制動參數(shù)選擇及計算

1、第一章 制動參數(shù)選擇及計算第一節(jié) 汽車參數(shù)（符號以汽車設(shè)計為準(zhǔn)）制動器設(shè)計中需要的重要參量：汽車軸距： l=1370mm車輪滾動半徑： r r =295 mm汽車滿載質(zhì)量： ma=4100kg汽車空載質(zhì)量： mo=2600kg滿載時軸荷的分配： 前軸負(fù)荷39%，后軸負(fù)荷61%空載時軸荷的分配： 前軸負(fù)荷47%，后軸負(fù)荷53%滿載時質(zhì)心高度： hg =745mm空載時質(zhì)心高度： hg=850mm質(zhì)心距前軸的距離： l1 =835mm l1=726mm質(zhì)心距后軸的距離： l2 =535mm l2=644mm對汽車制動性有影響的重要參數(shù)還有：制動力及其分配系數(shù)、同步附著系數(shù)、制動強(qiáng)度、附著系數(shù)利用率

2、、最大制動力矩與制動因數(shù)等。第二節(jié) 制動器的設(shè)計與計算一 制動力與制動力矩分配系數(shù)0 水平路面滿載行駛時,前、后軸的負(fù)荷計算 對于后軸驅(qū)動的移動機(jī)械和車輛，在水平路面滿載行駛時前后軸的最大負(fù)荷按下式計算(g=9.8nkg) 前軸的負(fù)荷f1=ga(l2-hg)/(l-hg)=3830.8n 后軸的負(fù)荷f2=gal1/(l-hg)=36349.2n - 附著系數(shù)，瀝青.混凝土路面，取0.6 軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)： 前軸：m,1= fz1/g1=0.24 后軸：m,2= fz1/g2=1.48 1、(汽車?yán)碚?08頁)水平路面滿載行駛制動時,地面對前后車輪的法向反作用力（滿載）fz1= (l2+)=4100

3、×9.8÷1.370×（0.535+0.6×0.745）=28800.55nfz2= (l1-)=4100×9.8÷1.370×（0.8350.6×0.745）=11379.45n 式中： g- 汽車所受重力； l- 汽車軸距； -汽車質(zhì)心離前軸距離；l-汽車質(zhì)心離后軸距離；-汽車質(zhì)心高度；g -重力加速度；(取9.80nkg)2 （汽車?yán)碚?,22） 汽車制動時，如果不記車輪的滾動阻力矩和汽車的回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任何角速度0的車輪，其力矩平衡方程為m-fbre=0 （4-2）式中：m-制動器對車輪作用的制動力

4、矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反，nm；fb-地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，n；re-車輪有效半徑，m令 fb= m/re并稱之為制動器的制動力，它是在輪胎周緣克服制動器的摩擦力矩所需的力，因此又稱為制動周緣力。fb與地面制動力fb的方向相反，當(dāng)車輪角速度0時，大小亦相等，且fb僅由制動器的參數(shù)所決定，即fb取決于制動器的結(jié)構(gòu)形式、尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪的有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)增大踏板力以增大m時，fb和fb均隨之增大，但地面制動力受附著條件的限制其值不可能大于附著力f，（汽

5、車?yán)碚?2）地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力f fb f= fz (4-3) fbmax= f= fz (4-4)式中 ： -輪胎與地面的附著系數(shù)（汽車?yán)碚?2頁）；fz -地面對車輪的法向反力；(1) 前輪 ：fb1f1=fz1=28800.55×0.6=17280.33n fb1max=f1= fz1=28800.55×0.6=17280.33n (20后輪： fb2f2= fz2 =11379.45×0.6=6827.67n fb2max=f2= fz2=11379.45×0.6=6827.67n當(dāng)制動器的制動力fb和地面制動力fb達(dá)到附著

6、力f值時，車輪即被抱死并在地面上滑移，此后制動力矩m即表現(xiàn)為靜摩擦力矩mf，而fb= m/re即成為與fb相平衡以阻止車輪再旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值，當(dāng)制動力車輪角速度=0以后，地面制動力fb達(dá)到附著力 f值后就不再增大，而制動器的制動力fb由于踏板力fd的增大使摩擦力矩mf增大而繼續(xù)上升，如圖4-2所示圖4-2制動器制動力、地面制動力與踏板力的關(guān)系3、制動器制動力分配系數(shù)（汽車?yán)碚?10頁）（1）分配系數(shù)=fb1/fb (4-7)fb1/ fb2=(l2+hg)/ (l2-hg) (4-8)fb= fb1+ fb2 (4-9)可得=fb1/fb= fb1/（fb1+ fb2 ）=(l2+hg)/

