汽車-汽車鼓式制動器設計,汽車,制動器,設計 第一章 制動參數(shù)選擇及計算 第一節(jié) 汽車參數(shù)（符號以汽車設計為準） 制動器設計中需要的重要參量： 汽車軸距： L=1370mm 車輪滾動半徑： r r =295 mm 汽車滿載質量： ma=4100Kg 汽車空載質量： mo=2600Kg 滿載時軸荷的分配： 前軸負荷39%，后軸負荷61% 空載時軸荷的分配： 前軸負荷47%，后軸負荷53% 滿載時質心高度： hg =745mm 空載時質心高度： hg＇=850mm 質心距前軸的距離： L1 =835mm L1＇=726mm 質心距后軸的距離： L2 =535mm L2＇=644mm 對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強度、附著系數(shù)利用率、最大制動力矩與制動因數(shù)等。 第二節(jié) 制動器的設計與計算 一 制動力與制動力矩分配系數(shù) 0 水平路面滿載行駛時,前、后軸的負荷計算 對于后軸驅動的移動機械和車輛，在水平路面滿載行駛時前后軸的最大負荷按下式計算(g=9.8N／kg) 前軸的負荷F1=Ga(L2-hg)/(L-hg)=3830.8N 后軸的負荷F2=GaL1/(L-hg)=36349.2N --- 附著系數(shù)，瀝青.混凝土路面，取0.6 軸荷轉移系數(shù)： 前軸：m,1= FZ1/G1=0.24 后軸：m,2= FZ1/G2=1.48 1、(汽車理論108頁) 水平路面滿載行駛制動時,地面對前后車輪的法向反作用力（滿載） FZ1= (L2+) =4100×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55N FZ2= (L1-) =4100×9.8÷1.370×（0.835－0.6×0.745）=11379.45N 式中： G-- 汽車所受重力； L-- 汽車軸距； --汽車質心離前軸距離； L--汽車質心離后軸距離； --汽車質心高度； g --重力加速度；(取9.80N／kg) 2 （汽車理論8,22） 汽車制動時，如果不記車輪的滾動阻力矩和汽車的回轉質量的慣性力矩，則任何角速度ω﹥0的車輪，其力矩平衡方程為 Mμ-FbRe=0 （4-2） 式中：Mμ--制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N﹒m； Fb--地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N； Re--車輪有效半徑，m 令 FB= Mμ/Re 并稱之為制動器的制動力，它是在輪胎周緣克服制動器的摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。FB與地面制動力Fb的方向相反，當車輪角速度ω﹥0時，大小亦相等，且FB僅由制動器的參數(shù)所決定，即FB取決于制動器的結構形式、尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪的有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當增大踏板力以增大Mμ時，F(xiàn)B和Fb均隨之增大，但地面制動力受附著條件的限制其值不可能大于附著力F，（汽車理論22）地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力F Fb F= FZ (4-3) Fbmax= F= FZ (4-4) 式中 ： --輪胎與地面的附著系數(shù)（汽車理論22頁）； FZ --地面對車輪的法向反力； (1) 前輪 ： Fb1≤F1=Fz1=28800.55×0.6=17280.33N Fb1max=F1= Fz1=28800.55×0.6=17280.33N (20后輪： Fb2≤F2= Fz2 =11379.45×0.6=6827.67N Fb2max=F2= Fz2=11379.45×0.6=6827.67N 當制動器的制動力FB和地面制動力Fb達到附著力F值時，車輪即被抱死并在地面上滑移，此后制動力矩Mμ即表現(xiàn)為靜摩擦力矩Mf，而FB= Mμ/Re即成為與Fb相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值，當制動力車輪角速度ω=0以后，地面制動力Fb達到附著力 F值后就不再增大，而制動器的制動力FB由于踏板力FD的增大使摩擦力矩Mf增大而繼續(xù)上升，如圖4-2所示 圖4-2制動器制動力、地面制動力與踏板力的關系 3、制動器制動力分配系數(shù)（汽車理論110頁） （1）分配系數(shù) β=FB1/FB (4-7) FB1/ FB2=(L2+hg)/ (L2-hg) (4-8) FB= FB1+ FB2 (4-9) 可得 β=FB1/FB= FB1/（FB1+ FB2 ）=(L2+hg)/( L2+hg+ L1-hg)=(L2+ hg)/L (4-10) 即：β=L2/L+hg/L (4-11) 其中 L1=835mm L2=535mm L=1370mm hg=745mm 取=0.6 得到 β=L2/L+hg/L =(535+0.6×745)÷1370 =0.72 （2）同步附著系數(shù) 0=（Lβ-L2）/ hg (4-12) =(1370×0.72－535)÷745=0.61 將0=0.61代入式(4-5)得 FZ1，= (L2+0) =4100×9.8÷1.370×（0.535+0.61×0.745） =29328.467×0.989 =29005.85N FZ2，= (L1-0) =4100×9.8÷1.370×（0.835－0.61×0.745） =29328.467×0.381 =11174.15N ①在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力 前輪 ： Fb1≤F1=Fz10 Fb1max=F1= FZ1，0=29005.85×0.61=17693.57N 后輪： Fb2≤F2= Fz2 0 Fb2max=F2= Fz2，0=11174.15×0.61=6816.23N 第三節(jié) 鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定 制動鼓應有足夠的壁厚，用來 保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。 