制動器的設(shè)計(jì)與計(jì)算

1、第四節(jié) 制動器的設(shè)計(jì)與計(jì)算一、鼓式制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算1.壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，所以計(jì)算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其它零件變形的影響較小而忽略不計(jì)。制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分。首先計(jì)算有兩個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。如圖8-8a所示，將坐標(biāo)原點(diǎn)取在制動鼓中心點(diǎn)。坐標(biāo)軸線通過蹄片的瞬時轉(zhuǎn)動中心點(diǎn)。制動時，由于摩擦襯片變形，蹄片一面繞瞬時轉(zhuǎn)動中心轉(zhuǎn)動，同時還順著摩擦力作用的方向沿支承面移動。結(jié)果蹄片中心位于點(diǎn)，因而未變形的摩擦襯片的表面輪廓(線)，就沿方向移動進(jìn)入制動鼓內(nèi)。顯然

2、，表面上所有點(diǎn)在這個方向上的變形是一樣的。位于半徑上的任意點(diǎn)的變形就是線段，所以同樣一些點(diǎn)的徑向變形為考慮到和，所以對于緊蹄的徑向變形和壓圖88 計(jì)算摩擦襯片徑向變形簡圖a)有兩個自由度的緊蹄 b)有一個自由度的緊蹄力為： (8-1)式中，為任意半徑和軸之間的夾角；為半徑和最大壓力線之間的夾角；為軸和最大壓力線之間的夾角。其次計(jì)算有一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。如圖8-8b所示，此時蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支承銷轉(zhuǎn)動角。摩擦襯片表面任意點(diǎn)沿蹄片轉(zhuǎn)動的切線方向的變形就是線段，其徑向變形分量是這個線段在半徑延長線上的投影，即為線段。由于很小，可認(rèn)為，故所求摩擦襯片的變形應(yīng)為考慮到，

3、那么分析等腰三角形，則有，所以表面的徑向變形和壓力為 (8-2)綜上所述可知，新蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，可用式(8-1)和式(8-2)計(jì)算。沿摩擦襯片長度方向壓力分布的不均勻程度，可用不均勻系數(shù)評價 (8-3)式中，為在同一制動力矩作用下，假想壓力分布均勻時的平均壓力；為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。2.計(jì)算蹄片上的制動力矩計(jì)算鼓式制動器制動力矩，必須查明蹄壓緊到制動鼓上的力與產(chǎn)生制動力矩之間的關(guān)系。為計(jì)算有一個自由度的蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面取一橫向微元面積，如圖8-9所示。它位于角內(nèi)，面積為，其中為摩擦襯片寬度。由鼓作用在微元面積上的法向力為 (8-4)同時，

4、摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為(為摩擦因數(shù)，計(jì)算時取0.3)從到區(qū)段積分上式得到 (8-5)法向壓力均勻分布時 (8-6)從式(8-5)和式(8-6)能計(jì)算出不均勻系數(shù)從式(8-5)和式(8-6)能計(jì)算出制動力矩與壓力之間的關(guān)系。但是，實(shí)際計(jì)算時還必須建立制動力矩與張開力的關(guān)系。緊蹄產(chǎn)生的制動力矩用下式表達(dá) (8-7)式中，為緊蹄的法向合力；為摩擦力的作用半徑(圖8-10)。圖8-9算制動力矩簡圖 圖810 計(jì)算張開力簡圖如果已知蹄的幾何參數(shù)(圖8-10中的、口、c等)和法向壓力的大小，便能用式(8-5) 計(jì)算出蹄的制動力矩。為計(jì)算隨張開力而變的力，列出蹄上的力平衡方程式 （8-8）式中，為軸和力的作

5、用線之間的夾角；為支承反力在軸上的投影。解聯(lián)立方程式(8-8)得到 (8-9)對于緊蹄可用下式表示 (8-10)對于松蹄也能用類似的方程式表示，即 (8-11)為計(jì)算、值，必須求出法向力F及其分量，沿著相應(yīng)的軸線作用有和力，它們的合力為(圖8-9)。根據(jù)式(8-4)有 (8-12) (8-13)所以式中，。根據(jù)式(8-5)和式(8-7)并考慮到如果順著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片和逆著制動鼓旋轉(zhuǎn)的蹄片的，和角度不同，很顯然兩塊蹄片的和值也不同。制動器有兩塊蹄片，鼓上的制動力矩等于它們的摩擦力矩之和，即用液力驅(qū)動時，。所需的張開力為用凸輪張開機(jī)構(gòu)的張開力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出計(jì)算

6、鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由式(8-10)得出自鎖條件。當(dāng)式(8-10)中的分母等于零時，蹄自鎖，即如果就不會自鎖。由方程式(8-5)和式(8-10)可計(jì)算出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為二、盤式制動器的設(shè)計(jì)計(jì)算假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為式中，為摩擦因數(shù)；為單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；為作用半徑。對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽螅〉扔谄骄霃?，或有效半徑，在?shí)際上已經(jīng)足夠精確。如圖8-11，平均半徑為式中，和為摩擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑。設(shè)襯塊與制動盤之間的單位壓力為，則在任意微元面積上的摩擦力對制動盤中心的力

