【文章內(nèi)容簡介】 311 上式在圖 33 中是一條通過坐標原點且斜率為 1 的直線是汽車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 B點處的附著系數(shù) 則稱為同步附著系數(shù)它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)由汽車結構參數(shù)所決定 同步 附著系數(shù)的計算公式是 求得 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上前后車輪制動器才會同時抱死當汽車在不同值的路面上制動時可能有以下情況 1 當 線位于 I 曲線下方制動時總是前輪先抱死它雖是一種穩(wěn)定工況但喪失轉向能力 2 當 線位于 I 曲線上方制動時總是后輪先抱死這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性 3 當制動時汽車前后輪同時抱死是一種穩(wěn)定工況但也失去轉向能力 為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑希望在制動過程中在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動 減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度分析表明汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動 前后車輪同時抱死 時其制動減速度為 dudtg即 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后輪即將抱死時的制動強度 q 這表明只有在 的路面上地面的附著條件才得到充分利用附著條件的利用情況用附著系數(shù)利用率 附著力利用率 表示 312 算得 式中汽車總的地面制動力 G 汽車所受重力 制動強度 當 時 1 利用率最高 直至 20世紀 50年代當時道路條件還不很好汽車行駛速度也 不很高后輪抱死側滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉向能力那樣嚴重因此往往將值定得較低即處于常遇附著系數(shù)范圍的中間偏低區(qū)段但當今道路條件大為改善汽車行駛速度也大為提高因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重由于車速高它不僅會引起側滑甩尾甚至會調(diào)頭而喪失操縱穩(wěn)定性后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢 如何選擇同步附著系數(shù) 是采用恒定前后制動力分配比的汽車制動系設計中的一個較重要的問題在汽車總重和質心位置已定的條件下的數(shù)值就決定了前后制動力的分配比 的選擇與很多因數(shù)有關首先 所選的應使得在常用路面上附著系數(shù)利用率較高具體而言若主要是在較好的路面上行駛則選的值可偏高些反之可偏低些從緊急制動的觀點出發(fā)值宜取高些汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛值宜取低些此外的選擇還與汽車的操縱性穩(wěn)定性的具體要求有關與汽車的載荷情況也有關總之的選擇是一個綜合性的問題上述各因數(shù)對的要求往往是相互矛盾的因此不可能選一盡善盡美的值只有根據(jù)具體條件的不同而有不同的側重點 根據(jù)設計經(jīng)驗空滿載的同步附著系數(shù)和應在下列范圍內(nèi)轎車 065～ 080 輕型客車輕型貨車 055～ 070 大型客車及中重型貨車 045～ 065 現(xiàn)代汽 車多裝有比例閥或感載比例閥等制動力調(diào)節(jié)裝置可根據(jù)制動強度載荷等因素來改變前后制動器制動力的比值使之接近于理想制動力分配曲線 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會 ECE 的制動法規(guī)規(guī)定在各種載荷情況下轎車在 015≤ q≤ 08 其他汽車在 015≤ q≤ 03 的范圍內(nèi)前輪均應 能先抱死在車輪尚未抱死的情況下在 02≤≤ 08 的范圍內(nèi)必須滿足 q≥ 01085 02 由式 13 可知 q 077 滿足 33 制動強度和附著系數(shù)利用率 上面已給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率的定義式下面再討論 一下當 時的 q 和根據(jù)所定的同步附著系數(shù)由式 310 及式 311 得 313 進而求得 314 315 當 時故 14715q 1 當 時可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件即由式 36式 37 式 312 和式 314 得 316 317 318 當 時可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件即由式 36式 37 式 313 和式 315 得 319 320 321 本設計中汽車的值恒定其值小于可能遇到的最大附著系數(shù)使其在常遇附著系數(shù)范圍內(nèi)不致過低在 的良好路面上緊急制動時總是后輪先抱死 34 制動器最大制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性應合 理地確定前后輪制動器的制動力矩 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 38 可知雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后輪同時抱死時的制動力之比為 2224 式中汽車質心離前后軸距離 同步附著系數(shù) 汽車質心高度 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩受車輪的計算力矩所制約即 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 作用于后軸車輪上的地面法向反力 車輪有效半徑 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的路面上例如 07 能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移此時制動強度前后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 3705N 1665N 