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机械毕业设计全套
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CL02-040@捷达轿车制动系统进行设计,机械毕业设计全套
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- 1 - 第 1 章 绪 论 1.1 制动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通运输工具。汽车制动系是汽车底盘上的一个重要系统 ， 它是制约汽 车运动的装置。而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键 装置，是汽车上最重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的迅速发展和车流密度的日益增大 ， 人们对安全性、可靠性要求越来越高，为保证人身和车辆的安全 ，必须为汽车配备十分可靠的制动系统 。 通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定 汽车 制动 器的设计方案，进行部件的设 计计算和结 构设计。使其达到以下要求：具有足够的制动效能以保证汽车的安全性 ；同时在材料的选择上尽量采用对人体无害的材料。 1.2 制动系统研究现状 车辆在行驶过程中要频繁进行制动操作 ， 由于制动性能的好坏直接关系到交通和人身安全 ， 因此制动性能是车辆非常重要的性能之一 ， 改善汽车的制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时 ， 由于车辆受到与行驶方向相反的外力 ， 所以才导致汽车的速度逐渐减小至 零， 对这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计 ， 因此制动过程受力情况分析是车辆试验和设 计的基础 ， 由于这一过程较为复杂 ， 因此一般在实际中只能建立简化模型分析 ， 通常人们主要从三个方面来对制动过程进行分析和评价 ： （ 1） 制动效能 :即制动距离与制动减速度； nts - 2 - （ 2） 制动效能的恒定性 ： 即抗热衰退性； （ 3） 制动时汽车的方向稳定性； 目前 ， 对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行 ， 由于在汽车道路试验中车轮扭矩不易测量 ， 因此 ， 多数有关传动系 !制动系的试验均通过间接测量来进行汽车在道路上行驶 ， 其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根据 ， 在汽车道路试验中 ， 如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化 ， 则可为汽车整车制 动系统性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。 1.3 制动系统设计内容 （ 1）研究、确定制动系统的构成 （ 2）汽车必需制动力及其前后分配的确定 前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。 （ 3） 确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数 制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。 （ 4） 制动器零件设计 零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。 1.4 制动系统设计要求 制定出制动系统的结构方案，确定计算制动系统的主要设计参数制动器主要参数设计和液压驱 动系统的参数计算。利用计算机辅助设计绘制装配图nts - 3 - 和零件图。 第 2 章 制动器设计计算 nts - 4 - 车轮制动器是行车制动系的重要部件。按 GB7258-2004 的规定，行车制动必须作用在车辆的所有的车轮上。 2.1 捷达轿车的主要技术参数 在制动器设计中需预先给定的整车参数 如表 2.1 所示 表 2.1 捷达轿车 整车参数 已知参数 捷达轿车 轴距 L（ mm） 2471 整车整备质量（ Kg） 1100 满载质量（ Kg） 1500 最高车速（ km） 175 同步附着系数 0.89（空载）， 1.28(满载 ) 2.2 制动系统的主要参数及其选择 2.2.1 同步附着系数 对于前后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数 等于同步附着系数0的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死，当汽车在不同 值的路面上制动时，可能有以下三种情况 4。 1、 当0时 线在 I 曲线下方，制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力； 2、 当0时 线位于 I 曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方 向稳定性； nts - 5 - 3、 当0时 制动时汽车前、后轮同时抱死，这时也是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。为了防止汽车制动时前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数0的路面上制动（前、后车轮同时抱死）时，其制动减速度为 gqgddtu 0，即0q， q 为制动强度。在其他附着系数 的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度 q 。