汽车设计-制动器的设计与计算

本資自網絡僅供考使用，有涉及版權請信告知刪除處制动器的设计与计算 一、鼓式制动器的设计计算 1压力沿衬片长度方向的分布规律 除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓 、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。 制动蹄有一个自由度和两个自由度之分。 首先计算有两个自 由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图88坐标原点取在制动鼓中心O点。y 点。 制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面 绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果蹄片中心位于O 1点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(E 1就沿方向移动进入制动鼓内。显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。位于半径OB B 1线段，所以同样一些点的径向变形 1为 1= 1B 1考虑到 1( 1+ 190)和B 1B 1=001=1 式中， 1为任意半径OB 轴之间的夹角； 之间的夹角； 1为 1轴和最大压力线00 1之间的夹角。 其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图8 8时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销A 1转动擦衬片表面任意点B B1，其径向变形分量是这个线段在半径延长线上的投影，即为B 1于认为A 1=90，故所求摩擦衬片的变形应为 1=B 11B 1= 考虑到OA l=有A 1月l以表面的径向变形和压力为 (82) 综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式(8 1)和式(8 2)计算。 沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数厶评价 (83) 式中，在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力；2计算蹄片上的制动力矩 计算鼓式制动器制动器，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。 为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，如图89所示。它位于角内，面积为中鼓作用在微元面积上的法向力为 同时，摩擦力 到区段积分上式得到 从式(8 5)和式(8 6)能计算出不均匀系数 =( 从式(8 5)和式(8 6)能计算出制动力矩与压力之间的关系。但是，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力F。的关系。 紧蹄产生的制动力矩中，8 10)。 如果已知蹄的几何参数(图8 10中的h a 法向压力的大小，便能用式(85)计算出蹄的制动力矩。 为计算随张开力出蹄上的力平衡方程式 式中，1为 为支承反力在解联立方程式(8 8)得到 对于松蹄也能用类似的方程式表示，即 为计算l、2、及 2 值，必须求出法向力 F 及其分量，沿着相应的轴线作用有 ，它们的合力为 8 9)。根据式(8 4)有 所以 =y/(2 根据式(8 5)和式(8 7)并考虑到 角度不同，很显然两块蹄片的和动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即 02液力驱动时，02。所需的张开力为 /(2) 用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出 1 2 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式(8 10)得出自锁条件。 当式(8 10)中的分母等于零时，蹄自锁，即 如果 应当指出，若扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。 5。 制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度允差为0012摩擦表面的平行度不应大于005动盘的端面圆 跳动不应大于003常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于三、衬片磨损特性的计算 摩擦衬片(衬块)的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(制动盘)的材质及加工情况，以及衬片(衬块)本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能(动能和势能)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，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片(衬块)磨损将越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。 各种汽车的总质量及其制动衬片(衬块)的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬片(衬块)摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为W能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。 双轴汽车的单个前轮及后轮 制动器的比能量耗散率分别为 ma(4ma(4t=(j 式中，t)；为汽车回转质量换算系数； v1,ms)；ms)；2为前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积(卢为制动力分配系数。 在紧急制动到停车的情况下，v 2=0，并可认为=1，故 12114 （814 ） )1(42212=815） 据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 18W算时取减速度j=06g。制动初速度车用 100kmh(278ms)；总质量 350kmh(s)；总质量 5kmh(18ms)。轿车的盘式制动器在同上的 01和能量耗散率应不大于 60W于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的值允许略大于 18W能量耗散率过高不仅引起衬片(衬块)的加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。 另一个磨损特性指标是每单位衬片(衬块)摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力 摩擦力越大，则磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为 ， （816 ） 式中，为制动鼓半径(衬块平均半径 e)；块)摩擦面积。 在j=式制动器的比摩擦力48N之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力户pm=fof=这比过去一些文献中所推荐的25N为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。 四、前、后轮制动器制动力矩的确定 为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。为此，首先选定同步附着系数o，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值 = （ 817） 式中，M 1 ,为前、后轮制动器的制动力矩；L l、L 2为汽车质心至前轴和后桥的距离；然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩M 1再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩M 2五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩 1应急制动 应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为 )/(122 = 此时所需的后桥制动力矩为 +=12（ 818） 式中，为轴距；2为路面对后桥的法向反力；为附着系数；如用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的应急制动力矩为F . 若用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为F io, 2驻车制动 图8 12表示汽车在上坡路上停驻时的受力情况。由此不难得出停驻时的后桥附着力为 1/汽车在下坡路上停住驻时的后桥附着力为 F2=1/某货车的 2 B2图8 13所示。 汽车可能停驻的极限上坡路倾角1可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得，即由 1/=得到 1=式中，1是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角，图8 13所示例车的1=3250，(= 同理可推导出汽车