机械毕业设计（论文）-20马力轮式拖拉机的半轴与制动器设计【全套图纸】 .pdf

i 20马力轮式拖拉机的半轴与制动器设计马力轮式拖拉机的半轴与制动器设计 摘 要 随着我国农业经济的发展，国内市场对拖拉机的需求不断增长，结合我国实情出发， 特别是对中小型马力拖拉机的需求量更大。 本次设计是在吸收成熟产品优点的基础上优化设计处出半轴与制动器， 拖拉机的制动 装置分行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置使行驶中的拖拉机强制减速或停车， 并使拖拉机在下短坡时保持适当的稳定速度； 驻车制动装置使拖拉机能够在斜坡上停车并 长时间保持稳定状态，它也有助于拖拉机在坡路上起步。制动器有盘式和鼓式之分。制动 器的布置方式分半轴制动和轮边制动。制动器的驱动方式有液压驱动和机械驱动。此设计 结合现有的中小型拖机，采用行车制动和驻车制动为一体，操纵机构为机械制动，制动器 布置在轮边的鼓式制动器。半轴采用半浮式。 关键词：行车制动，驻车制动，制动力矩，制动蹄，制动鼓，摩擦衬片 全套图纸，加全套图纸，加153893706 ii 20 horsepower wheeled tractor rear axles and brake design abstract along with our country agricultural economy development , the domesticmarket unceasingly grows to the tractor demand, unifies our country agriculture truth to embark , is specially bigger to the middle and small scale tractor demand quantity 。 this design is optimizes in the absorption mature product meritfoundation designs axles has the driving arresting gear and in thevehicle arresting gear with the brake tractor arresting gear .the driving arresting gear causes in the travel the tractor to decelerateor to stop; applies the brake in the vehicle to enable the tractor tostop and the long time in the pitch maintains the steady state.the brake has the drum type and the disc type division .the brake arrangement way has axles applies the brake with nearby turn to applythe brake, the brake drive type has the hydraulic pressure actuationand the machinery actuates. this design union existing middle andsmall scale tractorbrake installs the structure and the type, and theconsult correlation data carries on the optimized design, uses thedriving to apply the brake with to apply the brake in the vehicle is abody , the control mechanism machinery applies the brake the way. thebrake arrangement the drum type brake which applies the brake nearbythe wheel. axles uses the semisubmersible type. key word: the driving applies the brake, applies the brake in thevehicle, brake drum, iii brakeshoe 符号说明符号说明 l 轴距，mm e 轮距，mm ms 总质量，kg h 离地间隙，mm hs 质心高度，mm mr 制动力矩，n m rdq 轮胎滚动半径，mm 地面附着系数， d 制动鼓直径 ，mm 摩擦衬片包角，o a 摩擦衬片的摩擦面积 f 制动蹄的张开力，n b 摩擦衬片的宽度 bf 制动器因数 v 拖拉机行驶速度 iv g 重力加速度 目目 录录 第 一 章第 一 章 前前 言言 1 第 二 章第 二 章 概 述概 述 3 2 . 