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中型貨車鼓式制動器設計畢業(yè)設計(編輯修改稿)

2024-07-23 22:20 本頁面
 

【文章內容簡介】 摩擦力矩所需的力,因此又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反,當車輪角速度0時,大小亦相等,且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器結構形式,尺寸,摩擦副的摩擦系數及車輪半徑等,并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大,和均隨之增大。但地面制動力受附著條件的限制,其值不可能大于附著力,即 =Z 式() 或 == Z 式() 式中 — 輪胎與地面間的附著系數; Z— 地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時,車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩,而=/即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到=0以后,地面制動力達到附著力值后就不再增大,而制動器制動力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升()圖 制動器制動力,地面制動力與踏板力的關系根據汽車制動時的整車受力分析,考慮到制動時的軸荷轉移,可求得地面對前,后軸車輪的法向反力,為:= = 式() 式中:G — 汽車所受重力,N; L — 汽車軸距,mm; — 汽車質心離前軸距離,mm; — 汽車質心離后軸距離,mm; — 汽車質心高度,mm; — 附著系數。取一定值附著系數=;所以在空,滿載時由式()可得前后制動反力Z為以下數值故 滿載時:= = 空載時:= =由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為車輛工況前軸法向反力,N后軸法向反力,N汽車空載汽車滿載圖 制動時的汽車受力圖汽車總的地面制動力為 =+==Gq 式()式中q(q=) — 制動強度,亦稱比減速度或比制動力; , — 前后軸車輪的地面制動力。由以上兩式可求得前,后車輪附著力為== == 式()由已知條件及式()可得得前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為故 滿載時:= = 空載時:= =故滿載時前、后軸車輪附著力即地面最大制動力為:車輛工況前軸車輪附著力,N后軸車輪附著力,N汽車空載汽車滿載表 上式表明:汽車附著系數為任意確定的路面上制動時,各軸附著力即極限制動力并非為常熟,而是制動強度q或總之動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時,根據汽車前,后的周和分配,前,后車輪制動器制動力的分配,道路附著系數和坡度情況等,制動過程可能出現的情況有三種,即 (1)前輪先抱死拖滑,然后后輪再抱死拖滑; (2)后輪先抱死拖滑,然后前輪再抱死拖滑; (3)前,后輪同時抱死拖滑。 由以上三種情況中,顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由式(),()不難求得在任何附著系數的路面上,前,后車輪同時抱死即前,后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是+=+=G == 式()式中 — 前軸車輪的制動器制動力,==; — 后軸車輪的制動器制動力,==; — 前軸車輪的地面制動力; — 后軸車輪的地面制動力; , — 地面對前,后軸車輪的法向反力; G — 汽車重力; , — 汽車質心離前,后軸距離; — 汽車質心高度。 由式()可知,前,后車輪同時抱死時,前,后制動器的制動力,是的函數。 由式()中消去,得 式()式中 L — 汽車的軸距。 將上式繪成以,為坐標的曲線,即為理想的前,后輪制動器制動力分配曲線,簡稱I曲線。如果汽車前,后制動器的制動力,能按I曲線的規(guī)律分配,則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時,能使前后車輪同時抱死。然而,目前大多數兩軸汽車由其是貨車的前后制動力之比為一定值,并以前制動與總制動力之比來表明分配的比例,稱為汽車制動器制動力分配系數 == 式()聯立式()和式()可得 = 帶入數據得 滿載時: === 空載時: === 由于在附著條件限定的范圍內,地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力,故又可通稱為制動力分配系數。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近,故應采用結構簡單的非感載式比例閥,同時整個制動系應加裝ABS防抱死制動系統。圖 某載貨汽車的I曲線與線 同步附著系數 由式()可得表達式 = 式() ,它是具有制動器制動力分配系數的汽車的實際前,后制動器制動力分配線,簡稱線。圖中線與I曲線交于B點,可求出B點處的附著系數=,則稱線與I線交線處的附著系數為同步附著系數。它是汽車制動性能的一個重要參數,由汽車結構參數所決定。同步附著系數的計算公式是: 式()由已知條件以及式()可得滿載時:=空載時:=根據設計經驗,空滿載的同步附著系數和應在下列范圍內:轎車:~;輕型客車、輕型貨車:~;大型客車及中重型貨車:~。故所得同步附著系數滿足要求。故所得同步附著系數滿足要求。制動力分配的合理性通常用利用附著系數與制動強度的關系曲線來評定。利用附著系數就是在某一制動強度q下,不發(fā)生任何車輪抱死所要求的最小路面附著系數。前軸車輪的利用附著系數可如下求得: 設汽車前輪剛要抱死或前、后輪剛要同時抱死時產生的減速度為,則 式()而由式 可得前軸車輪的利用附著系數為 式()同樣可求出后軸車輪的利用附著系數為: 式()由此得出利用附著系數與制動強度的關系曲線為: 制動強度與利用附著系數關系曲線——空載 制動強度與利用附著系數關系曲線——滿載 根據GB 12676—1999附錄A,未裝制動防抱死裝置的M1類車輛應符合下列要求:(1) ~,則必須滿足q≥+() (2) ~,車輛處于各種載荷狀態(tài)時,1線,即前軸利用附著系數應在2線,即后軸利用附著系數線之上;但 ~,若2不超過=,則允許2線,即后軸利用附著系數線位于1線,即前軸利用附著系數線之上。由以上兩圖所示,設計的制動器制動力分配符合要求。應合理的確定前,后制動器的制動力矩,以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的,這時制動力與地面作用于車輪的法向力,成正比。