CSU1020A货车总体设计及前制动器设计
2.2.5衬片磨损特性的计算
紧急制动到停车的情况下，双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率：
mav12e1??4tA1 2-12
其中 t?v1/j
鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜，计算时取减速度j=0.6g。制动初速度υ1：总质量3.5t以下的商用车用80km/h（22.2m/s）；总质量3.5t以上的商用车用65km/h（18m/s）。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm2。
根据已知条件：本设计车型的货车总质量为ma=2450kg（即2.45t），小于3.5t，故取本设计汽车的制动初始速度为：
υ1 =80km/h（22.2m/s）；减速度j=0.6g； 进而：t?v1/j=22.2/（0.6*9.8）s=3.78s; 并由初选参数可知：A1=200cm2；β=0.634
所以：e1=2.1*22.22*0.634/（4*3.78*200）=0.24W/mm2<1.8 W/mm2 符合要求。
磨损特性指标是比摩擦力f0
2-13
M?为单个制动器的制动力矩，R为制动鼓半径，A为单个制动器的衬片摩
擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。
由以求数据知：
M?=2398.96N?m;R=15cm；A=200cm2，可求得：
f0=0.0789 N/mm2 < 0.48N/mm2,符合要求。
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2.3液压制动驱动机构的设计
2.3.1制动轮缸直径d的确定
制动轮缸对制动蹄（块）施加的张开力Fo与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为
2-14
F0为制动轮缸对制动蹄的作用力，p为制动管路压力，取8～12Mpa。制动智路压力一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格。
式中：p取10 Mpa； F0=3700.64N。 所以：d=21.72mm
轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865—1997），具体为19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。
由制动器的使用条件，轮缸直径d选择为：d=22mm。 2.3.2制动主缸直径d0的确定 第i个轮缸的工作容积为
vi?? 2-15 ??di421in其中：di为第i个轮缸活塞的直径，n为轮缸中活塞数目，缸活塞在完全制动时的行程初取
所有轮缸的总工作容积为
?i为第i个轮
?i?2~2.5mm。取
?i=2mm
2-16
m为轮缸数目，对于领从蹄式制动器，每个车轮有一个轮缸，每个轮缸有两个活塞，对于单向双领蹄式制动器，每个车轮有二个轮缸，每个轮缸有一个活塞。
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本设计采用领从蹄式制动器，故每个车轮只有1个轮缸，2个活塞；即：
m=4;n=8;
?i=2mm; d=22mm,
故有：
V=4*Vi=4*（п/4）*8*222*2mm3=24316.1mm3。
'V?V?V0制动主缸应有的工作容积为
V'为制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在初步设计时，货车取V0=
1.3V。有：V0= 1.3V=31611.1mm3。
主缸活塞行程S0和活塞直径d0 为
一般 S0?(0.8~1.2)d0；
2-17
主缸的直径d0应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、26mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。
取d0 =35mm；
由所求数据计算得：S0=32.87mm; S0/ d0=0.93,符合要求。 2.3.3制动踏板工作行程
Sp
s?i(s??pp001??02) 2-18
式中, δ01为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5～2.0mm，δ02为主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程，ip 为踏板机构的传动比。取δ01=1.5mm；δ02=1.0mm。
制动调整正常时的踏板工作行程Sp，只应占计及制动衬片的容许磨损量在内的踏板行程的40%～60%，即踏板正常工作行程约为制动踏板的全行程的40%～60%（取50%），以便保证在制动管路中获得给定的压力。对于货车，踏
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板全行程不应超过170～180mm。
初步设计时，可以踏板全行程175mm为目标设计由此可得：
ip。
Sp=175*60%=105mm。
由以上数据，即：δ01=1.5mm；δ02=1.0mm ；S0=32.87mm，可求得：
ipSp=/（S0+δ01+δ02）=2.97 2.3.4 制动踏板力
Fp
Fp??p4d0i211
p 2-19
?式中，η为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取η= 0.82～0.86 取踏板机构及液压主缸的机械效率η=0.85，p=10Mpa，进而： 计算得：Fp'?4d0?2p11ip?=3809.17N
助力器设计：按上述ip设计时，制动踏板力Fp应在200～350N的范围内（取
Fp=320N），若超出此范围，则应设计真空助力器，以制动踏板力Fp为目标，由
下式估算助力比is：
Fp??p4d02111ip?is 2-20
由上式可得：助力比is=11.90。
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