1制 动 系 的 功 用 和 组 成 3 2.2 制动器的工作情况.3 2.3 制动器的设计要求4 2.4 制动力矩的确定6 2.4.1制动器的结构6 2.4.2 拖拉机的结构参数7 2.4.3 制动器的结构参数.8 2.4.4 制动器的力矩计算10 第三章第三章 制动蹄片上的制动力和踏板力的计算制动蹄片上的制动力和踏板力的计算 13 3.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律13 3.2 制动力的计算15 3.3制动器因数与制动蹄因数19 3.3.1 制动器因数19 v 3.3.2 制动蹄因数19 3.4 踏板力的计算25 第四章第四章 半轴的计算和弹簧结构的计算半轴的计算和弹簧结构的计算28 4.1 半轴的计算28 4.2 弹簧结构的主要几何参数30 第五章第五章 结结 论论32 参考文献参考文献33 致致 谢谢 3 4 1 第一章第一章 前言前言 近年来 ，随着拖拉 机 走入农田的不断 深入，国际市场对 该档产 品 的 需也不断增 站，中小马力拖拉机 社会销量和保 有量很大，传动系 布 置 多种多样 。我国 作为一个发展中的农业大国，实 现农业现代化是 当 务 之急，而农业机 械化是农业 现代化的重要内容和基本 标志，拖拉 机 则 是农业机 械化的 龙头产品。拖拉机的 拥有量和年产销量，是评价 一 个 国家农业机 械化水平的重要标志。 在经济发 达国家，其农业生产已经高度集中，因而，其农业生产 的 机 械化程度也非常 高，他们主要使用大型的农业 生产机械。而在中 国 现 有的生产模式下，广大 农民需要的还是中小型拖拉机，并 且要求 拖 拉 机价格便宜 ，实用，能满足大多数人的消费能力。因而本设计 选 用 20 马力的拖拉机，属于小型拖拉机。拖拉机 因其工作环境在农村 ， 相 对 工作 环境比较恶劣 ，农村道路相对复杂，速度不 高。拖拉机制动 系 是 用于 强制使 运动着的拖拉机减速或停 止， 使拖拉机下坡时保持稳 定 ， 以 及使已停驶的拖拉机驻车不动 的机 构，要保证拖 拉机的 良性 发 展 ，必须 采用 低成本 低价 为的战略，采用传统技术 ，以低投入实现 高 效 益的扩张，本设计 采用机械制动器，由于要降低成本采用人力制 动 系 统，行车制动和驻车制动 做成一体，均为机械式。 我 国 拖 拉 机 工 业 虽 有 较 大 发 展 ， 但 大 中 型 拖 拉 机 的 产 品 技 术 水 平 、质 量、规模、企 业结构与发达国家相比，从整体上分析并没有明 显 缩 短差距,随着我国 加入 wto 会使拖拉机行业 面临一个逐渐变化的 市 场 环境 ，近几年 ，国外大 型拖拉机不断 进入我国市场，已使我国拖 拉 机 行业逐渐 适应了 变化的市场环境。由于国产中、小功率拖拉机的 关 税 早在几年 前已降 为 5%左右，所以加入 wto 对拖拉机产品的直接 冲 击 不大，但对农业的 直接冲击 会造成对拖拉机行业的 间接冲击，迫 使 拖 拉机行业 加快产品结构调整，加快产品结 构调整步伐，尽快形成 拖 拉 机行业的 竞争 优势 。 目前 ，发 达国家的 拖拉机工业已进入 现 代化发展 新阶段 ，产品更 2 新 速度加快，产品 系列日趋 完善，大部分产品实 现了机电一体化和智 能 化 ，生产制造水平 和检测水平进一步提高，计 算机数控技术，新材 料、 新 工艺得到 广泛应 用， 零部件 的标准化和通用化程度进一步提高 。 我 国 的拖拉机设计 及制造水平近年来也 在不断提高， 但仍需进行艰苦 卓 绝 的努力，逐步向 国际先 进水平靠拢，形成具有中国特 色的拖拉产 品 结 构体系 。 3 第二章第二章 概述概述 2.1 制动系的功用与组成 制动 系的功用 是： 使拖拉机在行驶中减速或 迅速停车； 帮 助 急 剧减速； 使拖拉机能在斜坡上保持停车 状态。 根据 上述功用 ， 制动系有行车制动 和停车制动 之分。 前者主要 保 证 第一项，兼有第二项功用；后者主要保证第三项 功用。此外，为 了 使 拖拉机在行车制动 系发生故障时仍能实现紧急制动， 有的大型拖 拉 机 还设有独立 于其它制动系的第二制动系，亦称紧 急制动系。它也 可 在 人力控制下 兼作停车制动 系。 任何制动 系均由 制 动器 和制动操纵系 统两部分组成。轮 式 拖拉机 普 篇 采用蹄式 和盘式 制动器，也有采用 带式的。而制动操纵系统有机 械 式 、液压式 和气压式之分，其中以机械式应用较多。 简单 的制动 系只有一套制动装置，既作为行车制动 系，又作为停 车 制 动系。为此 ，制动 操纵 系统应能保证左、右两边的制动器同时制 动 ，单边制动，以及在制动 状态下使制动器锁定。当 采用机械式操纵 系 统 时，行车制动 系可兼作停车制动 系，只需在操纵系 统中增加一套 锁 定 机构就可满足 停车制动的 要求。 