7、( l2+hg+ l1-hg)=(l2+ hg)/l (4-10)即：=l2/l+hg/l (4-11)其中 l1=835mm l2=535mm l=1370mm hg=745mm 取=0.6 得到 =l2/l+hg/l=(535+0.6×745)÷1370=0.72（2）同步附著系數(shù) 0=（l-l2）/ hg (4-12) =(1370×0.72535)÷745=0.61將0=0.61代入式(4-5)得fz1，= (l2+0)=4100×9.8÷1.370×（0.535+0.61×0.745）=29328.467

8、×0.989=29005.85nfz2，= (l1-0)=4100×9.8÷1.370×（0.8350.61×0.745）=29328.467×0.381=11174.15n 在同步附著系數(shù)前后輪同時抱死的路面上行駛時所得到的地面制動力前輪 ：fb1f1=fz10 fb1max=f1= fz1，0=29005.85×0.61=17693.57n 后輪： fb2f2= fz2 0 fb2max=f2= fz2，0=11174.15×0.61=6816.23n第三節(jié) 鼓式制動器的主要參數(shù)及其確定制動鼓應(yīng)有足夠的壁厚，用

9、來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。1制動鼓內(nèi)徑d輸入入力一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。 圖1-8 鼓式制動器的幾何參數(shù)但增大d(圖18)受輪輞內(nèi)徑限制。制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 乘用車 ddr=0.640.74貨車： ddr=0 .700 .83制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)參照專業(yè)標(biāo)準(zhǔn)zb t24 d0589制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列選取。 圖1-8 鼓式制動器的主要幾何參數(shù)依據(jù)車輪型號：6.5-10 于是， 得輪輞

10、直徑dr dr =25.4 x 10=254 mm （1 in=25.4mm）取 ddr=0 .8 3 則制動鼓內(nèi)徑直徑 d=0.83x dr=0.83x254=210.82mm參照中華人民共和國專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) qc/t 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 取 d=220mm2摩擦村片寬度b和包角摩擦村片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，并且增加了成本。制動鼓半徑r確定后，襯片的摩擦面積為ap=rb.制動器各蹄襯片總的摩擦面積ap越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損

11、特性越好。試驗表明，摩擦襯片包角=90°100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于120°。取 =100° 襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。中華人民共和國專業(yè)標(biāo)準(zhǔn) qc/t 3091999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列結(jié)合課本教材汽車設(shè)計王望予264頁表8-1掃路車總質(zhì)量4100千克，對于（3.57.0）t

12、的商用車，單個制動器總的摩擦面積ap為（300650）cm2,這里取取 b=90mm 3.摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動碲的中央，即令=90°。有時為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善磨損均勻性和制動效能。此設(shè)計中 令=90°=90°=40°4.制動器中心到張開力作用線的距離e在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下。應(yīng)使距離e(圖87)盡可能大，以提高制動效能。暫定 e=0.8r=0.8x110=88mm5.制動蹄支承點位置坐標(biāo)a和c應(yīng)在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使a盡可能大而c盡可能小(圖87)

13、。暫定 a=0.8r=0.8x110=88mm6. 摩擦片摩擦系數(shù) 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.30.5，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250時，保持摩擦系數(shù)00.40已無大問題。本設(shè)計取=0.3。第四節(jié) 制動

14、器的設(shè)計與計算（一 ）（汽車設(shè)計268頁）考慮到oalob1=r=110mm a=88mm （汽車設(shè)計266頁圖8-8 268頁圖8-9 汽車設(shè)計264頁圖8-7）（cos=88÷110=0.8 角度為370r=110mm =100° =400 =1800-370 =3 0=+=103°（1）不均勻系數(shù) =（）(cos-cos)=1030（cos3 0-cos103°） =1.798÷0.999(0.225) =1.798÷1.224 =1.47（2）r1=4r(cos-cos)/(cos2-cos2)2+(2-sin2+sin2)2