这表明只有在0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率 （或称附着力利用率）来表示， 可定义为 qGFB （ 2.1） 式中： BF 汽车总的地面制动力； G 汽车所受重力； q 汽车制动强度。 当0时，0q， 1 ，利用率最 高。 现代的道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甚至甩尾会发生掉头而丧失操纵稳定性，因此后轮先抱死的情况是最不希望发生的，所以各类轿车和一般载货汽车的0值均有增大趋势。国外有关文献推荐满载时nts - 6 - 的同步附着系数：轿车取 6.00 ；货车取 5.00 为宜。 我国 GB126761999 附录 A 制动力在车轴（桥）之间的分配及挂车之间制动协调性要求中 3.2.13A规定了除 1M 、 1N 外其他类型汽车制动强度的要求。 对于制动强度在 0.150.3 之间，若各轴的附着利用曲线位于公式08.0 q 确定的与理想附着系数利用直线平行的两条直线（如图 2.1）之间，则认为满足 2.13A条件要求；对于制动强度 3.0q ，若后轴附着利用曲线能满足公式 )38.0(74.03.0 q ，则认为满足 2.13A的要求 4。 参考与同类车型的0值，取 78.00 。 图 2.1 除 1M 、 1N 外的其他类别车辆的制动强度与附着系数要求 2.2.2 制动强度和附着系数利用率 nts - 7 - 根据选定的同步附着系数0， 已知 ： LhL g02 （ 2.2） 式中： L 汽车轴距， 2471L mm； 制动力分配系数； 1L 满载 时汽车质心距前轴中心的距离 113 71 L ； 1L 满载时汽车质心距后轴中心的距离 13342 L ； gh满载时 汽车质心高度 553gh。 求得： 714.0 进而求得 qhLLGGqFF gBB )( 021 （ 2.3） qhLLGGqFF gBB )()1()1( 012 （ 2.4） 式中： q 制动强度； BF 汽车总的地面制动力； 1BF 前轴车轮的地面制动力； 2BF 后轴车轮的地面制动力。 当0时，21 FFB ，故 GFB ， q ； 1 。 此时 78.0q ， 596.0)38.0(74.03.00 q符 合 GB126761999 的要求。 当0时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，nts - 8 - 即11 FFB 。此时求得： 553.07 6 5 3 4.18.1 9 6 0 9553.0)786.0(334.1334.18.91500)( 02 2 gB hLGLF 553.076534.1334.1553.0)786.0(334.1334.1)( 02 2 ghLLq 553.076534.1334.1553.0)786.0(334.1334.1)( 02 2 ghLL 表 2.2 取不同值时对比 GB 12676-1999 的结果 当0时，可能得到的最大的制 动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即22 FFB 。此时求得： 553.0572.19.1 6 7 1 3553.0)786.0(137.1137.18.91 5 0 0)( 01 1 gB hLGLF 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 BF 1144.1 2376.95 3269.32 5080.19 6585.77 8207.57 13725.48 q 0.078 0.1617 0.2224 0.3456 0.44801 0.55833 0.67753 0.78 0.8085 0.7415 0.86398 0.89602 0.93056 0.9679 GB126761999 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 符合 国家标准 nts - 9 - 553.0572.1137.1553.0)786.0(137.1137.1)( 01 1 ghLLq 553.0572.1137.1553.0)786.0(137.1137.1)( 01 1 ghLL 表 2.3 取不同值时对比 GB 12676-1999 的结果 2.2.3 制动器最大的制动力矩 为保证汽车有良好的制动效能和稳定性，应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。 最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力 21 ZZ、 成正比。所以，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死的制动力之比为 ： ggffhLhLZZFF01022121 （ 2.5） 式中： 21 LL， 汽车质心离前、后轴的距离； 0同步附着系数； gh汽车质心高度。 0.8 BF 12191.15 q 0.8052 1.0066 GB126761999 符合国家标准 nts - 10 - 制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 eff rFT 11 eff rFT 22 （ 2.6） 式中：1fF前轴制动器的制动力， 11 ZFf ； 2fF后轴制动器的制动力， 22 ZFf ； 1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z 作用于后轴车轮上的地面法向反力 ； er车轮的有效半径。 对于选取较大0值的各类汽车，应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当0时，相应的极限制动强度 q ，故所需的后轴和前轴制动力矩为 egf rqhLLGT )( 1m a x2 （ 2.7） max2max1 1 ff TT （ 2.8） 式中： 该车所能遇到的最大附着系数； q 制动强度； er车轮有效半径。 