当采用液压式 或气压式操纵系 统 时， 由 于液体 或压缩空气 总有泄漏， 无法使制动器长 期保持停车 状态 ， 因 此 需要专门 设置 一套机械操纵 的停车制动系， 或在行车制动器上 加 装 一 套独立 的机 械式操纵系统，以满足 长期停车制动的需求。 制动器大 都布置在 最终传动主动轴上 。与 直接布置在驱 动轴上 相 比，这种布置形式 可以减小制动器所受转矩。和布置在转速更高的中 央 传 动主动轴上，可使制动器 所受力矩进一步减小，但是这样布置的 制 动 器不能 用来 帮助转向。由于拖拉机速度较低，所以前轮上一般不 安 装 制动器。 2.2 制动器的工作情况 4 轮式 拖拉机制 动器 最经常的工作 就是在行驶中减速 乃只停车， 为 使 制动器能在 最短的 距离中将拖拉机制动住， 要求地面对车轮有较 大 的 制动力。制动 过程中，制动器的 摩擦表面相互紧贴并相互滑磨再 变 为 热量。随着 踏板 往下运动，踏板力增大，制动力 矩和制动力 也增 大。 但 当制动力增大 到等于车轮的附着力以后， 不论踏板力如何增大 ， 也 只 能将制动器 抱死 而不能使制动力 再有所增加。 制动力的最大值受 限 于 附着力。在 应路上行驶时， 附着力就是车轮与地面的摩擦力。 由于在使 用中往往 采用将制动器 抱死， 观察轮胎在地面上托印的 办 法 来判断制动器 工作 是否正常， 有些人就误以为将制动器 抱死可以 产 生 最大的制动力。实 际上，当制动器 抱死时，轮胎在地面上滑移 ， 地 面 的附着系数 将由静摩擦系数变为 动摩擦系数 ，数值有所减小，制 动 力 将比不滑移 时减小 5%25%，并 会造成轮胎严重磨损，这显然是 不 利 的，因此为 了获得最大 制动力，不 应将制动器 抱死，制动器的合 理 最 少力矩应该使制动力略小于开始滑移 的极限附着力， 以便使动能 消 耗 在制动器中 而不是 消耗在轮胎表面上。 2.3 制动系的设计要求 设计制动 系时， 应考虑下列主要要 求： 应有足够的制动力 矩保证必要的 制动 效能。行车制 动 系的制 动 效 能可用制动减 速度或制动 距离来 表示。nj80-85拖 拉机基本 技 术 要 求规定了轮式 拖拉机的制动 距离应符合下列规定： 制动器 冷态 s10.1v0 + v0 2/90 制动器 热 态 s2 1.25s1 式中 s1 s2 -分别为冷态、热态制动距离（m） ； v0 -制动出速度 （km/h）. gb7258-87机动车 运行安全技术条件规定了轮式拖拉机 带挂 车 在 平坦、硬实、干燥 和清洁的水泥或沥青路面（附着系数为 0.7） 上 的 制动距离 和制动稳定减速度 ： 拖 拉 机在 20km/h 下， 挂车空载检验时分别 为5.4m 和5.4m/h; 5 拖 拉 机在 20km/h 下， 挂车满载检验时分别 为6.4m 和4.0km/h; 停车制动 系应能使拖 拉机制动 后， 在驾驶员不操作的情况下沿上 坡 及 下坡 方向 可靠 保持在 规定的干硬 坡道上。nj80-85 拖拉机基本 技 术 条 件 规定 ： 农业拖 拉机 停车 的 坡度 为20，集 材 拖拉机 停 车 的 坡 度为 25.该标 准比国外标准要求偏高。 国 外标准均以坡度表示 ， 大 部 分规定为 18%25%。 行车制动 器在 连 续 频繁工作条件 下 应有较稳定的制 动 效能。 由 于 下长坡时 连续 制动或短时间多次重复制动后， 都有可能导致制动 器 温 度过高，摩擦系数 降低，从而使制动 效能衰减，这种现象称为热 衰 退 。制动器发 生 热衰退后，经过充 分冷却,由于温度下降和摩擦材 料 表 面得到 磨合， 其制动效能可能重新增高，这种现象称为热恢复 。 要 求 制动 效能的稳定 性好，也就是要求不易衰退，且能较好恢复。国 外 一 般 规 定 在 同 样 控 制 力 下 热 态 制 动 试 验 的 平 均 减 速 度 应 不 低 于 冷 态 制 动试验的 60%，或制动力 矩不小于冷态制动试验的 60%65。 为 此 ，应考虑一下三项具体要求：制动鼓或盘具有良好的吸、散热能 力；摩擦 材料具 有良好的抗热衰退性和恢复性；制动器的结 构型式对 摩 擦 系数变 化的 敏感 度较低。 制动 式拖拉机 方 向稳定性较好。为此，左、右两侧车轮的制 动 力 及其增长速度 率应 力求相等；采用四轮制动时，前、后制动器的 制 动 力矩还应有比较 合适的比例关系。gb7258-87 规定了轮式拖拉机 挂 车 以20km/h 的 速 度 行 驶 在 水 平 的 水 泥 或 沥 青 路 面 （ 附 着 系 数 为 0.7）上的紧急制动 跑偏 量应不大于 80mm. 操纵 轻便。nj/z5-85农业拖拉机 操纵装置最大操纵力规 定 ， 对 于 行 车 制 动 和 停 车 制 动 器 ， 允 许 的 最 大 制 动 脚 踏 板 操 纵 力 为 600n,允许的最大制动器 操纵杆操纵力为 400n。