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1、盤式制動器的設計計算 4.1 相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 整備質(zhì)量 1570 kg 載客人數(shù) 5 人 最大總質(zhì)量 2470 kg 軸距 2737 mm 載荷分配： 空載： 前 800 Kg 后 770 Kg 滿載： 前 990 Kg 后 1310 Kg 重心位置： Hg（滿）=725 Hg（空）=776 輪胎型號 245/45 R18 4.2盤式制動器主要參數(shù)的確定 4.2.1 制動前盤直徑D 制動盤直徑D應盡可能取大些，這使制動盤的有效半徑得到增加，可以降

2、低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%～79%。根據(jù)在給出的汽車輪胎半徑為18in，即輪輞直徑為1825.4=457.2≈457mm，同時參照一些車型的制動盤直徑后選定該輕型較車盤式制動器的制動盤直徑為356mm（制動盤的直徑取輪輞直徑的77.9%）。 4.2.2 制動前盤厚度h 制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20％一30％，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風槽的客車制動

3、盤，其厚度約在l0mm—13mm之間。為了使質(zhì)量小些，制動盤厚度不宜取得很大。這里取厚度為12mm。 4.2.3前盤摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑 摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會不均勻，接觸面積將減小，最終會導致制動力矩變化大。根據(jù)前面制動盤直徑的確定： 由于制動盤的半徑為178mm，而摩擦襯塊的外半徑要比制動盤的半徑小，初取168mm。則為124mm。 對于常見的具有扇行摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽?，取R等于平均半徑，同時也等于有效半徑，而平均半徑 而式中、也就是摩擦襯塊的內(nèi)外半徑，即 擦襯塊

4、的有效半徑文獻[3] R= (4—1) 與平均半徑R=146mm的值相差不大， 且滿足m=<1,的要求， 所以取R=146mm 。 4.2.4前盤制動襯塊面積A 對于盤式制動器的工作面積A，推薦根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6～3.5范圍內(nèi)選用。 　　　　 則制動襯塊的面積為文獻[3]： （4-2） 式中，、為襯塊的內(nèi)外半徑。 圖4—１摩擦襯塊幾何狀況 為制動襯塊在制動盤上所占的中心角，一般為

5、，在此取的即弧度。 4.3制動力和制動力矩的確定 通過滿載時的前輪支反力，得到最大地面制動力矩，而后通過它于制動器制動力矩的關(guān)系，求出初始,再求出d,并根據(jù)國標對制動輪直徑d 進行選值，反過來求出實際設計時的和制動力矩。假定制動襯塊的摩檫表面全部與制動盤接觸。且各單位壓力分布均勻，則制動器制動力矩文獻[3]： （4-3） 式中： f ------ 摩檫系數(shù)取0.3； ------單側(cè)制動塊對對制動盤的壓緊力； R -----作用半徑。 且

6、 （4-4） 式中： ：滿載時前輪的支反力，其值為990Kg9.8=9702N。 ：地面峰值附著系數(shù)，設計的該客車大致都在干燥或潮濕的瀝青路面上行駛，根據(jù)文獻[4]可取=0.7。 r: 車輪有效半徑，文獻[5]車輪直徑=車輪寬度*扁平率*2+輪輞直徑*25.4 =2450.452+1825.4=677mm，所以車輪半徑為 r=677/2=338.5 根據(jù) 得： （4-5） 即

7、 計算得 由制動輪缸對制動塊施加的張開力與輪缸直徑d文獻[3]和制動管路壓力P的關(guān)系為 。 可以計算出輪缸最小直徑： （4-6） 式中：P：制動管路壓力，對于盤式制動器選取為14； ：在GB7524—87中選擇標準規(guī)定的尺寸中選取，此處選取的值為38mm。 根據(jù)輪缸半徑的確定， 則 (4-7) 因為 所以，所以滿足要求 4.4摩擦襯塊的磨損特性計算 摩擦襯塊的磨損與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑摩速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上計算磨損特性能極為困難。但實驗表明，摩擦表面的