1 0 6 537.07.0)553.08 0 6 0.0137.1(471.2 8.91 5 0 0)( 1m a x2 egf rqhLLGT Nm 28.584025.3274635.01 635.01 m a x2m a x1 ff TT Nm nts - 11 - 单个车轮制动器应有的最大制动力矩 为max1fT、max2fT的一半，为 2920.14 Nm 和 532.5Nm。 2.3 制动器因数和制动蹄因数 制动器因数又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比，即 PRTBF f （ 2.9） 式中： BF 制动器效能因数 fT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 (或加于两制动块的压紧力 )的平均值为输入力。 对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为 1P 、 2P ，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1TfT和2TfT，则两蹄的效能因 数即制动蹄因数分别为： RPTBF TfT 1 11 （ 2.10） RPTBF TfT 2 22 （ 2.11） nts - 12 - 整个鼓式制动器的制动因数则为 RPPTTRPPTTPRTBF TfTfTfTff)()(2)(5.0 21 2121 21 （ 2.12） 当 PPP 21 时，则 2121 TTTfTf BFBFPRTTBF （ 2.13） 蹄与鼓间作用力的分布，其合力的大小、方向及作用点，需要较精确地分析、计算才能确定。今假设在张力 P 的作用下制动蹄摩擦衬片与鼓之间作用力的合力 N 如图 3.2 所示作用于衬片 的 B 点上。这一法向力引起作用于制动蹄衬片上的摩擦力为 fNf ,为摩擦系数。 a， b， c， h， R 及 为结构尺寸，如图 3.2 所示。 图 3.2 鼓式制动器的简化受力图 对领蹄取绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0 Nbn FCPh （ 2.14） 由上式得领蹄的制动蹄因数为 nts - 13 - bcffbhPNfBFT11（ 2.15） 当制动鼓逆转时，上述制动蹄便又成为从蹄，这时摩擦力fN的方向与图3.2 所 示相反，用上述分析方法，同样可得到从蹄绕支点 A 的力矩平衡方程，即 0 Nbn FCPh （ 2.16） bcffbhPNfBFT12（ 2.17） 由式 (2-15)可知：当 f 趋近于占 cb/ 时，对于某一有限张开力 P ，制动鼓摩擦力 趋于无穷大。这时制动器将自锁。自锁效应只是制动蹄衬片摩擦系数和制动器几何尺 寸的函数。 通过上述对领从蹄式制动器制动蹄因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力 对蹄支点形成的力矩与张开力对蹄支点的力矩同向而使其制动蹄因数值大，而从蹄则 由于这两种力矩反向而使其制动蹄因数值小。两者在 f =0.3 0.35 范围内，当张开力 21 PP 时，相差达 3 倍之多。图 2.3 给出了领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数对摩擦系数的关系曲线。由该图可见，当 f 增大到一定值时，领蹄的 1TBF 和 dfdBF T /1 均趋于无限大。它意味着此时只要施加一极小张开力nts - 14 - 1P ，制动力矩将迅速增至极大的数值，此后即使放开制动踏板，领蹄也不能回位而是一直保持制动状态，发生 “自锁 ”现象。这时只能通过倒转制动鼓消除 制动。领蹄的 1TBF 和 dfdBF T /1 随 f 的增大而急剧增大的现象称为自行增势作用。反之，从蹄的 2TBF 和 dfdBF T /2 随 f 的增大而减小的现象称为自行减势作用。 在制动过程中，衬片的温度、相对滑动速度、压力以及湿度等因素的变化 会导致摩擦系数的改变。而摩擦系数的改变则会导致制动效能即制动 器因数的改变。制动器因数 BF 对摩擦系数 的敏感性可由 dfdBF T / 来衡量，因而dfdBF T / 称为制动器的敏感度，它是制动器效能稳定性的主要决定因素，而 f除决定于摩擦副材料外，又与摩擦副表面的温度和水湿程度有关，制动时摩擦生热，因而温度是经常起作用的因素，热稳定性更为重要。 热衰退的台架试验表明，多次重复紧急制动可导致制动器因数值减小50%，而下 长坡时的连续和 缓制动也会使该值降至正常值的 30%。 1 领蹄； 2 从蹄 nts - 15 - 图 2.3 制动蹄因数 BF 及其导数 dfdBF T / 与摩擦系数的关系 由图 2.3 也可以看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但其效能稳定性却比从蹄 差。就整个鼓式制动器而言，也在不同程度上存在以 BF 为表征的效能本身与其稳定 性之间的矛盾。由于盘式制动器的制动器因数对摩擦系数的导数 ( dfdBF T / )为常数， 因此其 效能稳定性最好。 2.4 制动器的结构参数与摩擦系数 2.4.1 鼓式 制动器的结构参数 1、 制动鼓直径 D 当输入力 P 一定时，制动鼓的直径越大，则制动力矩越大，且使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 的增大也使制动鼓的质量增加，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶的平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙， 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。