1．制動鼓內徑D 輸入入力一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。 圖1-8 鼓式制動器的幾何參數(shù) 但增大D(圖1—8)受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm．否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 乘用車 D／Dr=0.64～0.74 貨車： D／Dr=0 .70～0 .83 制動鼓內徑尺寸應參照專業(yè)標準ZB T24 D05—89《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。 圖1-8 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 依據(jù)車輪型號：6.5--10 于是， 得輪輞直徑Dr Dr =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm） 取 D／Dr=0 .8 3 則制動鼓內徑直徑 D=0.83x Dr=0.83x254=210.82mm 參照中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 取 D=220mm 2．摩擦村片寬度b和包角β 摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為Ap=Rβb. 制動器各蹄襯片總的摩擦面積∑Ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。 試驗表明，摩擦襯片包角β=90°～100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120°。 取 β=100° 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。中華人民共和國專業(yè)標準 QC/T 309—1999 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》結合課本教材汽車設計王望予264頁表8-1掃路車總質量4100千克，對于（3.5~7.0）t的商用車，單個制動器總的摩擦面積Ap為（300~650）cm2,這里取 取 b=90mm 3.摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令=90°－。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。 此設計中 令=90°－=90°－=40° 4.制動器中心到張開力作用線的距離e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下。應使距離e(圖8—7)盡可能大，以提高制動效能。 暫定 e=0.8R=0.8x110=88mm 5.制動蹄支承點位置坐標a和c 應在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖8—7)。 暫定 a=0.8R=0.8x110=88mm 6. 摩擦片摩擦系數(shù) 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)0～0.40已無大問題。本設計取=0.3。 第四節(jié) 制動器的設計與計算 （一 ） （汽車設計268頁）考慮到OAl≈OB1=R=110mm a=88mm （汽車設計266頁圖8-8 268頁圖8-9 汽車設計264頁圖8-7）（cos∠=88÷110=0.8 角度為370 R=110mm β=100° =400 α＇=1800--β-370 =3 0 α＇＇=β+α＇=103° （1）不均勻系數(shù) △=（α＇＇—α＇）／(cosα＇-cosα＇＇) =1030／（cos3 0-cos103°） =1.798÷[0.999－(﹣0.225)] =1.798÷1.224 =1.47 （2） R1=4R(cosα＇-cosα＇＇)/[(cos2α＇-cos2α＇＇)2+(2β-sin2α＇＇+sin2α＇)2]1/2 =4×110×1.224/[(0.995+0.899)2+(3.49+0.438+0.105)2]1/2 =538.56/(3.587+16.265) 1/2 =538.56/(19.852) 1/2 =538.56/4.456 =120.86mm 因為領蹄和從蹄大小尺寸相同　 　　 故 Ｒ１＝Ｒ２=120.88mm （二） 用液力驅動時所需張開力為，采用領從蹄式制動器Fo1=F02 ①前輪 Ｆo= Mμ1max/2(R1+R2) = Fb1max×r r /2(R1+R2) =17693.57N×295÷483.52 =10795.00N ②后輪 Ｆo‘= Mμ2max/2(R1+R2) = Fb2max×r r /2(R1+R2) =6816.23×295÷483.52 =4158.64N (三) 檢查蹄有無自鎖 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。 由式(8—10)得出自鎖條件。（汽車設計267頁 f取0.3）（汽車設計266頁cˊ≈R）(汽車設計268頁 δ1=δ=arctan(Fy/Fx) =arctan[(cos2α＇-cos2α＇＇)/(2β-sin2α＇＇+sin2α＇)] =arctan[(0.995+0.899)/ (3.49+0.438+0.105)] = arctan[1.894/ 4.033] = arctan0.47 =25.20 （ 汽車設計269頁） 當式(8—10)中的分母等于零時，蹄自鎖，即 cˊ(COSδ1+fsinδ1)—fRl=0 0. 110×（0.905+0.3×0.426）－0.3×0.12088 =0. 110×1.033－0.036264=0.077≠0 如果f

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