20马力轮式拖拉机的半轴与制动器设计

PAGEPAGEV20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20horsepowerwheeledtractorrearaxlesandbrakedesignABSTRACTAlongwithourcountryagriculturaleconomydevelopment,thedomesticmarketunceasinglygrowstothetractordemand,unifiesourcountryagriculturetruthtoembark,isspeciallybiggertothemiddleandsmallscaletractordemandquantity。Thisdesignisoptimizesintheabsorptionmatureproductmeritfoundationdesignsaxleshasthedrivingarrestinggearandinthevehiclearrestinggearwiththebraketractorarrestinggear.Thedrivingarrestinggearcausesinthetravelthetractortodecelerateortostop;Appliesthebrakeinthevehicletoenablethetractortostopandthelongtimeinthepitchmaintainsthesteadystate.Thebrakehasthedrumtypeandthedisctypedivision.Thebrakearrangementwayhasaxlesappliesthebrakewithnearbyturntoapplythebrake,thebrakedrivetypehasthehydraulicpressureactuationandthemachineryactuates.Thisdesignunionexistingmiddleandsmallscaletractorbrakeinstallsthestructureandthetype,andtheconsultcorrelationdatacarriesontheoptimizeddesign,usesthedrivingtoapplythebrakewithtoapplythebrakeinthevehicleisabody,Thecontrolmechanismmachineryappliesthebraketheway.Thebrakearrangementthedrumtypebrakewhichappliesthebrakenearbythewheel.axlesusesthesemisubmersibletype.Keyword:Thedrivingappliesthebrake,appliesthebrakeinthevehicle,brakedrum,brakeshoe符号说明L轴距，mme轮距，mmms总质量，Kgh离地间隙，mmhs质心高度，mmMr制动力矩，Nmrdq轮胎滚动半径，mm地面附着系数，D制动鼓直径，mmβ摩擦衬片包角，A摩擦衬片的摩擦面积F制动蹄的张开力，Nb摩擦衬片的宽度BF制动器因数V拖拉机行驶速度g重力加速度目录第一章前言…………………1第二章概述…………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§3.3.2制动蹄因数…………………19§3.4踏板力的计算……………25第四章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第五章结论…………………32参考文献………………………33致谢………………………34PAGEPAGE34第一章前言近年来，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。

第二章概述§2.1制动系的功用与组成制动系的功用是：①使拖拉机在行驶中减速或迅速停车；②帮助急剧减速；③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：①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S1≤0.1v0+v02/90制动器热态S2≤1.25S1式中S1S2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;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%。②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。③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.④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200N～400N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60～100mm内选取。当控制力和行程不能同时满足时，原则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。⑤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。⑥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。⑦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(2—1)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μ的函数，即Kr=f(μ)制动因数对摩擦系数变化的敏感度εr可通过一阶导数来确定，即εr=dKr/dμ敏感度εr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1100～2000mm.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P=20马力=20x735=14700N=14.7KN所以L=1.421～1.617m.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Hmin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Hmin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，Hmin的一般值为：旱田轮式为300～400mm,水田轮式为350～450mm;手扶式为200～250mm;农业用履带式为250～300mm;工业用履带式为300～400mm;集体拖拉机为500以上。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λ0来描述。λ0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-λ0)对于两轮驱动拖拉机，为了获得较大的附着力，λ0的取值约为0.60～0.65；对于水田用两轮驱动拖拉机，为保证前轮的操纵性，λ0应稍小，多为0.55～0.60；前、后轮尺寸不同的四轮驱动拖拉机，λ0为0.48～0.58；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，λ0约为0.35～0.45.