(dòng)管路壓力增長(zhǎng)到一定程度以后，即自動(dòng)限止或節(jié)制后輪制動(dòng)管路壓力的增

56、長(zhǎng)。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(dòng)力調(diào)節(jié)裝置評(píng)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(dòng)液（其壓力等于前制動(dòng)管路壓 力 p1 ）輸入限壓閥，通過開啟著的閥門輸出至后制動(dòng)輪缸。設(shè)輸出壓力為 p2 ，則此時(shí) p1 = p2 。輸入壓力 p1 同時(shí)也作用在閥門活塞上，當(dāng) p1 升高到某一定值 pS 時(shí)，其對(duì)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(dòng)管路 壓力 p1 即使繼續(xù)升高，后制動(dòng)管路的壓力 p2 仍保持上述定值 pS 不變

57、。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)際裝載情況的變化 而自動(dòng)改變。 254

58、 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(dòng)管路壓力 p1 繼續(xù)增長(zhǎng)時(shí)，后制 動(dòng)管路壓力 p2 仍可隨之增長(zhǎng)，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-

59、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(dòng)狀況有關(guān)，當(dāng)滑轉(zhuǎn)率 = 10% ~ 20% 時(shí)，有 著最大的附著力；而車輪完全抱死， = 100% 時(shí)，附著力反而有所下降。一般的制動(dòng)系， 包括裝有調(diào)節(jié)閥能改變線的制動(dòng)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(dòng)過程中機(jī)械對(duì)制動(dòng)的要求， 已研制出多種自動(dòng)防抱 255 裝置（ Autilock Braking System ），簡(jiǎn)稱為

60、ABS 系統(tǒng)。該系統(tǒng)在緊急制動(dòng)時(shí)，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(dòng)狀態(tài)，即滑轉(zhuǎn)率 為 10% ~ 20% 的狀態(tài)。 從而使機(jī)械在制動(dòng)時(shí)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(dòng)效能，提高制動(dòng)減速度和縮 短制動(dòng)距離。 防抱制動(dòng)裝置是在原有的液壓或氣壓制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)，如圖 12-20 所示。 應(yīng)該指出， ABS 系統(tǒng)對(duì)常規(guī)制動(dòng)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，

61、在這種情況下， ABS 系統(tǒng)就停止工作。因此，在討論防抱制動(dòng)系 統(tǒng)時(shí)，一般只分析原制動(dòng)系統(tǒng)以外的三個(gè)部分：傳感器，電子控制器和壓力調(diào)節(jié)閥。 圖 12-20 Besch 防抱制動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖 （ 1）輪速傳感器 目前用得最多的是電磁式非接觸傳感器， 它由圖 12-21 所示 的兩部分組成。 一部分是裝在車輪上隨其轉(zhuǎn)動(dòng)的帶齒部分； 另一 部分是永久磁鐵和感應(yīng)線圈組成的電磁傳感器。后 者感受著通過齒輪四周的磁通量變化而輸出電壓脈

62、沖， 其脈沖頻 率與電壓成正比， 將其整形放大送入控制器后， 便可處理成為車 輪角減速度信息。 （ 2）自動(dòng)壓力調(diào)節(jié)器 一般多為電磁調(diào)節(jié)閥。在 ABS 系統(tǒng)中，不論是氣動(dòng)或是液壓制動(dòng)，都是靠控制器送來信息控制電磁閥動(dòng)作，從而調(diào)節(jié)制 動(dòng)力減弱或加強(qiáng)，使車輪的滑轉(zhuǎn)率接近于最佳值。 由圖 12-21 可知，在正常制動(dòng)時(shí)，液力蓄能器的高壓油將 球閥 3 推開，高壓油作用在減壓活塞 1 上方，使球閥 2 處于常 開狀態(tài)，制動(dòng)分泵與制動(dòng)總泵直接相通。制動(dòng)過程中，控制器 