但 由于 捷达车型在制动鼓直径均为固定值，所以现取鼓式制动器的直径为180mm。 2、 制动蹄摩擦片宽度 b 、制动蹄摩擦片的包角 和单个制动器摩擦面积A由 1999309/ TQC 制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的 规定，选取制动蹄摩擦片宽度 45b mm；摩擦片厚度 5l mm。 nts - 16 - 摩擦衬片的包角 通常在 10090 范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角 10090 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 100 ，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。 综上所述选取 96 。 单个制动器摩擦面积A： 360/ DbA （ 2.18） 式中：A单个制动器摩擦面积， mm2 D 制动鼓内径， mm； b 制动蹄摩擦片宽度， mm； 为 制动 蹄的摩擦衬片包角，（ ）。 6.135360/967531014.3360/ DbA cm2 表 2.4 制动器衬片摩擦面积 汽车类别 汽车总质量 /am t 单个制动器摩擦面积 /A cm2 轿车 5.19.05.25.1 200100 300200 客车与货车 5.10.1 5.25.1 5.35.2 0.75.3 200120 250150 （多为 200150 ） 400250 650300 nts - 17 - 0.120.7 0.170.12 1000550 1500600 （多为 1200600 ） 由 表 2.4 数据可知设计符合要求。 3、 摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角0如图 3.4 所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令2900 。 制动蹄包角 42296902900 图 2.4 鼓式制动器的主要几何参数 4、 张开力 P 的作用线至制动器中心的距离 a 在满足制动轮缸布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a （见图 2.4）尽可能地大，以提高其制动效能。 初步设计时可暂取 Ra 8.0 ，根据设计时的实际情况取 72a mm 5、 制动蹄支销中心的坐标位置 k 与 c 如图 3.4 所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸 k 尽可能地小设计时常取11k mm，以使 c 尽可能地大，初步设计可暂取 ， Rc 8.0 根据设计的实际情况取 72c mm。 nts - 18 - 6、 摩擦片摩擦系数 选择摩擦片时，不仅希望起摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定性好，受温度和压力的影响小。不宜单纯的追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。后者对蹄式制动器是非常重要的各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 5.03.0 ，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制动器 设计时，并非一定要追求最高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250 时，保持摩擦系数 f =0.350.4 已不成问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取 f =0.3 可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦材料时，应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。 2.4.2 盘式 制动器的结构参数 1、制动盘直径 D 制动盘直径 D 希望尽量大些，这时制动盘的有效半径得以增大，就可以降低制动钳的夹紧力，降低摩擦衬块的 单位压力和工作温度。但制动盘的直径 D 受轮辋直径的限制，通常，制动盘的直径 D 选择轮辋直径的 70 79，而总质量大于 2t 的汽车应取上限 2766.35577.0 D mm 取制动盘直径 276D mm 2、制动盘厚度 h 制动盘厚度 h 直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度应取得适当小些；为了降低制动工作时的温升，制动盘厚度又不宜过小。实心盘的厚度选择 10mm 20mm，选择制动盘厚度为 h=13mm。 nts - 19 - 3、摩擦衬块工作面积 A 推 荐 根 据 制 动 器 摩 擦 衬 块 单 位 面 积 占 有 的 汽 车 质 量 在22 /5.3/6.1 cmkgcmkg 范围内选取。 根据推荐值取 2.2，依汽车 质量 1100kg，得到单片摩擦衬块的工作面积取值为 28058 cm 。 4、摩擦衬块内半径 1R 与外半径 2R 推荐摩擦衬块的外半径 2R 与内半径 1R 的比值不大于 1.5。若 此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。 取摩擦衬块外半径 mmR 1702 ，内半径 mmR 1201 7.021 RRm则 25.024.01 2 mm摩擦衬块半径选取符合要求。 2.5 制动器的设计计算 2.5.1 制动蹄摩擦面的压力分布规律 从前面的分析可知，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。