【文章內(nèi)容簡介】 ,q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或者后輪即將抱死的制動強度q,這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。隨著道路條件的改善和汽車速度的提高，由于制動時后輪先抱死引起的汽車甩尾甚至掉頭所造成的車禍日益增多。φ０值宜取大些。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗，取φ０=。此乘用車前后制動器制動力為定比值。常用前制動器制動力與汽車總制動力之比來表明分配的比例，稱為制動器制動力分配系數(shù)，用β表示。由于已經(jīng)確定同步附著系數(shù)，則分配系數(shù)可由下式得到： （31）得到： （32）制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)，它表示制動器的效能，用BF表示。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可以定義為在制動盤的作用半徑上所能產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 （33）式中，R—制動盤的作用半徑；P—輸入力，一般取加于兩制動塊的壓緊力。 因為我對此乘用車制動器選用的是鉗盤式制動器，設(shè)兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fP，那么鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 （34）式中，f—盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)，f=。該車前輪制動器的制動因數(shù)為 （35）制動距離是制動效能的一個重要指標，即 （36）式中，為制動初速度，在這里取=80Km/h。則該車的制動距離為 盤式制動器的計算用簡圖如圖32所示，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?，則R等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經(jīng)足夠精確。如圖33所示，平均半徑為： mm （37）式中，、—摩擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑。圖32 盤式制動器的計算圖圖33 鉗盤式制動器的作用半徑計算圖有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示（根據(jù)離合器設(shè)計規(guī)范）： （38）式中。因為,故，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得滑磨速度相差太遠，磨損不均勻，因為單位壓力分布均勻這一假設(shè)條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。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 （39）式中，—摩擦因數(shù)；—單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；R—作用半徑。對于前制動器 所以，對于后制動器 所以，最大制動力矩是在汽車附著質(zhì)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發(fā)向力ZZ2成正比。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(shù)值的汽車，為了保證在 的良好路面上能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 （310） （311）對于常遇到的道路條件較好、車速較高因而選取了較大的同步附著系數(shù)值的汽車，應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。在的良好路面上，相應(yīng)的極限制動強度q〈，所以所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （312） （313）式中, —該車所能遇到的最大的附著系數(shù)。對于本設(shè)計乘用車來說，它通常是在較好的路面上行駛，所以它適用第二種情況，這里可以取=。由此可知單個制動器所需要提供的最大制動力和最大制動力矩為：1）應(yīng)急制動應(yīng)急制動時，后輪一般將抱死滑移，故后橋制動力為： （314）此時所需的后橋制動力矩為：現(xiàn)用后輪制動器作為應(yīng)急制動器，則單個后輪制動器的制動力矩為：FB2re/2=2）駐車制動汽車上坡停駐時，后橋附著力為： （315）汽車在下坡停駐時，后橋附著力為： （316）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矩相等的條件得： （317）所以：是保證汽車上坡行駛的縱向穩(wěn)定性的極限坡路傾角。同理可推出汽車可能停駐的極限下坡路傾角為：在安裝制動器的空間時，制動驅(qū)動力源等條件允許的范圍內(nèi)，應(yīng)力求后橋上駐車制動力矩接近由所確定的極限值：,并保證下坡路上停駐的坡度不小于法規(guī)的規(guī)定值。摩擦襯塊的磨損受溫度，摩擦力，滑磨速度，制動盤的材質(zhì)及加工景況，以及襯塊本身材質(zhì)等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損特性極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強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就被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片（襯塊）的磨損越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器襯片大許多，所以制動盤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荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即單位時間內(nèi)襯片（襯塊）單位面積耗散的能量，通常所用的計算單位為W/mm2。比能量耗散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。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 （318） （319） （320）式中，—汽車總質(zhì)量；—汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量系數(shù)；、—制動初速度和終速度（m/s）；j—制動減速度(m/s2)；t為制動時間(s)；—前、后制動器襯片（襯塊）的摩擦面積(mm2)；—制動力分配系數(shù)。在緊急制動到停車的情況下，v2=0，并可認為=1，故 （321） （322）乘用車的盤式制動器在=100km/h()和j=。t=(s)前輪襯塊的摩擦特性：后輪襯塊的摩擦特性：由上面計算結(jié)果看出摩擦襯塊磨損在規(guī)定范圍內(nèi)，符合技術(shù)要求。應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件： （323）式中，—各制動鼓(盤)的總質(zhì)量；—與各制動鼓(盤)相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等)的總質(zhì)量；—制動鼓(盤)材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kgK)，對鋁合金c=880J／(kgK)；—與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； —制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km／h到完全停車的強烈制動，溫升不應(yīng)超過15℃)；Q1—滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制后制動器，即 （324） （325）式中，—滿載汽車總質(zhì)量；—汽車制動時的初速度，可取；—汽車制動器制動力分配系數(shù)。以=30km/h（），取滿載時的值=，=15℃，則=1700=2{[（）2（）2 ] + }+2=8608g 式中，—為鑄鐵、鋼的密度（）；—粉末冶金摩擦材料的密度（）；D1 —制動盤直徑，取D1=248mm；D2—制動盤圓柱外徑，取D2=166mm；H1—制動盤厚度，取H1=18mm；H2—制動塊厚度，取H2=12mm；H3—摩擦片厚度，取H3=6mm。由=48215=62236J可知，制動器的熱容量符合溫升核算的要求。今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為: （326）式中，為摩擦系數(shù)；R為作用半徑；N為單側(cè)制動塊對制動盤的壓力。在制動塊任一單元面積RdR上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動塊作用于制動盤上的制動力為 （327）單側(cè)襯塊給予制動盤的總摩擦力為 （ 328）得有效半徑為： 令，則有：=105mm因，故。當(dāng)。但當(dāng)m小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。制動輪缸中的液壓P，在考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用的情況下，其值一般為P=8～12Mpa，制動管路液壓在制動時一般不超過10～12Mpa，對盤式制動器可再高些，因此這里取P=10Mpa來計算制動輪缸工作面積：S=π/4=式中，d3—活塞的直徑，取d3=48mm。單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力：N=PS=10000000=18000N單個制動器制動力矩Tf =2fNRm=218000=mm