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-λ0)λ0=0.60～0.65取0.65所以a=1.5X0.35=0.525mB=L-a=1.50-0.525=0.975me=B/2=1400/2=700mmh=275～320取h=300mmh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/T309-1999《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β及宽度b摩擦衬片的包角β通常在β=90°～120°范围内选取，试验表明。摩擦衬片包角β=90°～100°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β虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。包角β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β=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/T309—1999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β，即A=Rbβ式中，β以弧度（rad）为单位，当A、R、β确定后，由上式也可初选衬片宽度b的尺寸。所以A=Rbβ=160x50x=167.5cm2四、衬片起始角β0摩擦衬片起始角β0如图2—1所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令β0=90°-。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β0=90°-=90°-=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2—1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（Nmm）为（忽略不计滚动阻力、旋转部分的惯性力矩和传动效率）（2—2）式中ms拖拉机使用质量(kg)g重力加速度，取9.8（m/s2）rdq驱动轮动力半径（mm）i制动器与驱动轮之间的传动力Φ附着系数，一般取Φ=0.7L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（2—3）（2—4）式中rd1rd2分别为前、后驱动轮的动力半径（mm）;i1i2分别为前、后制动器和前、后驱动轮之间的传动比。所以==961.3又因为制动器有热衰退现象，所以Mr‘=Mr/0.8=1201.6二、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（Nmm）为（2—5）式中α按标准规定的坡度角（）；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==1019.8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。第三章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=ABcosβ=0′Acosβ由图中的几何关系可知0′Acosβ=0′D=O′0sin故其径向变形量为AC=O′0sin(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O′0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=q0sin(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O′0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dγ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dγ角很小,也可以认为∠AB1B1′=90°则所求的摩擦衬片的径向变形为=B1C1=B1B1′sinγ=A1B1sinγdγ考虑到0A≈OB=R,则由等腰三角形A0B可知A1B1/sinа=R/sinγ代入上式,得摩擦衬片的径向变形和压力分布=Rsinаdγq1=q1maxsinа§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TTf1,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а处,如图4—1所示.若令摩擦衬片的宽度为b,则单元面积为bRdа,其中R为制动鼓半径,dа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=qbRdа=qmaxbRsindа而摩擦力fdN产生的制动力矩为dTTf=dNfR=qmaxbR2fsinаdа在а′至а″区段上积分上式,得TTf=qmaxbR2f(cosа′-cosа″)当法向压力均匀分布时,则有dN=qbRdаTTf=qmaxbR2f(а″-а′)由上述式可求出不均匀系数△=(а″-а′)/(cosа′-cosа″)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TTf1的方法,且更为方便.增势蹄产生的制动力矩TTf1可表达如下:TTf1=fN1式中:f摩擦系数;N1单元法向力的合力;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:P1cosа0S1X-N1(cosσ1+fsinσ1)=0P1a-S1Xc’+fρ1N1=0式中：S1X支承反力在x1轴上的投影；σ1x1轴与力N1的作用线之间的夹角。对式求解，得N1=hP1/[c’(cosσ1+fsinσ1)-fρ1]（3—1）式中：h=a+c=a+c’cosа.将式代入，增势蹄的制动力矩TTf1为TTf1=P1fhρ1/[c’(cosσ1+fsinσ1)-fρ1]=P1B1（3—2）对于减势蹄可类似地表示为TTf2＝P2fhρ2/[c’(cosσ2+fsinσ2)＋fρ2]=P2B2（3—3）为了确定ρ1，ρ2及σ1，σ2，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==qmaxRb(2β-sinа″+sin2а′)/4式中：β=а″-а′NY==qmaxRb(cos2а′-cos2а″)/4因此σ=arctan(NY/NX)=arctan[(cos2а′-cos2а″)/(2β-sin2а″+sin2а′)]根据上式，并考虑到N1=则有ρ1＝（3—4）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а′和角不同，显然两种蹄的σ和ρ1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+Tf2=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=0.5Tf/B1P2=0.5Tf/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’(cosσ1+fsinσ1)-fβ1=0如果式f<Ccosσ1/（ρ1-Csinσ1）成立，则不会自锁。