设计时 可根据所需的 制 动 力矩和制动器 类型分 别规定合适 的 控制力， 通常以200n400n 的 踏 板力较适应人体体 力。为使踏板控制力在上 述范围内，应调整制 动 操 纵系 统的传动比。如该传动比取得过大，踏板行程将增大，不 仅 布 置 困难 ，而且 延长了机构反映时间。因此，最大踏板行程应限制在 250m 以内， 最大操纵 杆行程 应限制在 400m 以内。 设计时应留有余地 ， 一 般 可在 60100mm 内选取。当控制力和行 程不能同时满足时，原则 6 上 应提高制动器本 身的制动力 矩，或在制动系中安装助力器，或改用 动 力 制动。但也不应使控制力过小，过小的控制力将使驾驶员失去 踏 板 感 而难以控制制动强度。 制动平顺，制动力 应 随控制力的增长速度而平稳地增大；放松 踏 板 或操纵 杆时，制动 作用应迅速消除，无自刹现象。 工作可靠 。制动 系的零部件应 有足够的强度和 耐疲劳 性能，要 求 防 水防尘 性好，摩擦 表面不易被玷污 ，以免降低制动效能。这点对 需 要 在水田作 业的拖拉机尤为重要 。 维 修 调 整 方 便 。 必 要 时 应 才 用 可 靠 的 自 动 调 整 表 面 间 隙 的 机 构 。 2.4 制动力矩的确定 2.4.1 制动器的结构 一 、 制动器的敏感度 为了评定不 同 型式和 参数的制动 器 工作特性，常用 一 个无因次 指 标，称为制动器的制动因数。制动 因数通常定义为在制动 鼓或制动 盘 的 作用 半径上的 摩擦 力总和与输入制动蹄或压盘的驱动力之比。 设 制 动 器的制动力 矩为 mr， 则在制动 鼓或制动盘作用 半径 r 上的摩擦力 为 mr/r ，从而 制动器的制 动 因数 r r m k fr = (21) 式中，f 为输入的驱动力。当施加于两制动蹄或压盘，或制动 带 两 端 的驱动力不 相等时，常取其平均 值为输入的驱动力， 即 f=（f1+f2）/2. 制动 因数 越大， 表 示 用一定的驱动力 时 该制动器 可产生 的制 动 力 矩越大。在下 面各节所导出的计 算公式中，可以看出其大小取决 于 摩 擦副的摩擦系数、制动器的型 式、几何尺寸和单位压力分布规律 等 。 对于给定的制动器，制动 因数仅为摩擦系数 的函数，即 kr = f() 7 制动 因数对摩擦系数变 化的敏感度r可通过一阶导数来确 定， 即 r = d kr/d 敏感 度r值越大， 表 明制动因数或制动力矩对摩擦系数 的变化 越 敏 感，即在使 用中摩擦系数因 温度升高而发生变化时，制动力 矩的 变 化 越大，制动器的 抗热衰退性差，工作不稳定。 从操纵省力的 角度出 发，希望选用制动因数较大的制动器。但制 动 因 数过大，不仅影响 制动 平顺性，还会引起过高的敏感度，使制动 器 的 抗 热 衰 退 性 变 差 ， 工 作 不 稳 定 。 设 计 时 应 根 据 车 辆 的 使 用 质 量 ms、 性能和 布置的 方便性等决定装置 具有合适特 征值的制动器类型 。 2.4.2 拖拉机的结构参数 一 、 拖拉机的轴距 缩小轮距 可以避免梨耕时出现的偏牵引现象， 并可减小转向半径 ， 大 会 降低 横向稳定 性。为了适应耕作时的各种行距要求，轮距 b 应能 调 节 。 小 型 轮 式 拖 拉 机 调 节 范 围 约 为1000mm 1400mm,中 型 则 为 11002000mm.前轮轮胎宽 度一般小于 后轮，为了使梨耕 时前轮也贴 近 犁 沟壁 ，前轮轮距 通常略小于后轮轮距 。所以可取 1400mm. 二 、 轴距 缩小轮式 拖拉机轴 距可减轻重量、缩小转向半径，但会降低 纵向 稳 定 性，并使行驶 平顺性变差，轴距可根据由下式确定 3 el = (0.580.66) p n p = 20 马力=20x735=14700n=14.7kn 所以 l = 1.4211.617m. 取 l = 1500m. 三 、 离地间隙 离地间隙有 农艺离地间隙 hn和最小离地间隙 hm i n之分。 农艺离地 间 隙 hn是指后桥半轴 壳下部或前轴下沿的离地高 度。为了对玉米， 高 粱 进行三遍中耕，hn不 应小于 600mm,对棉花中耕不小于 800mm.最 小 离 地间隙 hmi n一般出现在后桥壳体中段，但四轮驱动拖拉机也可能 出 现 在前桥中段，减小 离地间隙 可提高稳定性，但会降低 通过性，hm i n 的 一 般值 为：旱田轮式为 300400mm,水田轮式为 350450mm;手扶 式 为200 250mm;农 业 用 履 带 式 为250 300mm;工 业 用 履 带 式 为 300400mm;集体拖拉机 为 500 以上。 8 四 、质心位置高度 质心 位置是 指质 心的高度坐标、纵 向 坐标和横向坐标 。质心纵向 坐 标 a 是质心 至后驱动轮的水平距离，一般用静态质量分配系数0 来 描 述。