63、 圖 12-21 磁電感應(yīng)式角速度傳感器 1—旋轉(zhuǎn)齒輪； 2—繞組； 3—永久磁鐵； 4—輸出 端；5—鐵芯； 6—磁能量 256 不斷分析傳感器測(cè)出的車輪運(yùn)動(dòng)參數(shù)， 若判斷出車輪即將出現(xiàn)抱死時(shí)， 立即由控制器給壓 力調(diào)節(jié)器發(fā)出電脈沖信號(hào)，使電磁線圈產(chǎn)生吸力，鐵芯連同細(xì)桿相右移動(dòng)，頂死球閥 3。 關(guān)閉液力蓄能器的高壓油道， 同時(shí)使減壓活塞上方與低壓泄油道相通而上移， 球閥 2 關(guān)閉， 分泵油壓與低壓泄油道相通，油壓降低，使制動(dòng)器制動(dòng)力下降。松開制動(dòng)器后，車輪轉(zhuǎn)速 增加，當(dāng)角加速度達(dá)到設(shè)定的門限值時(shí)，控制器又發(fā)出指令，切斷電

64、磁線圈電流，在液力 蓄能器高壓油的作用下， 鐵芯連同細(xì)桿相左移動(dòng)， 球閥 3 關(guān)閉減壓活塞上方與低壓泄油道 的通道，液力蓄能器中高壓迫使減壓活塞下移，頂開球閥 2，分泵壓力重新上升，又開始 制動(dòng)，如此循環(huán)，直至停車。 （ 3）電子控制器 電子控制器實(shí)際上就是一種微型計(jì)算機(jī)， 工作時(shí)，它不斷地從傳感器里追蹤輪速信息， 通過計(jì)算和比較來檢查不正常的輪軸條件， 據(jù)此作出電磁閥需要操作的決定， 以調(diào)節(jié)制動(dòng) 壓力阻止制動(dòng)器抱死或使其解除控制。 對(duì)于防抱系統(tǒng)來說， 根據(jù)那些運(yùn)動(dòng)參數(shù)來判斷車輪即將抱死應(yīng)進(jìn)行減壓或抱死現(xiàn)象已消失需要重新制動(dòng)是很重要的。一般常用的

65、運(yùn)動(dòng)參數(shù)有：車輪角減（或加）速度與車輪半徑的乘積，車輪角速度減少量，汽車減速度等。 目前汽車防抱制動(dòng)系統(tǒng)常采用以下三種控制方式： 邏輯門限值控制方式 （或稱雙位控制），最優(yōu)控制及滑動(dòng)變結(jié)構(gòu)控制。 思考題與習(xí)題 1．單個(gè)車輪最佳制動(dòng)工況是什么？整機(jī)最佳制動(dòng)工況又是什么？ 2．某汽車滿載時(shí)總重 G = 53 kN ，同步附著系數(shù) 0 = 0.39 ，路面附著系數(shù) = 0.3 時(shí) 需要的最大制動(dòng)器制動(dòng)力為 F = 16.2 kN ，當(dāng)路面附著系數(shù) = 0.7 時(shí)需要的最大制動(dòng)器制 動(dòng)力為 F =43.6 kN ，試求當(dāng) =

66、0.3， = 0.7 及 = 0 時(shí)制動(dòng)系效率并分析為何 = 0 時(shí)效 率最高？ 3．已知某汽車滿載時(shí)重心高度 h = 1250 mm ，重心至前軸線距離 LF = 2315 mm ，重 心至后軸線距離 LR = 985 mm ，同步附著系數(shù) 0 = 0.39 ，求制動(dòng)器制動(dòng)力在前，后軸上的 分配系數(shù) ？ 4．已知某汽車在滿載時(shí)重心高度 h = 1320 mm ，重心至前軸線距離 LF = 3100 mm ， 重心至后軸線距離 LR = 1075 mm，制動(dòng)器制動(dòng)力在前，后軸上的分配系數(shù) = 0.455，求 同步附著系數(shù) 0 ？ 257