8、溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能（動能和勢能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及散發(fā)到大氣中，而被制動器所吸收，指使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯塊大許多倍，所以制動盤的表面溫度很高。在這種情況下，必須用比能量耗散率來衡量襯塊的磨損特性。 單個前輪的制動器的比能量耗散率為文獻[3]： （4-8） 式中，：為汽車總質(zhì)量2470； ：為

9、制動時間（），=27.8／0.69.8S=4.73S； ：為制動減速度（），計算時??； ：為前制動器襯塊的摩擦面積（）。 ：為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，在緊急制動到停車的情況下，，并可以認為。 、：制動初速度和終速度（），計算時取 ：為制動力分配系數(shù)。在式（4-4）中，取路面峰值附著系數(shù)為0.7，考慮到前后輪同步抱死，取同步附著系數(shù)也為0.7。由代入數(shù)據(jù) 0.7=（2737*-1178）/725計算得。 轎車的比能量耗散比應不大于6.0。而。滿足要求。 4.5制動器熱容量和溫升的核算 要核算制動

10、器的熱容量和溫升是否滿足下列條件： （4-9） 式中：——前輪各制動盤的總質(zhì)量； ——與前輪制動盤連接的受熱金屬件（如輪輻、輪輞、制動鉗體等）的總質(zhì)量，這里取。 ——制動盤材料的比熱容，對； ——與制動盤相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動盤的溫升（一次由到完全停車的強烈制動，溫升不應超過）； L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，由于制動過程迅速，可以認為之中所產(chǎn)生的熱全部由前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即

11、 式中： ——滿載汽車總質(zhì)量 ； ——汽車制動器動力分配系數(shù)，； ——汽車制動時的初速度?？扇? 所以： （4-10） 因此滿足要求。 液壓制動機構(gòu)的設計計算 在制動主缸的設計時先計算出一個輪缸的工作容積： (5-1) 式中： ：為一個輪缸活塞的直徑，其值為38； ：為一個輪缸活塞在完全制動時的行程， 在初步設計時取； ：消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞

12、行程； ：由于摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯塊的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算。 全部輪缸的總工作容積為： （5-2） 式中： m----輪缸的數(shù)目。 制動主缸的直徑應符合GB7524-87的系列尺寸，主缸直徑的尺寸系列為文獻[3]： 14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.40），26，28，（28.58），30，32，35，38，42，46mm 則制動主缸應有的工作容積

13、 （5-3） 式中： ----全部輪缸工作容積； -----制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積取為=1.313600=17680 主缸活塞行程，取 則主缸活塞行程和活塞直徑可用下式確定： （5-4） （5-5） 根據(jù)GB7524—87的尺寸系列，圓整主缸直徑。 通常，汽

14、車液壓驅(qū)動機構(gòu)制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比 ，所以滿足要求。 5.3液壓輪缸的校核計算 從材料力學來考慮，液壓缸承受液體內(nèi)壓力，從而在液壓缸內(nèi)產(chǎn)生內(nèi)應力，使缸體的強度往往不夠，這樣就會引起液壓缸工作工作過程中卡死和漏油，所以必須要對液壓缸進行校核計算。 對于厚缸壁用下式進行校核[7]：從而得到 （5-6） 式中，：為實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍。其值為； ：為輪缸缸壁厚度，因為用厚壁缸，所以，其值為； ：為輪缸缸徑，值為。 ，應力滿足要求。 5.4液壓主缸的校核計算 液壓主缸也是厚缸壁，同理用式（5—6）來校核計算： （5-7） 式中，： ：為主缸缸壁厚度，其值為。 為輪缸缸徑，值為。 ，應力滿足要求。 同理得出后制動盤的參數(shù)： 后制動盤外徑 摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑 制動盤厚度 摩擦襯塊厚度 摩擦面積 356mm R1=124mm，R2=178mm 12mm 15mm 56cm