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下一些假定： （ 1） 制动鼓、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律 由于本次设计采用的是领从蹄式的制动鼓，现就领从蹄式的制动鼓 制动nts - 20 - 蹄摩擦面的压力分布规律进行分析。 如图 2.5 所示，制动蹄在张开力 P 作用下绕支承销 O 点转动张开，设其转角为 ，则蹄片上某任意点 A 的位移 AB 为 AB = AO （ 2.19） 式中； AO 制动蹄的作用半径。 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为 AC c o sA C A B c o sA C O A 图 2.5 制动摩擦片径向变形分析简图 从图 2.5 中的几何关系可看到 s inco s OODOAO AC = sinOO nts - 21 - 因为 OO 为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意一点压力可写成 sin0qq (2.20) 式中：0q摩擦片上单位压力。 即制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与 OO 连线呈 90的径向线上。 上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，压力分布又会有差别。按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损 具有如下关系式 fqvKW 11 （ 2.21） 式中： W1 磨损量； K1 磨损常数； f 摩擦系数； q 单位压力； v 磨擦衬片与制动鼓之间的相对滑动速度。 nts - 22 - 图 2.6 作为磨损函数的压力分布值 通过分析计算所得压力分布规律如图 2.6 所示。图中表明在第 11 次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布 sin132q 。如果摩擦衬片磨损有如下关系： 2222 vfqKW （ 2.22） 式中： 2K 磨损常数。 则其磨损后的压力分布规律为 sinCq (C 也为一 常数 )。结果表示于图 2.6。 2.5.2 制动器因数及摩擦力矩分析计算 nts - 23 - 如前所述，通常先通过对制动器摩擦力矩计算的分析，再根据其计算式由定义得出制动器因数 BF 的表达式。假设鼓式制动器中制动蹄只具有一个自由度运动，由此可得： （ 1） 定出制动器基本结构尺寸、摩擦片包角及其位置布置参数，并规定制动鼓旋转方向 ； （ 2） 参见 2.4.1 节确定制动蹄摩擦片压力分布规律，令 sin0qq ； （ 3） 在张开力 P 作用下，确定最大压力0q值 。 参见图 2.7， 所对应的圆弧，圆弧面上的半径方向作用的正压力为qRd ，摩擦力为 fqRd 。把所有的作用力对 O 点取矩，可得 ph=21 0 qRMsin2 d -21 0 fqR(R-Mcos )sin （ 2.23）据此方程式可求出0q的值 。 图 2.7 制动蹄摩擦力矩分析计算 nts - 24 - 4、计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 Tf=21 0 fqR2 sin d =0fqR2 (cos 1 -cos 2 ) （ 2.24） 5、由公式 (2.9)导出制动器因数 由于导出过程的繁琐，下面对 支承销式领 从蹄制动器的制动因数进行分析计算。 单个领蹄的制 动蹄因数 BFTl fBraArfhBFT 1(2.25) 单个从蹄的制动蹄因数 BFT2 fBraArfhBFT 2(2.26) 以上两式中： 98.18640.0155 7.12382.01552384.01 fBraArfhBFT62.08640.0155 7.12382.01552384.02 fBraArfhBFT以上各式中有关结构 尺寸参数见图 2.8。 整个制动器因数 BF 为 60.262.098.121 TT BFBFBF nts - 25 - 图 2.8 支承销式制动蹄 2.5.3 制动蹄片上的制动力矩 1、 鼓式 制动蹄片上的制动力矩 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。 为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1TfT，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与 1y 轴的交角为 处，单元面积为 bRd 。，其中 b为摩擦衬片宽度， R 为制动鼓半径， d 为单元面积的包角，如图 2.8 所示。 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为： dbRqq b R ddN s inm a x (2.27) 而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为 dfbRqd N f RdTTf s in2m a xnts - 26 - 在由 至 区段上积分上式，得 )c os( c os2m a x fbRqT Tf (2.28) 当法向压力均匀分布时， bRdqdN p )(2 fbRqTpTf(2.29) 式（ 2.24）和式（ 2.25）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力 P 计算制动力矩1TfT的方法则更为方便。 图 2.9 张开力计算用图 增势蹄产生的制动力矩1TfT可表达如下： 111 fNTTf (2.30) 式中 : 1N 单元法向力的合力； 1 摩擦力 1fN 的作用半径 (见图 2.9)。 如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。 