毕业设计制动系计算

1、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，所以计算法向圧力在摩擦衬片上的分 布规律比较闲难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其它冬件变形的影响较小而忽略不计。制动蹄有一个自山度和两个自山度z分。首先计算冇两个白由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图8-8a所示，将坐标原点取在制动鼓中心 0点。y.坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心儿点。制动时，由丁-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川的方向沿支承血移 动。结果蹄片屮心位于0点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮丿郭(ee线)，就沿皿方向移动进入制动汲内。 显

2、然，表而上所有点在这个方向上的变形是一样的。位于半径obi上的任意点b1的变形就是bb' |线段， 所以同样一些点的径向变形山为.cos v.考虑到 g(b+a 90°)和b1b, !=00.= 6 lmax所以对于紧蹄的径向变形6 1和压力pl为:式中，a 1为任意半径0b1和yl轴之间的夹角；屮1为半径obi和最大压力线001之间的夹角;4> 1为x 1 轴和最人压力线001之.间的夹角。其次计算有一个u由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图8-8b所示，此时蹄片在张开力和摩擦力 作用下，绕支承销人转动dy角。摩擦衬片表面任虑点b沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段其

3、 径向变形分量是这个线段在半径obi延长线上的投影，即为线段。由于dy很小，可认为zabb'产90°, 故所求摩擦衬片的变形应为s 1 二b】ci=bib' isin y i二ab】sin y id y考虑到oaiob产r.那么分析等腰三角形a：ob则有a】月1/sina=r/sin7,所以表面的径向变形和压力 为(8-2)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(81)和式(82)计算。沿摩擦衬片长度方向圧力分布的不均匀程度，可用不均匀系数厶评价(8-3)式中，pf为在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力；pinax为压力分布

4、不均匀时蹄片上的 最大压力。2.计算蹄片上的制动力矩计算鼓式制动器制动器，必须杳明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之.间的关系。为计算有一个口由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片农面取一横向微元面积，如图8_9所示。它位丁y角 内，面积为brd a，其中b为摩擦衬片宽度。山汲作用在微元面积上的法向力为同时，摩擦力fdfl产生的制动力矩为(f为燎擦因数，计算时取0. 3)dmp t l=df 1 f r=pmaxbr"f sin a da从a "到a ""区段积分上式得到从式(85)和式(8-6)能计算出不均匀系数=( a z - a ' )/(cos

5、 a '-cos a '')从式(85)和式(8-6)能计算出制动力矩与压力z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mutl用下式表达式中，f1为紧蹄的法向合力；r1为摩擦力ffl的作用半径(图810)o如果已知蹄的几何参数(图810屮的h a c等)和法向压力的大小，便能用式(85)计算出蹄的制动力矩。为计算随张开力fol而变的力f1,列出蹄上的力平衡方程式式中，§1为xl轴和力f1的作用线之间的夹角；f'x为支承反力在xl轴上的投影。解联立方程式(88)得到对丁-松蹄也能川类似的方程式农示，即 为计算6

6、 1、6 2、及rl、r2值，必须求出法向力f及其分量，沿着相应的轴线作用有dfx和dfy力，它们 的合力为df(图89)。根据式(84)有所以5 =arctan(fy/fx)=arctan(cos2a ' -cos a ”)/(2 b-sin2a ” +sin2a *)根据式(85)和式(87)并考虑到fl=7fx2+fy2如果顺着制动玻旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的a "和a ”角度不同，很显然两块蹄片的8和r1值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩z和，即mu =mu tl+mu t2=foldl+f02d2用液力驱动时，fol二f02。所需的

7、张开力为foriu/(dl+d2)用凸轮张开机构的张开力，可山前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出fol=0. 5mp/d1fo2=0.5mu/d2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，蹄口锁，即c (cos 5 l+fsin5 1)frl=o如果f<c" 6 l/(rl-casin 6 1)就不会自锁。由方程式(85)和式(810)可计算出领蹄表面的最大压力为pmaxl=folhrl/br2(cos a ' -cos a m) c* (cos 6 1+fsin 6 l)-frl二、盘式制动器的

8、设计计算假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为my=2f / for式中，f为摩擦i大i数；fo为单侧制动块对制动盘的压紧力；r为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取r等于平均半径【5,或有效半径rc,在 实际上已经足够粘:确。如图811,平均半径为rm= (r1+r2) /2式中，r1和r2为摩擦衬块扇形表而的内半径和外半径。设衬块与制动盘之间的单位压力为户，则在任意微元面积rdrdd>上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fpr2dr d <!>,而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为 单侧衬块加于制动盘的总摩擦