由上式可得出领蹄表面得最大压力为qmax1=P1hρ1/BR2(cosа′-cosа″)[C‘（cosσ1+fsinσ1）-fρ1]式中：b摩擦衬片的宽度f摩擦系数。1）==3167.8N2)==7930.43)最大单位压力Pmax(MPa)Pmax===0.65MPa<[p]4)计算单位滑磨功率P′(MPam/s)P′=μPmaxv=0.3x0.65x1.495=0.29<[p]因为V车=30km/h=5.3m/s所以v鼓=x0.6=1.495m/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（3—5）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==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/P1RBF2=TTf2/P2R整个鼓式制动器的制动器因数则为BF=Tf/PR=（TTf1+TTf2）/0.5(P1+P2)R（3—6）当P1=P2=P时，则有（3—7）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如图所示作用在衬片的B点上。这一法向力引起作用力制动蹄衬片上的摩擦力为Nf,f为摩擦系数。a,b,c,h,R及а为结构尺寸。对领蹄取绕支点A的力矩平衡方程，即Ph+Nfc–Nb=0由上式得到领蹄的制动蹄因数为（3—8）==0.87当制动鼓逆转时，上述制动蹄则又成为从蹄，这时摩擦力Nf的方向与上次的相反，用上述分析方法，同样可得出从蹄绕支点A的力矩平衡方程，即Ph－Nfc－Nb=0由上式得从蹄得制动蹄因数为BFT2=Nf/p=（3—9）==0.46由上式可知：当f趋进于b/c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得函数。当时，BFT1趋近与无穷大，这时制动器将自锁，则f=因为f===0.970.3所以制动器不会发生自锁。由上述对领从蹄式制动器得制动因数的分析与计算可以看出，领蹄由于摩擦力对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，而从蹄则由于该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P1＝P2时，相差达3倍之多。图所示为领蹄与从蹄的制动蹄因数及其导数与摩擦系数的曲线关系。由图可见，当f增大到一定值时领蹄的BFT1和dBFT1/df均趋与无穷大。它意味着此时只要施加一极小张开力P1，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以消除制动。领蹄的BFT1和dBFT1/df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BFT2及dBFT1/df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变化。而摩擦系数的变化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f的敏感性可由dBF/df来衡量，因而dBF/df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，还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，多次重复地紧急制动可导致制动器因数值减50％，而长下坡时的连续和缓制动也会使该值降至正常值的30％。由图可看出，领蹄的制动蹄因数虽大于从蹄，但器效能稳定性却比从蹄的差。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（dBF/df）为常数，故其效能稳定性最好。§3.3.3摩擦衬片的摩损特性计算摩擦称片的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑摩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，是将其机械能的一部分转变为热量而消耗的过程。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制动摩擦产生的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，则摩擦衬片的磨损亦愈严重。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。磨损特性指标也可用衬片的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为Ff0=Tf/RA式中：Tf单个制动器的制动力矩；R制动鼓半径；A单个制动器的衬片摩擦面积。所以Ff0=Tf/RA=1201.6x103/2x160x167.5x102=0.23N/mm2当制动减速度j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力Ff0以不大于0.48N/mm2为宜。也可采用摩擦衬片与制动鼓间的平均压力qp作为衡量磨损的指标，即qp＝N/A≤[qp]式中：N摩擦衬片与制动鼓间的法向力；A摩擦衬片的摩擦面积。所以qp＝N/A===0.55MPa<[qp]有文献推荐取[qp]=2MPa，当前人们更加重视磨损问题，可取[qp]=1.4-1.6MPa（当摩擦系数f=0.3-0.5时）。磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中由最高制动初速度停车所完成的单位衬片面积的滑磨功，即比滑磨功L1来衡量：Lf＝mavamax2/2A∑≤[Lf]式中：ma汽车总质量，kg;vamax汽车最高车速，m/sA∑车轮制动器各制动衬片的总摩擦面积，cm2[Lf]许用比滑磨功，对轿车取[Lf]=1000j/cm2--1500j/cm2;对客车和货车取[Lf]=600j/cm2800j/cm2.所以Lf＝mavamax2/2A∑==133.7j/cm2<[Lf]§3.4踏板力的计算如图有力的平衡可得F1a=F2b得出又因为得所以＝＝158.2N所以踏板力F=2(F1+F弹簧)＝2x(158.2+30)=376.4N<400N踏板得自由行程s制动蹄与制动鼓之间得间隙为0.2～0.5mm.按0.5mm计算θ＝radL’=X120=50θ’=＝5x=mm所以s=θ’a=x320=35mm.第四章半轴的计算和弹簧结构的计算§4.1半轴的计算（半浮式）一、纵向力FX2最大和侧向力Fy2为0此时垂直力Fz2=（4—1）==5096N 纵向力最大值FX2=Fz2=（4—2）==4076.8N半轴的弯曲应力б和扭转切应力为б=（4—3）==79.8MPa=（4—4）==7.3.8MPa合成应力бn===167.8MPa二、侧向力Fy2最大和纵向力FX2=0此时意味着发生侧滑，外轮上的垂直反力Fz20和内轮上的垂直反力Fz2i分别为Fz20=（4—5）Fz2i=G2-Fz2（4—6）hg为质心高度，B2为轮距，为侧滑附着系数，计算时可取1.0Fz20===7522.7NFz2i=G2-Fz2=970.6N外轮上的侧向力Fy20和内轮的侧向力Fy2i分别为Fy20=Fz2=7522.7x0.8=6018.2NFy2i=Fz2i=970.6x0.8=776.5N这样外轮半轴的弯曲应力б0和内轮半轴的弯曲应力бi分别为：б0=（4—7）==126MPaбi=（4—8）=