【《某牵引车制动系统制动系的主要参数及其选择计算案例》4900字】

III某牵引车制动系统制动系的主要参数及其选择计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u10306某牵引车制动系统制动系的主要参数及其选择计算案例 1211691.1QCC4252D654型牵引车的主要参数 1186051.2制动力与制动力分配系数 2247141.3同步附着系数 5241811.4制动器产生的制动力矩的极限 6152041.5鼓式制动器的结构参数与摩擦系数 7273821.5.1鼓式制动器的结构参数 7270861.5.2摩擦片摩擦系数 101.1QCC4252D654型牵引车的主要参数本文依据此型牵引车，实际测量牵引车具体有关数据见表3-1。表3-1牵引车相关参数表长×宽×高（mm）6973×2550×3790轴距L（mm）3300+1350整备质量（kg）8805kg总质量（kg）25000kg（加上挂车40000kg）质心高度（mm）空载900满载1325质心距前轴距离（mm）空载1700满载2860质心距二轴距离（mm）空载1600满载440前轮距（mm）2080后轮距（mm）1860/1860最小离地间隙（mm）255轴荷分配（kg）70000/18000（二轴组）最高车速（km/h）88轮胎尺寸型号12R22.5车轮工作半径（mm）5261.2制动力与制动力分配系数如果我们要对车辆进行行驶分析，要从车辆的受力分析开始。通常作如下假定：当汽车处于平直路面上正常行驶的过程中，分析汽车速度降低时所受作用力，在分析的过程中不但需要将汽车制动状态下，减速旋转时形成的车轮惯性力偶矩，空气产生的阻力忽略不计，而且还需要忽略对汽车车轮滚动产生干扰的空气阻力的偶矩。而且当汽车处于刹车状态时，车轮产生的滚动和滑动摩擦同时出现的情况不进行研究，同时选择固定的车轮附着系数为φ。对于汽车的前轮和后轮与地相接触的位置的作用力进行取值，得到力等式（3-1）式中：当车辆处于制动状态下，根据以上公式，计算车辆整体车轴转移的作用力，并进行研究分析，由于在该状态下会出现轴荷所受作用力出现转移的情况，因此能够获取当汽车发生制动时，垂直方向上汽车的前轴车轮和后轴车轮所受的反向作用力Z1，Z2，如果水平路面上的附着系数固定为φ，当汽车在该路面行驶中发生制动，车辆的前轮和后轮同时出现抱死，在该状态下，车辆所受的地面的制动力的总量和前后轮的附着力的总量是相等的，而且也与质心所受的制动惯性力相等，即或（3-2）地面对车辆产生的制动力的总量为（3-3）式中：由式3-2可知：当行驶车辆在一道路上刹车时，若附着系数φ保持一个固定值，因制动强度q或总制动力FB的影响，各轴的轮胎的极限附着力会发生变化。当车辆制动系统产生了满足制动条件的制动力，以分配的轴荷，路面的实际情况，分配在车辆前轮与后轮制动器上的制动力的不同，以及公路表面的附着系数等作为依据，那么当汽车处于制动状态下，发生的可能的情况就包括：（1）汽车的前轮首先出现抱死并发生拖滑，之后后轮也出现同样的情况；（2）汽车的后轮首先出现抱死并发生拖滑，之后后轮也出现同样的情况；（3）汽车的前轮和后轮同时出现抱死并发生拖滑。在以上列举的三种不同的情况下，很明显，前后车轮同时抱死的状态对附着力的利用率更高。如果汽车运行的路面的附着系数φ为任意值，汽车前轮和后轮同时出现抱死的情况，也就是前后轮对附着力的利用率更高的前提条件，根据以上三个公式计算比较容易[9]（3-4）其中：根据计算公式（3-4）说明，如果汽车的前轮和后轮同时出现抱死的情况，路面的附着系数就会对前、后轮制动器的制动力Ff1，Ff2产生直接性影响。由式（3-4）中通过消去φ可得以Ff1为横坐标，Ff2为纵坐标坐标的平衡曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图3-1所示。图3-1载货汽车的I曲线若实际Ff1，Ff2能符合I曲线的函数关系，则可以认为在任一φ的道路上汽车前、后轮同时抱死。