nts - 27 - 为了求得力 1N 与张开力 1P 的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 0)s in( c o sc o s 111101 fNSP x 01111 NfCSaP x (2.31) 式中： 1 1x 轴与力 1N 的作用线之间的夹角； xS1支承反力在工：轴上的投影。 解式 (3.27)，得 )s in( c os/ 11111 ffchPN （ 2.32) 对于增势蹄可用下式表示为 11111111 )s in( c o s/ BPffcfhPT Tf (2.33) 对于减势蹄可类似地表示为 22222222 )s in( c o s/ BPffcfhPT Tf (2.34) 图 2.10 制动力矩计算用图 为了确定 1 ， 2 及 1 ， 2 ，必须求出法向力 N 及其分量。如果将Nd(见图 2.10)看作是它投影在 1x 轴和 1y 轴上分量xdN和xdN的合力，则根据式nts - 28 - （ 2.23）有： )2c o s2(c o ss in41c o s m a x2m a x bRqdbRqdNN y (2.35) 因此 对于领蹄： 1 2s in2s in2/()2c o s2( c o sa r c t a n)a r c t a n ( xyNN (2.36) = 40s in260s in454.3/()260c o s40( c o sa r c t a n = 10 式中： 。 根据式 (2.24)和式 (2.26)，并考虑到 221 yx NNN (2.37) 则有 221 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s)c o s( c o s4 aR (2.38) =22 )40s in260s in180/1102()260c o s40( c o s)130c o s20( c o s155.04=0.183 对于从蹄： 2 2s in2s in2/()2c o s2( c o sa r c t a n)a r c t a n ( xyNN = 50s in250s in454.3/()250c o s50( c o sa r c t a n = 11 式中： 则有 ： 222 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s)c o s( c o s4 aR (2.38) =22 )50s in250s in180/1002()250c o s50( c o s)125c o s25( c o s155.04=0.179 nts - 29 - 由于设计 和 相同，因此 和 值也近似取相同的。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 221121 BPBPTTT TfTff （ 2.39） 由式（ 2.33）和式（ 2.34）知 11111 )s in( c o s/ ffcfhB = 183.04.0)10s in4.010( c os12 3 7.0/183.0238.04.0 =0.3 22222 )s in( c o s/ ffcfhB = 179.04.0)11s in4.011( c os1237.0/179.0238.04.0 =0.09 对于液压驱动的制动器来说， 21 PP ，所需的张开力为 47 06)09.03.0/(5.18 35)/( 211 BBTP f Nm (2.40) 5.1 8 3 51 8 9 6155.060.24 7 0 6 m a x22 ff TRBFPT 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式 (3.33)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁： 0)s i n( cos 111 ffc (2.41) 75.010s in1237.01826.0 10c os1237.0s inc os4.0111 ccf(2.42)成立，不会自锁。 由式 (2.24)和式 (2.29)可求出领蹄表面的最大压力为： )s in( c o s)c o s( c o s 1212 111m a x ffcbR hPq (2.43) = 0732.0)10s i n4.010( c o s1237.0)130c o s20( c o s0018.0 183.02380.04706 =1.26 610 Pa 式中： 1P ， h ， 1 ， R ， c ， 1 见图 2.9； ， 见图 2.10； nts - 30 - b 摩擦衬片宽度； f 摩擦系数。 因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。 2、 盘式 制动蹄片上的制动力矩 盘式制动器的计算用简图如图 2.11 所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 fNRTf 2 （ 2.44） 式中： f 摩擦系数； N 单侧制动块对制动盘的压紧力 (见图 2.11)； R 作用半径。 图 2.11 盘式制动器计算用图 图 2.12 钳盘式制动器作用半径计算用图 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取 R 为平均半径mR或有效半径eR已足够精确。如图 41 所示，平均半径为 2 21 RRRm 式中 1R ， 2R 扇形摩擦衬块的内半径和外半径。 