0为轮式 拖拉机水平停放时两个后驱动轮上的垂直载荷与 拖 拉 机使用质 量之比，它表示质心偏前或偏后的程度，于是得 a =l(1-0) 对 于 两 轮 驱 动 拖 拉 机 ， 为 了 获 得 较 大 的 附 着 力 ， 0的 取 值 约 为 0.600.65；对 于水田用两轮驱动拖拉机，为保证前轮的操纵性， 0应 稍小， 多为 0.550.60；前、后轮尺寸不同的四轮驱动拖拉机， 0为 0.480.58；由于前轮也驱 动，所以可减小后轮负荷，一减轻 土 壤 压实并 改善操纵 性；对于前、后轮尺寸相同的四轮驱动拖拉机 ， 为 使 工作 时四个轮子载荷相近，0约为 0.350.45. 履带拖拉机 质心 的纵向位置，静止时应稍在接地面中点之前。对 于 前 方 配 置 推 土 铲 等 装 置 的 工 业 拖 拉 机 ， 则 质 心 应 稍 后 于 接 地 点 中 心 。 其目的都是为了使工作时接地压力均匀。 质心 的横向坐标 e 是质心至拖拉机 纵向对称平面的距离，对于没 有 特 殊需要的拖拉机，其主要部件布置基本对 称，e 的数值很小，不 必 特 别加以注意 。 质心 的高度坐标 h 是质心至硬地面的距离，在满足离地间隙 的情 况 下 ，应尽 量降低 。 a =l(1-0) 0 = 0.600.65 取 0.65 所以 a = 1.5 x 0.35 = 0.525m b = l-a = 1.50-0.525 = 0.975m e = b/2 = 1400/2 = 700mm h = 275320 取 h = 300mm h 为离地间隙 hs 为质心高 度 取 hs = 540mm 2.4.3 制动器的结构参数 一 、 制动鼓直径 d 或半径 当输入力 p 一定时，制动 鼓的直径越大，且制动器的 散热性能越 好。但直径 d 的尺寸 受到轮辋内径的限制，而且 d 的增大 也使制动鼓 9 的 质量增 加，使非悬架 质量增加，不利于拖拉机的行驶 平顺性。制动 鼓 与 轮辋之间 应有 一定的 间隙，此间 隙一 般不应小于20mm-30mm,以 利 于 散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要 求及 轮 辋 的尺寸即 可求得制动鼓直径 d 的尺寸。 查表得 d = 320mm 制动鼓内径尺寸 应符合 qc/t 309-1999制动鼓工作直径及 制动蹄 片 宽 度尺寸 系列的规定。 二 、 动蹄摩擦衬片的包角及宽度 b 摩 擦 衬 片 的 包 角 通 常 在 =90 120范 围 内 选 取 ， 试 验 表 明。 摩擦衬片包角=90100时磨损最小， 制动鼓的温度也最低， 而 制 动效能则最高。再减小 虽有利于散热，但由于单位压力过高将 加 速 磨损 。包角也 不宜大于 120，因为过大不仅不利于散热，且 易 使 制动 作用 不平顺甚至可能发生自锁。综上所述可 选取=120。 三 、 衬片宽度 b 衬片宽度 b 较大可以 降低单位压力、减小磨损，但 b 的尺寸过大 则 不 宜保证与制动 鼓全面接触。 通常是根据在紧急制动时使 单位压力 不 超 过 2.5mpa的条件来选择衬片宽 度 b 的。设计时应尽量按摩擦片 的 产 品规格选 择 b 值，并按 qc/t 3091999 选取。另外，根据国外 统 计 资料可 知， 单个鼓式车轮制动器 总的衬片面积 随总质量的增大 而 增 大。而单个摩擦衬片 的摩擦面积 a 又取决于制动鼓半径 r、衬片宽 度 b 及包角 ，即 a = rb 式中，以弧度（rad）为单位，当 a、r、确定后，由上式也 可 初 选衬片宽 度 b 的尺寸。 所以 a = rb = 160x50x 2 3 = 167.5cm 2 四 、 衬片起始角0 摩擦衬片起 始角0如 图 21 所示。 通常是将摩擦衬片布置在制 10 动 蹄 外 缘 的 中 央 ， 并 令 0 = 90- 2 。 有 时 为 了 适 应 单 位 压 力 的 分 布 情 况，将衬片 相 对于最 大压 力点对 称布置，以改善制 动 效能和磨 损 的 均匀性。所以 0 = 90- 2 = 90- 120 2 o = 30. 五 、 力 p 的作用线至制动器中心的距离 a 在满足 制动 轮缸或凸轮能布置在制动 鼓内的条件下，应使距离 a 尽 可 能地大， 以提高其制动效能。初步设计时可暂取 a=0.8r 左右。 所 以 a=0.8r = 0.8x160 = 128mm. 六 、 动蹄支销中心的坐标位置 k 与 c 如图 21 所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 应尽可 能的小， 以 使 尺寸 c 尽可 能的大，初步设计可暂取 c=0.8r 左右。 所以 c=0.8r = 0.8x160 = 128mm,k 可有经验值取 28mm. 2.4.4 制动力矩的计算 一 、 行车制动器制动力矩的确定 行车制动器的 工况包 括行驶中制动和 单边制动帮助急剧转向。 由 于 轮 式拖拉机的 转向阻力矩较小，单边制动所需的制动力 矩不大，因 此 只 需考虑 行驶中制动的工况。