此外，现如今多数双轴汽车Ff1/Ff2为固定数值，同时Ff1和汽车制动器产生的制动力的总值Ff之间的比例被叫做汽车制动器制动力分配系数β，就是（3-5）又因为在附着条件约束的区间中，仅从数值上，地面形成的制动力与相应的边缘制动力是相同的，所以又将β叫做制动力的分配系数[10]。1.3同步附着系数如果要对运行过程中的汽车进行分析，首先就是分析汽车所受作用力的情况。因为当汽车在路面上前进的过程中所受作用力较多，而且复杂，因此在分析其所受作用力是需要简化处理所受作用力的情况。由式（3-5）可得（3-6）式（3-6）在图（3-1）中能够代表直线函数β线，也就是汽车前轮制动器与后轮制动器分配的实际的制动力曲线。I曲线与β直线两条线相交位置的附着系数φ=φ0，那么称φ0为同步附着系数。根据分析研究结果显示，如果车辆行驶的路面的同步附着系数为φ0，并在行驶过程中发生制动，汽车的前轮与后轮同时发生抱死的情况下，车辆以du/dt=qg=φ0g为减速度，在制动作用下速度不断降低，也就是制动强度为q=φ0。但是如果路面的附着系数为其他值φ的情况下，能够满足汽车后轮或者是前轮将要达到抱死状态的制动强度比φ更小。要使前后车轮附着力得到完全作用，只有当路面的附着系数为同步附着系数时才能实现完全制动。能够借助于附着系数利用率ε代表利用附着条件的情况，可将ε定义成（3-7）其中：如果满足条件时，，利用率为最大值。目前国外汽车有关学术文献建议满载时：轿车选取φ0≥0.6；大型车辆选取φ0≥0.5较好。为了充分保证车辆刹车方向的一致性和满足条件的附着系数利用率，ECE的有关制动系统技术和方法规范中明确指出，当车辆的负载为任意值，并处于制动状态时，轿车的制动强度区间为0.15≤q≤0.8，其他类型的汽车的制动强度区间为0.15≤q≤0.3，综合考虑在内，所有的都是先发生汽车前轮的抱死，然后汽车后轮再出现抱死情况。在我国的GB12676-1999附录A《制动力在车轴（桥）之间的分配及牵引车与挂车之间制动协调性要求》中也规定了相似的内容[11]。以此车型有关的参数以及设计中的规定作为参考，对该类型的同步附着系数值进行确定，当汽车处于满负荷状态下，φ0大致为0.6，当汽车无负载状态下，φ0大致为0.6。φ0值确定后，根据式（3-4）和式（3-6）可得（3-8）（3-9）其中：通过计算可得，制动力分配系数为β=0.72。1.4制动器产生的制动力矩的极限当汽车的后轮出现抱死情况时，为了避免汽车偏离前进的方向，从而造成危险，因此当车辆刹车时需要维持β线位于I曲线下方位置；如果汽车的前轮出现抱死情况时，汽车的控制方向转动的能力有可能会消失，为了避免这种情况，需要将车辆制动附着效率ε提高，β线应该接近I曲线为宜。此外，若按照实际要求可以利用前轴制动附着力、制动效率系数、附着系数曲线图都作为影响因素，综合考虑在内，为了避免汽车后来出现抱死情况，同时将汽车的制动效率进行提高，汽车的前轴对附着系数的利用曲线需要超出后轴的且不能低于45°对角线，尽量接近对角线[12]。为了能够更好地准确保证在汽车刹车时控制汽车的行驶和汽车方向盘的稳定性以及当汽车处于高速运动状态下，能够保证制动效率较高，针对于汽车前后轴的制动器，产生的制动力在ECER13制动技术法规中进行规定，该法规主要有联合国欧洲经济委员会发布。在我国同样也有相关类型的规定，例如在GB12676-2014中，主要针对挂车以及商用车辆的制动系统。将一定满载状态下大于1.5吨的货车或者是一辆普通轿车作为例子，在法规中的规定为：当φ的取值范围为0.2~0.8之间时，针对不同类型的车辆提出的要求如下所示：为了保障当车辆处于刹车状态时行驶更加稳定，同时上车制动系统的效能良好，就需要在设计车辆前轮或者后轮刹车制动器制动量以及力矩的额定值时更加合理。当汽车的前轮和后轮同时出现抱死情况时，也就是满足条件q=φ，在汽车的前车轮以及后车轮制动器上形成的制动力距的极限值为（3-10）（3-11）其中：re将通过上式公式进行计算获取的结果的一半选作为车轮制动器制动力矩的极限值。针对于本课题研究的车型，选择的路面附着系数的值为0.6，将该数值带入到上述两式中，通过计算可以得到，Tf1max的值大致为48.54×103N·m，Tf2max的值大致为8.34×103N·m。