7、矩為，而單側(cè)制動塊加于制動盤的制動力矩應(yīng)為單側(cè)襯塊加于制動盤的總摩擦力為故有效半徑為圖811 鉗盤式制動器的作用半徑計(jì)算參考圖可見，有效半徑即是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。上式也可寫成式中,。因?yàn)?，且越小，則兩者差值越大。應(yīng)當(dāng)指出，若過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠(yuǎn)，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設(shè)條件不能成立，則上述計(jì)算方法也就不適用。值一般不應(yīng)小于0.65。制動盤工作面_韻。加工精度應(yīng)達(dá)到下述要求：平面度允差為0.012mm，表面粗糙度為0.71.3，兩摩擦表面的平行度不應(yīng)大于0.05mm，制動盤的端面圓跳動不應(yīng)大于0.03mm。

8、通常制魂盤采角摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證有足夠的強(qiáng)度和耐磨性能，其牌號不應(yīng)低于HT250。三、襯片磨損特性的計(jì)算摩擦襯片(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(jì)算磨損性能極為困難。但試驗(yàn)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。從能量的觀點(diǎn)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(shí)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

9、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)摩擦面積的每單位時間耗散的能量。通常所用的計(jì)量單位為W。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式中，為汽車總質(zhì)量(t)；為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；、為制動初速度和終速度(ms)；j為制動減速度()；t

10、為制動時間(s)；、為前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積()；為制動力分配系數(shù)。在緊急制動到停車的情況下，=O，并可認(rèn)為=1，故 (8-14) (8-15)據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8W/為宜，計(jì)算時取減速度j=O.6g。制動初速度：轎車用lOOkmh(27.8ms)；總質(zhì)量3.5t以下的貨車用80kmh(22.2ms)；總質(zhì)量3.5t以上的貨車用65kmh(18ms)。轎車的盤式制動器在同上的和j的條件下，比能量耗散率應(yīng)不大于6.0W。對于最高車速低于以上規(guī)定的制動初速度的汽車，按上述條件算出的e值允許略大于1.8W。比能量耗散率過高不僅引起襯片(襯塊)的加速磨損，

11、且有可能使制動鼓或制動盤更早發(fā)生龜裂。另一個磨損特性指標(biāo)是每單位襯片(襯塊)摩擦面積的制動器摩擦力，稱為比摩擦力。比摩擦力越大，則磨損將越嚴(yán)重。，單個車輪制動器的比摩擦力為 (8-16)式中,為單個制動器的制動力矩；R為制動鼓半徑(襯塊平均半徑或有效半徑)；A為單個制動器的襯片(襯塊)摩擦面積。在j=O6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于O.48N/為宜。與之相應(yīng)的襯片與制動鼓之間的平均單位壓力 (設(shè)摩擦因數(shù)f=O.3O.35)。這比過去一些文獻(xiàn)中所推薦的許用值22.5要小，因?yàn)槟p問題現(xiàn)在已較過去受到更大程度的重視。 四、 前、后輪制動器制動力矩的確定為了保證汽車有良好的制動效能，要求合理地

12、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)，并用下式計(jì)算前、后輪制動力矩的比值 (8-17)式中，、為前、后輪制動器的制動力矩；、為汽車質(zhì)心至前軸和后橋的距離；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(jì)算出前輪制動器的最大制動力矩；再根據(jù)前面已確定的前、后輪制動力矩的比值計(jì)算出后輪制動器的最大制動力矩。五、應(yīng)急制動和駐車制動所需的制動力矩1、應(yīng)急制動應(yīng)急制動時，后輪一般都將抱死滑移，故后橋制動力為此時所需的后橋制動力矩為 (8-18)式中，為汽車滿載總質(zhì)量與重力加速度的乘積；L為軸距；為汽車質(zhì)心到前軸的距離；為汽車質(zhì)心高度；為路面對后橋的法向反力；為附著系數(shù)；為車輪有效半徑。如用后輪制動器作為應(yīng)急制動器，則單個后輪制動器的應(yīng)急制動力矩為。若用中央制動器進(jìn)行應(yīng)急制動，則其應(yīng)有的制動力矩為，為主傳動比。2、駐車制動圖8-12表示汽車在上坡路上停駐時的受力情況。由此不難得出停駐時的后橋附著力為 汽車在下坡路上停駐時的后橋附著力為 某貨車的、三者對坡路傾角口的關(guān)系，如圖8-13所示。汽車可能停駐的極限上坡路傾角可根據(jù)后橋上的附著力與制動力相等的條件求得，即由 得到式中，是保證汽車上坡行駛時的縱向穩(wěn)定性