为了使制动器能 将拖拉机 迅速制动 ， 以 提 高行驶 安全 性，希望 制动器 有足够的制动力 矩，这样被制动的车 轮 上 才能长 生较 大的 地面制动力。 但当制动力增大 到该车轮与地面的 附 着 力后，制动器 将抱死 ，车轮停止转动而发生严重滑移现象，并在 11 路 面上产 生托印 。 此时拖拉机 所具有的动能都转化为轮胎 和路面间摩 擦 产 生的热能这将 导致 胎面局部剧烈发热，使橡胶强度降低，造成轮 胎 严 重磨损 。同时附着系数的值也下降，使制动力 比最佳滑移率时的 最 大 制动力减小5%25，这显然是 不 利的。此时，实 际制动距离 将 大 于可能达到的最小制动距离， 而且还会由 于侧向附着系数的显著 降 低 使制动 期间拖拉机的方向稳定性变坏。因此，为了获得良好的制 动 效 果并减小 轮胎 磨损，应使制动器不 致完全抱死 ，让车轮处于略有 滑 移 而尚未 开始严 重滑移的最佳制动状态， 也就是说在一定的踏板力 下 ，制动器制动力 矩的大小应使制动力 略小于附着力值。因此，拖拉 机 的 动 能 将 只 要 消 耗 在 制 动 器 摩 擦 表 面 的 相 对 滑 磨 上 ， 并 转 变 为 热 能 。可见，制动力 矩受附着 条件限制而不应过大。同时为使制动器的 结 构 紧凑而踏板 力又不致增大，制动力 矩也不应过大。设计时，考虑 到 可 能 发 生 制 动 操 纵 系 统 的 传 动 效 率 及 制 动 器 摩 擦 材 料 的 摩 擦 系 数 的 降 低，一般仍按制动力等于附着力作为计算依据。对于四轮制动 ， 为 了 提高制动 效能，前、后制动器的制动力分别 等于相应车轮与地面 的 附 着力。由轮式 拖拉机在行驶 过程中制动的 受力分析，可得到 行车 制 动 器所需的制动力 矩。 对于后轮制动的 轮式 拖拉机， 每个制动器的制动力 矩 mr（n mm） 为 （ 忽略不计 滚动阻力、旋转部分的惯性力矩和传动效率） sdqm gr (l- a) mr = 2i(l+ h) （22） 式中 ms-拖拉机使用质量 (kg) g-重力加速度， 取 9.8（m/s 2） rdq - 驱动轮动力半 径（mm） i - 制动器与 驱动轮之间 的传动力 - 附着系数，一般取=0.7 l - 拖拉 机轴距（mm） a - 拖拉机质心纵向 坐标(mm) h - 拉机质心坐标(mm). 对于前后 轮都制 动的 四轮驱动拖拉 机， 前、后桥上每 个制动器 的 制 动力矩 mr 和 mr “ 分别为 12 1 1 () 2 sd r m grah m i l + = （23） “ 2 2 () 2 sd r m grlah m i l = （24） 式中 rd1 rd2 - 分别为前、后驱动轮的动力半 径（mm）; i1 i2 - 分别为前、后制动器和 前、后驱动轮之间 的 传 动比。 所以 sdqm gr (l- a) mr = 2i(l+ h) = () 3 0.7 1.3 109.8 0.8825 0.975 0.935 2 21.50.7 0.54 + = 961.3 n mg 又因为制动器 有热衰退 现象，所以 mr = mr/0.8 = 1201.6 n mg 二 、 停车制动器制动力矩的确定 在 规 定 坡 度 角 的 坡 道 上 安 全 停 车 时 每 个 制 动 器 所 需 的 制 动 力 矩 mr（n mm）为 (sincos)sdq r m grf m ni = （25） 式中 - 按标 准规定的坡度 角（ o ） ； f- 滚动阻力系数，一般取 f=0.02； n - 同时工作的制动器 数目。 所 以 sdqm gr (sin - fcos ) mr = ni = () 3 1.3 109.8sin200.02 cos200.9906 2 2 oo = 1019.8 n mg 对 于 行车制动 系与停车制动 系共用的制动器， 只要取上述两者中的较 大 值 作为 该制动器 所需的制动力矩，便可同时满足两方面的需要。 13 第三章第三章 制动蹄片上的制动力和踏板力的计算制动蹄片上的制动力和踏板力的计算 3.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律 制 动 器 摩 擦 材 料 的 摩 擦 系 数 及 所 产 生 的 摩 擦 力 对 制 动 器 因 数 bf 有 很 大 影 响 .掌 握 制 动 蹄 摩 擦 面 上 的 压 力 分 布 规 律 ,有 助 于 正 确 分 析 制 动 器 因 数.但 用 解 析 方 法 精 确 计 算 沿 蹄 片 长 度 方 向 的 压 力 分 布 规 律 比 较 困 难 ,因 此 除 了 摩 擦 衬 片 有 弹 性 容 易 变 形 外 ,制 动 鼓 ,制 动 蹄 以 及 支 承 也 会 有 弹 性 变 形 ,但 与 摩 擦 衬 片 的 变 形 量 相 比 ,则 相 对 很 小 .