1.5鼓式制动器的结构参数与摩擦系数1.5.1鼓式制动器的结构参数1．制动鼓直径D或半径R如果输入的作用力P的值为确定的，随着制动鼓直径不断增大，其制动力距也会增大，同时制动鼓在散热上表现出的性能就会越好。然而通常情况下，轮辋直径也会对直径D产生约束作用，而且很明显随着制动鼓的直径增加，质量也会越大，因此也会导致汽车的非悬挂重量变大，就会对汽车前进过程中的平顺性产生干扰。所以就要求轮辋和制动鼓两者之间相距一定的距离，而且一般情况下规定该距离不可以低于20毫米，也不可以大于30毫米，这样有利于散热。对于货车而言，一般取制动鼓直径D/轮辋直径Dr=0.7~0.83。通常情况下相较于轮辋外部的直径而言，客车以及载货汽车的制动鼓内径都会小于80~100毫米。在设计牵引车的过程中，也可以依据轮胎的型号为12R22.5，通过其轮辋直径开始对制动鼓内部直径的极限值进行确定，如下表3-2所示。表3-2制动鼓最大内径轮辋常用直径/in161220，22.5141315制动鼓内部直径的极限值/mm客车、货车320220420260240300轿车—180—240200260首先取制动鼓内部直径D为380mm，轮辋直径Dr=22.5×25.4=571.5mm，制动鼓最小内径应该是22.5×25.4×0.7=332mm，最大为420mm，符合设计要求。2．制动蹄摩擦衬片的包角β及宽度b经过多次实验证明，如果设计的摩擦衬片包角的范围为90~100度时，产生的磨损为最小量，此时制动鼓的温度也达到最小值，产生的制动效率达到最大值。虽然将包角的值降低，会提高散热性能，但是同样也会提高单位产生的压力，增加磨损的速度，因此包角一般也不会超过120度。包角两个端口的实际单位压力值最小。所以包角的值几乎不会干扰单元产生的作用力，同时还会导致制动器平顺性差，甚至还会导致制动器出现自锁的情况。通常情况下，选择包角的区间为90~120度，减少磨损可以通过适当增大衬片宽度b，但如果过大，则很难确保与制动鼓完全接触，则初选β=100°。衬片宽度b的选择通常是根据在紧急刹车时使其单位压力不超过2.5MPa的条件，在设计的过程中选择摩擦衬片的宽度时需要参考QC/T309—1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列的规定》中相关的要求，同时根据国外相关的资料数据统计可以获得，随着整体汽车的重量不断增加，鼓式制动器衬垫摩擦面积的总量也会提高，如下表所示，当车辆处于制动状态时，单位面积上形成的正向作用力更小，因此产生的摩擦力也较小。共有三个参数决定了制动器的摩擦面积AΣ，其中包括制动蹄摩擦衬片宽度值，以及包角，制动鼓的内部直径，那么（3-12）其中：而摩擦衬片的宽度和包角以及制动鼓的半径，都决定了每个摩擦衬片的摩擦面积，也就是。（3-13）其中摩擦衬片的包角β的单位为弧度（rad），如果制动器的摩擦面积，摩擦衬片的包角以及制动鼓的半径都为已知值，通过上述公式，就能够初步确定摩擦衬片。表3-3制动器衬片摩擦面积表汽车类型每个制动器衬片摩擦面积的总量ΣA/cm2汽车整体质量ma/t客车和货车150~250(多为150~200)120~200300~650550~1000600~1500(大部分为600~1200)250~4001.0~1.51.5~7.012.0~17.01.5~2.57.0~12.02.5~1.5轿车200~300100~2001.5~2.50.9~1.5通过本课题设计中与牵引车相关的参数，最终确定的摩擦衬片的宽度值为180毫米，制动鼓的内部直径长度为380毫米，包角的角度为100度，摩擦面积的总值为119320mm2。3．摩擦衬片的初始角度β0如下图3-2所示为摩擦衬片的初始角度β0，一般考虑到制动性能和磨损的均匀性，从而满足分布的单位，作用力的情况的要求，以压力最大值作为对称分布衬片，衬片在制动蹄中央放置，即β0=90º-β/2=40°。4．张开力P的作用线距离制动器中心位置的长度a如下图3-2所示距离a，如果要使得一个制动凸轮或者轮缸在一个制动鼓内完全直接布置，便于