由式()可知,雙軸汽車前,后車輪附著力同時被充分利用或前,后同時抱死時的制動力之比為== 式() 式中 , — 汽車質心離前,后軸距離; — 同步附著系數; — 汽車質心高度。通常,上式的比值:~;~,受車輪的計算力矩所制約,即 = 式() = 式() 式中: — 前軸制動器的制動力,; — 后軸制動器的制動力,; — 作用于前軸車輪上的地面法向反力; — 作用于前軸車輪上的地面法向反力; — 車輪有效半徑。 根據市場上的大多數微型貨車輪胎規(guī)格及國家標準GB 97442007;選取的輪胎型145/80R12。由GB2978可得有效半徑=270mm對于常遇到的道路條件較差,車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車,為保證在的良好路面上(例如=)能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移,前,后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為== 式()= 式() 由式(),式()可得=== = ==當汽車各車輪制動器的制動力足夠時,根據汽車前、后軸的軸荷分配,前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等,制動過程可能出現的情況有三種,即(1)前輪先抱死拖滑,然后后輪再抱死拖滑; (2)后輪先抱死拖滑,然后前輪再抱死拖滑;(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中,顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數 制動鼓內徑D輸入力P一定時,制動鼓內徑越大,制動力矩越大,且散熱能力也越強。但增大D(圖 )受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙,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胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚,用來保證有較大的剛度和熱容量,以減小制動時的溫升。由選取的輪胎型號145/80R12,得Dr=12= 故 D==228mm由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規(guī)定》,輪輞直徑/in121314151620,制動鼓最大內徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420取得制動鼓內徑=220mm輪輞直徑Dr=,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍:D/Dr=~;經過計算,~。因此符合設計要求。 摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片寬度尺寸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A=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大,制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小,從而磨損特性越好。根據統計資料分析,單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大。試驗表明,摩擦襯片包角為:90186。~100186。時,磨損最小,制動鼓溫度最低,且制動效能最高。β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,包一般不宜大角于120186。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。初選襯片包角。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損,但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。,以及國家標準QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm。表 制動器襯片摩擦面積根據國外統計資料可知,單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大,并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大,則制動時產生的單位面積正壓力愈小,從而磨損亦愈小。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角,即 式()式中,是以弧度(rad)為單位,故摩擦襯片的摩擦面積A=11040110176。/180176。=單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169 cm2,摩擦襯片寬度b的選取合理。 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央,即令=90186。/2=。 制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內的條件下,應使距離a(圖 )盡可能大,以提高制動效能。初取a=,則取a=86mm 制動蹄支承點位置坐標k和c 應在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下,使k盡可能小而c盡可能大( )。初取k==27mm,c=80mm。 襯片摩擦系數f選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數高,更要求其熱穩(wěn)定性要好,受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數,對領從蹄式制動器而言,提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外,在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時,保持摩擦系數=~。因此,在假設的理想條件下進行制動器設計時,取=。第3章 制動器的設計計算—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 對于浮式蹄,其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。平行支座可視作斜支座的特例,對于最一般的
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