故 在 通 常 的 近 似 计 算 中 只 考 虑 衬 片 径 向 变 形 的 影 响 ,其 他 零 件 变 形 的 影 响 较 小,可忽略不计 ,即通常作以下一些假设, (1) 制动 鼓 制动 蹄为 绝对刚性; (2) 在外力作用 下,变形仅发生在摩擦衬片上: (3) 压力与 变形 符合虎克定. 制 动 蹄 可 设 计 成 一 个 自 由 度 和 两 个 自 由 度 的 形 式 .其 中 绕 支 承 销 转 动 的 蹄 片 只 有 一 个 自 由 度 的 运 动 :而 在 一 般 情 况 下 ,若 浮 动 蹄 的 端 部 支 承 在 斜 支 承 面 上 ,由 于 蹄 的 端 部 将 沿 支 承 面 滚 动 或 滑 动 ,则 这 种 蹄 具 有 两 个 自 由 度 的 运 动,因 此 其 压 力 分 布 状 况 和 绕 支 承 销 转 动 的 蹄 的 压 力 分 布状况有 所区别. 具 有 一 个 自 由 度 的 增 势 蹄 摩 擦 衬 片 的 压 力 分 布 规 律 及 径 向 变 形 规 律 。 如图所示制动 蹄在张开力 p 的作用下绕支承销中心 0 转动一个 角 度 0 时,则摩擦衬片 上某任意点 a 的位移为 14 abo a = 由 于刚性制动 鼓对 制动蹄运动的限制,则其径向位移风量 将受压缩, 径 向 压缩量 ac 为 ac=abcos=0acos 由 图 中的 几何 关系可知 0acos=0 d=o0sin 故 其 径向变形 量为 ac= o0 sin (1) 式(1)即为该类制动 蹄摩擦衬片的径向变形规律 表达式. 由 于o0为 常量,而 单 位 压 力 与 变 形 成 正 比,故 制 动 蹄 摩 擦 衬 片 上任一点的 压力可写成 q=q0 sin (2) 式(2)表明绕支承 销转动的制动 蹄摩 擦衬片 的压力分布 规律 呈正弦 分 布,其最大压力作用 在与 o0 连线呈 90的径向线上. 也 可 以 根 据 图 来 分 析 并 简 化 计 算 具 有 一 个 自 由 度 的 增 势 蹄 摩 擦 衬 片 的 径向变形规律 和压力分布规律 .因此摩擦衬片 在张开 力和摩擦力 的 作 用下,绕支承销中心 a 转动 d角.摩擦衬片 表面任意点 b 沿制动 蹄 转 动 的 切 线 方 向 的 变 形 即 为 线 段bb ,其 径 向 变 形 分 量 是 线 段 bb 在半 径 0b 延长线上的投影,即线段 bc.由于 d角很小,也可以认 15 为 a b1b1=90 则所求的摩擦衬片 的径向变形为 =b1c1= b1b1sin=a1b 1sind 考虑到 0aob=r,则由等腰三角形 a0b 可知 a1b1/sin=r/ sin 代 入 上式,得摩擦衬片 的径向变形 和压力分布 1=r sind q1=q1 m a xsin 3.2 制动力的计算 在 计 算 鼓 式 制 动 器 时 ,必 须 建 立 制 动 蹄 对 制 动 鼓 的 压 紧 力 与 所 产 生 的 制动力 矩之间 的关系. 为了计算有一 个自由度的制动蹄片上的制动力 矩 tt f 1,在摩擦衬片 表 面 上取一横向单元面积,并使其位于与 y1轴的交角为处,如图 4 1 所示.若令摩擦衬片 的宽度为 b,则单元面积为 brd,其中 r 为制 动 鼓 半径, d为单元面积的包角. 制动 鼓作用 在摩擦衬片 单元面积的法向力为 dn=qbrd=qm a xbrsind 而 摩 擦力 fdn 产生的制动力 矩为 dttf = dn fr = qm a xbr 2fsind 在 至区 段上积分上式,得 ttf = qm a xbr 2f(cos-cos) 当法向压 力均匀分布时,则有 dn=qbrd 16 ttf = qm a xbr 2f (-) 由 上 述式可求出不 均匀系数 =(-)/ (cos-cos) 式 中 给出的是 由压 力计 算制动力 矩的 方法,在实际计算中 也可采用由 张 开 力 p 计算制动力 矩 tt f 1的方法,且更为方便. 增势蹄产生的制动力矩 tt f 1可表达如下: tt f 1 = fn11 式中: f-摩擦系数; n1-单元法向力的合力; 1 -摩擦力 fn1的作用半径. 若 已知制动 蹄的 几何参 数及发向压 力的大小 ,便可用式算 出蹄的制 动 力 矩. 如图所示,为了求得力 n1与张开力 p1的关系式,写出制动 蹄上力 的 平 衡方程式: p1cos0s1x-n1(cos1+fsin1)=0 p1a- s1xc +f1 n1=0 17 式 中 ： s1x-支承反力在 x1轴上的 投影； 1-x1轴与力 n1的作用线之间的夹角。 对式求解，得 n1=h p1/ c (cos1+ fsin1)- f1 () () c+dtg - tf1=t 2a+c+m d ctg + （31） 式中：h=a+c=a+ c cos. 将式代入，增 势蹄的 制动力矩 tt f 1为 ttf1 = p1fh1/ c (cos1+ fsin1)- f1=p1b1 （32） 对于减势蹄可类似地表示为 ttf2p2fh2/ c (cos2+ fsin2) f2=p2b2 （33） 为了确定1，2及1 ，2，必须求出发向力 n 及其分量。