9、力为故有效半径为re=mp /2ffo=2 (r23-ri3) /3 (r22-r.2)可见，有效半径re即是扇形表而的面积中心至制动盘中心的距离。上式也可写成rc二4/3 1-r1r2/ (r1+r2)2 (r1+r2)/2二4/3 1-m/ (1+m)2 rm式中，m=ri/r2因为ml, m/(1+m) 2<l/4,故re>rm,且m越小则两者差值越大。应当指出，若m过小，即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。m值-般不应小丁 0.6 5。制动盘工作面的加工精度应达

10、到下述要求：平面度允差为0. 012mm,表面粗糙度为rao. 71.3 pm,两摩 擦表面的平行度不应大于0. 05imn,制动盘的端面恻跳动不应大于0. 03叽通常制动盘采用燎擦性能良好 的珠光体灰铸铁制造。为保证冇足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于ht250o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) 木少材质等许多因索的彩响，因此在理论上计算擀损性能极为困难。但试验表明，彩响序损的最重要的因 索还是摩擦表面的温度利摩擦力。从能量的观点來说，汽车制动过程即是将汽车的机械能(动能和势能)的 一部分转变为热暈而耗

11、散的过程。在制动强度很人的紧急制动过程屮，制动器儿乎承扒了汽车全部动能耗 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人气中，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疑负荷。能量负荷越大，则衬片(衬块)擁损将越严重。对于盘式制动 器的衬块，其单位面积上的能最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汲的高。 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，因而冇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暈耗散率，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 / mm2。比能量耗

12、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竝耗散率分别为el= 5 hi,(vi2-v22) /4tai 3el= 6 ma(vi2-v22) /41a2(1 - b )t=(vl-v2)/j式中，nm为汽车总质量(i)； §为汽车回转质鼠换算系数；vl,v2为制动初速度和终速度(m / s) ； j为制 动减速度(m / s2) ； t为制动时间(s)； al、a2为前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积(曲);卢为制动力分 配系数。在紧急制动到停车的情况下,v2=0,并可认为6=1,故(814)(815)据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不

13、大于1. 8w / mm2为宜，计算时取减速度j二0. 6沪制动 初速度vl：轿车j|j 100km/h(27. 8m/ s)；总质量3. 5t以下的货车用80km / h(22. 2m / s)；总质量3. 5t 以上的货车用65km /h(18m / s)。轿车的盘式制动器在同上的01和i的条件下，比能最耗散率应不大于6. 0 w/mm2o对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'值允许略人于1. 8w / mm% 比能暈耗散率过高不仅引起衬片(衬块)的加速磨损，且冇可能使制动鼓或制动盘更早发工龟裂。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，

14、称为比摩擦力f。比摩擦力越人，则 磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为，(816)式m u为单个制动器的制动力矩：r为制动鼓半径(衬块平均半径rm或冇效半径re)； a为单个制动的 衬片(衬块)摩擦面积。在j=0. 6g时，鼓式制动器的比摩擦力fo以不人于0. 48n / mn?为宜。与乙和应的衬片与制动鼓z间的平均 单位压力户pm=fo / f=l. 371. 60n / mm?设摩擦因数f： 0. 30. 35)。这比过去一些文献中所推荐的pm许 用值22. 5n / nim2耍小，因为除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冇良好的制动效能

15、，要求介理地确定前、后轮制动器的制动力矩。为此首先选定同步附着 系数e。，并用卞式计算前、后轮制动力矩的比值(817)式中,mul,mu2征为前、后轮制动器的制动力矩;ll、l2为汽车质心至前轴和后桥的距离;hg为汽车质心 高度。然后，根据汽年满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前伦抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力 矩m plmax；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人制动力矩什2nm。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，故后桥制动力为此时所需的后桥制动力矩为(818)式中，mag为汽车满载总质量与重力加速度

16、的乘积；l为轴距；l1为汽车质心到前轴的距离；hg为汽车质 心高度；卜'2为路面对后桥的法向反力；"为附着系数；re为车轮有效半径。如用后伦制动器作为应急制动器，则单个后伦制动器的应急制动力矩为fb2re/2.若用屮央制动器进行应急制动，则其应冇的制动力矩为fb2re/io, io为主传动比。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f2 4> =idag 4)(li/lcos a +hg/lsin a )汽车在下坡路上停住驻时的后桥附着力为f2 4)二ntg <1)(lt/lcos a -hg/lsin a )某货车的卜、2 4)/ mag> f； 4)/ mag、i；b2 / mag三者对坡路倾角a的关系，如图813所示。汽车可能停驻的极限上坡路倾角a 1可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得，即由m；1g(l> (li/lcos a 1+hg/lsin a 1) =m；,gsin a 1得到a 1 二 arctan 4)li/ (l- 4)hg)式中，a 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 1二32。50, (a-0.7 时)。同理可推导出汽车