nts - 31 - 根据图 2.12，在任一单元面积只dRdR上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 dRdfqR 2 ，式中 q 为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为 )(322 313221 21 RRfqd R df q RT RR 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为 )( 212221 RRfqd R df q RfN RR 得有效半径为 )2()(134322 212212121223132 RRRRRRRRRRfNTR fe 令 mRR 21，则有 me RmmR )1(1342 （ 2.45） 因 121 RRm，41)1( 2 mm，故me RR 。当 21 RR ， 1m ，me RR 。但当 m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。 由 fNRTf 22 求得： 2 2 8 0 71 7 5.04.02/3 1 9 32/2 fRTN f N 则单位压力 2/5.634802 2 8 0 7 mmNANq nts - 32 - 3252)(342 313221 21 RRfqddf q RT RR Rf Nm 3193max1 fT Nm 因此盘式制动器主要参数选取也符合设计要求。 2.6 摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能 (动能、势能 )的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧 急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片的磨损愈严重。 制动器的能量负荷常以其 比能量耗散率 作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为 W/mm2。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 122211 2)(21tAvvme a )1(2 )(21222212 tAvvme a (2.46) j vvt 21 式中： 汽车回转质量换算系数； nts - 33 - am汽车总质量； 1v ， 2v 汽车制动初速度与终速度， m/s；计算时总质量 3.5t 以上的货车取 1v =18m/s； j 制动减速度， m/s2， 计算时取j =0.6g ； t 制动时间 ， s； Al， A2前、后制动器衬片的摩擦面积； 制动力分配系数。 在紧急制动到 02 v 时，并可近似地认为 1 ，则有 1211 221tAvme a )1(2212212 tAvme a (2.47) 鼓式制动器的比能量耗损率以不大于 1.8W/mm2为宜，但当制动初速度 1v低于式 (2.40)下面所规定的 1v 值时，则允许略大于 1.8W/mm2，盘式制动器 比能量耗损率以不大于 6.0W/mm2 为宜 。 比能量耗散率过高，不仅会加速制动衬片的磨损，而且可能引起制动鼓 或盘 的龟裂。 0.656.1635.04352006.32 18406021221 21211 tAvme a W/mm28.192.0365.04 2 5 8 606.32 184 0 6 021)1(221 22212 tAvme a W/mm2 因此，符合磨损和热的性能指标要求。 2.7 制动器的热容量和温升的核算 应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 Ltcmcmhhdd )(nts - 34 - (2.48) 式中：dm各制动鼓的总质量； hm与各制动鼓相连的受热金属件 (如轮毂、轮辐、轮辋等 )的总质量； dc制动鼓材料的比热容，对铸铁 c=482 J/（ kgK） ，对铝合金 c=880 J/（ kgK） ； hc与制动鼓 (盘 )相连的受热金属件的比热容； t 制动鼓 (盘 )的温升 (一次由 av =30km/h 到完全停车的强烈制温升不应超过 15 )； L满载汽车制动时由动能转变的热能，因制动过程迅速，可以认为制动产生的热能全部为前 、后制动器所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 221 aavmL )1(222 aa vmL (2.49) 式中 am满载汽车总质量； av汽车制动时的初速度； 汽车制动器制动力分配系数。 2.3306764.02 3.815002 221 aa vmL nts - 35 - 3.1 8 6 0 036.02 3.81 5 0 0)1(2 222 aa vmL 5.51 66 73.18 60 02.33 06 721 LLL 盘式制动器：5.5 1 6 6 71 0 0 8 9 0 015)8806048230()( Ltcmcm hhdd 鼓式制动器：5.5 1 6 6 71 6 8 1 5 0 015)88010048250()( Ltcmcm hhdd 由以上计算校核可知符合热容量和温升的要求。 2.8 驻车制动计算 图 2.11 为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： )s inc o s(12 ga hLLgmZ (2.50) 同样可求出汽车下坡停驻 时的后轴车轮的附着力为： )s inc o s(12 ga hLLgmZ (2.51) nts - 36 - 图 2.11 汽车在坡路上停驻时的受力简图 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角 ， ，即由 s in)s inc o s(1 gmhLLgm aga (2.52) 求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 7.29185.2 2467.1a r c t a n553.07.0471.2 137.17.0a r c t a na r c
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