如 果将 dn 看作是它在投影 x1轴和 y2轴上分量 dnx和 dny的合力，则根 据 式 有 nx= “ 2 max sinsindnqbrd = = qmaxrb(2-sin+sin2)/4 式 中 ：=- ny= “ max cossincosdnqbrd = = qmaxrb(cos2-cos2)/4 因 此 =arctan(ny/nx)= arctan(cos2-cos2)/ (2-sin2 +sin2) 根据 上式，并 考虑 到 n1 = 22 xynn+ 则有 1 22 4 (cos cos“)/(cos2 cos2 “)(2sin2 “ sin2)r+ () () c+dtg 2tf2 n = t 2a+c- m d ctg + + 可得 （34） 如 果 顺 着 制 动 鼓 旋 转 的 制 动 蹄 和 逆 着 制 动 鼓 旋 转 的 制 动 蹄 的 18 和 角不同，显然两种蹄的和 1值不同。对具有两蹄的制动器来 说 ， 其制动 鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦 力矩之和，即 tf =tf1+ tf 2=p1b1+ p2b2 对 液 压驱 动的制动器， 由于 p1=p2故所需的张开力为 p= tf/( b1+ b2) 对凸轮张 开力机 构 ，其张开 力可又前 述 作用在 蹄上的力 矩平衡条 件 得 到的方程式求出 p1=0.5 tf/ b1 p2=0.5 tf/ b2 计算蹄式 制动器时 ， 必须检查蹄有无 自锁的可能。由上 式得出自 锁 条 件，当该式的分 母等于零时，蹄自锁，即蹄式制动器的 自锁条件 为 c (cos1+fsin1)-f1=0 如果式 f ccos1/（1- csin1） 成立，则不会自锁。 由上式可得 出领蹄表面得最大压力为 qmax1= p1h1/br 2(cos-cos)c （cos1+f sin1）-f1 式中： b-摩擦衬片 的宽度 f-摩擦系数 。 1） () () r c+dtg - 1 m n = 2a+c+m d ctg + = () () 3 1201.6 1012828 0.0780.3187.3280.078 128 2 0.3 187.3128+128+12 + = 3167.8 n 2) () () c+dtg 2tf2n = t 2a+c- m d ctg + + = () () 3 1201.6 1012828 0.0780.3187.3280.078 128 2 0.3 187.3128+128- 12 + = 7930.4 19 3) 最大单位压力 pma x(mpa) pmax = 2 brcos mr a = 1201.6 2 0.3 50 160 187.3 2 /3 0.98 = 0.65 mpap 4) 计算单位滑磨 功率 p (mpa m/s) p = pmaxv = 0.3x0.65x1.495 = 0.29 p 因为 v车 = 30 km/h = 5.3 m/s 所以 v鼓 = 8.3 0.8825 x0.6 = 1.495 m/s 3.3 制动器因数与制动蹄因数 3.3.1 制动器因数 制 动 器 因 数 可 定 义 为 在 制 动 鼓 或 制 动 盘 的 作 用 半 径 所 产 生 的 摩 擦 力 与输入力之比，即 bf=tf/pr （35） 式中：tf-制动器的 摩擦力矩； r-制动 鼓或 制动盘的作用半径； p-输入力，一般取加于两制动蹄的张开力的平均值为 输 入 力。 所以 bf = tf/pr = () 1201.6 2 0.163167.8+7930.4 = 1.4 3.3.2 制动蹄因数 对于钳盘式 制动 器 ， 设两侧制动块 对 制动 盘压紧力均为p,则制 20 动 盘 在其两侧工作面 的作用半径上所受的摩擦力为 2fp，此处 f 为盘 与 制 动衬块间的摩擦系数，于是钳盘式制动器的制动 因数为 bf = 2fp/p = 2f 对于全盘式 制动器，则为 bf = 2nf 式中：f 摩擦系数 ； n 旋转制 动盘数目。 对于鼓式 制动器， 若作用于两蹄的张开力分别为 p1 ,p2 制动鼓 内 圆 柱面半径即制动 鼓工作半径为 r，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分 别 为 ttf1和 ttf2，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为 bf1 = ttf1/p1r bf2 = ttf2/p2r 整 个 鼓式 制动器的制动器因数则为 bf = tf/pr = （tt f 1+ tt f 2）/0.5(p1+ p2)r tfitf212= 2(t + t)/(p + p )r （36） 当 p1 = p2 = p 时， 则有 tf1tf2t1t2 bf =(t+ t)/pr = bf