15、1/2=4×110×1.224/(0.995+0.899)2+(3.49+0.438+0.105)21/2=538.56/(3.587+16.265) 1/2=538.56/(19.852) 1/2=538.56/4.456=120.86mm因為領(lǐng)蹄和從蹄大小尺寸相同 故 =120.88mm（二）用液力驅(qū)動時所需張開力為，采用領(lǐng)從蹄式制動器fo1=f02前輪 o= m1max/2(r1+r2)= fb1max×r r /2(r1+r2)=17693.57n×295÷483.52=10795.00n后輪 o= m2max/2(r1+r2)= fb

16、2max×r r /2(r1+r2)=6816.23×295÷483.52=4158.64n(三) 檢查蹄有無自鎖計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(810)得出自鎖條件。（汽車設(shè)計267頁 f取0.3）（汽車設(shè)計266頁cr）(汽車設(shè)計268頁1=arctan(fy/fx)=arctan(cos2-cos2)/(2-sin2+sin2)=arctan(0.995+0.899)/ (3.49+0.438+0.105)= arctan1.894/ 4.033= arctan0.47=25.20（ 汽車設(shè)計269頁） 當(dāng)式(810)中的分母等于零時，蹄自鎖

17、，即 c(cos1+fsin1)frl=0 0. 110×（0.905+0.3×0.426）0.3×0.12088=0. 110×1.0330.036264=0.0770如果f<c×cos1/(r1-csin1)就不會自鎖。c×cos1/(r1-csin1)= 110×0.905÷（120.88110×0.426)=99.55÷74.02=1.34f=0.3制動器不會自鎖領(lǐng)蹄表面的最大壓力為（汽車設(shè)計269頁）由方程式(85)和式(810)可計算出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為（h=e+a =176

18、mm）前輪 pmaxl=fo1 h r1/br2(cos-cos)c(cos1+fsin1)-fr1=10795×0.176×0.12088/0.090×0.112×1.224 ×0.77364 =2.23×105n后輪 pmax2=fo h r1/br2(cos-cos)c(cos1+fsin1)-fr1=4158.64×0.176×0.12088/0.090×0.112×1.224 ×0.77364 =8.58×104n（五） 前，后制動器制動力矩的計算為了保證汽車有良好

19、的制動效能，要求合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。為此，首先選定同步附著系數(shù)0，并用下式計算前、后輪制動力矩的比值 （817）式中，m1,m2征為前、后輪制動器的制動力矩；ll、l2為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；hg為汽車質(zhì)心高度。然后，根據(jù)汽車滿載在柏油、混凝土路面上緊急制動到前輪抱死拖滑，計算出前輪制動器的最大制動力矩m1max；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩m2 =（0.535+0.61×0.745）÷（0.8350.61×0.745） = 0.989÷0.381=2.596 前輪制動器的最大制動力矩 m1

20、max= fb1max×r r =17693.57×0.295=5219.60315=5219.60n.m 后輪制動器的最大制動力矩m2max= m1max÷2.596 =5219.60÷2.596=2010.63 n.m一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結(jié)果的一半值（六）、襯片磨損特性的計算（汽車設(shè)計270頁）摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質(zhì)及加工情況，以及襯片(襯塊)本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的

21、觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機(jī)械能(動能和勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了汽車全部動能耗散的任務(wù)。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中，而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴(yán)重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負(fù)荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因而有必要用一種相對的量作為評價能量負(fù)荷的指標(biāo)。目前，各國常用的指標(biāo)是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每

22、單位時間耗散的能量。通常所用的計量單位為wmm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負(fù)荷，或簡稱能量負(fù)荷。 雙軸汽車的單個前輪及后輪制動器的比能量耗散率分別為 e1=ma(v12-v22)/4ta1 e1=ma(v12-v22)/4ta2(1-) t=(v1-v2)/j 式中，ma為汽車總質(zhì)量(t)；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；v1,v2為制動初速度和終速度(ms)；j為制動減速度(ms2)；t為制動時間(s)；al、a2為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積(mm2)；盧為制動力分配系數(shù)。 掃路車最大轉(zhuǎn)移時速為v1=65kmh ma=4.1t a=17278.76mm2 =0.72 j=0.6g=0.6×9.8=5.88ms