對于選取較大的同步附著系數(shù)值的汽車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當時相應的極限制動強度故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 322 323 本設計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的路面上例如 07 能夠 制動到后軸和前軸先后抱死滑移此時制動強度前后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力力矩為 324 325 式中該車所能遇到的最大附著系數(shù) 制動強度由式 420 確定 車輪有效半徑 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值 35 制動器因數(shù) 式 31 給出了制動器因數(shù) BF 的表達式它表示制動器的效能又稱為制動器效能因數(shù)其實質是制動器在單位輸 入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩用于評價不同結構型式的制動器的效能制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比即 326 式中制動器的摩擦力矩 R 制動鼓或制動盤的作用半徑 P 輸入力一般取加于兩制動蹄的張開力 或加于兩制動塊的壓緊力 的平均值為輸入力對于鉗盤式制動器兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為 P 則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2P 為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 327 式中 f 為摩擦系數(shù)本設計中取 f 04 則 BF 08 36 盤式制動器主要參數(shù)的確定 1 制動盤直徑 D 制動盤直徑 D 應盡可能取大些這是制動盤的有效半徑得到增大可以減小制動鉗的夾緊力降低襯塊的單位壓力和工作溫度受輪輞直徑的限制制動盤的直徑通常選擇為 70％～ 79％而總質量大于總質量大于 2t 的汽車應取上限 在本設計中 取 D 320mm 2 制動盤厚度 h 制動盤厚度 h 直接影響著制動盤質量和工作時的溫升為使質量不致太大制動盤厚度又不宜過小制動盤可以制成實心的而為了通風散熱又可在制動盤的兩工作面之間鑄 出通風孔道通常實心制動盤厚度可取 10mm20mm 具有通風孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸即制動盤的厚度取為 20mm50mm 但多采用20mm30mm 在本設計中前制動器采用通風盤取厚度 h 25mm 后制動盤采用實心盤取厚度h 12mm 3 摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑的比值 偏大工作時襯塊的外緣與內(nèi)側圓周速度相差較多磨損不均勻接觸面積減小最終將導致制動力矩變化大在本設計中取 110mm 154mm 435kg 范圍內(nèi)選取考慮到現(xiàn)今摩擦材料的不斷升級此范圍可適當擴大些本次設計使用半 金屬摩擦材料其摩擦系數(shù)優(yōu)于石棉材料故取前輪制動器的摩擦襯塊工作面積 75 后輪制動器的摩擦襯塊工作為 70 表 31 一些國產(chǎn)汽車前盤式的制動器的主要參數(shù) 車牌 車型 制動盤外徑 mm 工作半徑 mm 制動盤厚度 mm 摩擦襯塊厚度 mm 摩擦面積 cm 云雀 GHK7060 212 86 10 9 654 奧拓 SC7080 215 91 10 155 60 桑塔納 2021 256 106 20 14 76 奧迪 100 256 104 22 14 96 4 制動器的設計計算 41 摩擦襯塊的磨損特性計算 摩擦襯片 襯塊 的磨損與摩擦副的材質表面加工情況溫度壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的但試驗表明摩擦表面的溫度壓力摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素 汽車的制動過程是將其機械能 動能勢能 的一部分轉變?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了耗散汽車全部動力的任務此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中致使制動器溫度升高此即所謂制動器的能量負荷能量負荷愈大則襯片 襯塊 的磨損愈嚴重 耗散率 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標 比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量其單位為 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 41 式中汽車回轉質量換算系數(shù) 汽車總質量 汽車制動初速度與終速度計算時總商務車取 制動減速度 m／ s2 計算時取 j 0． 6g 制動時間 前后制動器襯片 襯塊 的摩擦面積 制動力分配系數(shù) 在緊急制動到時并可近似地認為則有 42 把 個參數(shù)值代入上式得 比能量耗散率過高會引起襯片襯塊的急劇磨損還可能引起制動鼓或制動盤產(chǎn)生龜裂推薦取減速度 j 06g 制動初速度轎車用 100kmh 總質量小于 35t 的貨車為 80kmh總質量在 35t以上的貨車用 65kmm鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 18W 為宜取同樣的和 j 時轎車的盤式制動器的比能量耗散率以不大于 60 為宜式中 t 為 100Kmh 時的制動時間其值為 4728s 為前后制動器摩擦襯片面積求得符合要求 比滑磨功 磨損和熱的性能指標也可用襯塊在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯塊面 積的滑磨功即比滑磨功來衡量 43 式中汽車總質量 kg 汽車最高制動車速 ms 車輪制動器各襯塊的總摩擦面積 許用比滑磨功對轎車取 可求得滿足要求 42 制動器的熱容量和溫升核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 44 式中各制動盤的總質量為已知 4Kg 與 各制動盤相連的金屬如輪轂輪輻制動鉗體等總質量為 5kg 制動盤材料的比容熱對鑄鐵 C 482J kgK 對于鋁合金 C 880 J kgK 與制動盤相連的受熱金屬件的比容熱 制動盤的溫升一次由到完全停車的強烈制動溫升不應超過 15 滿載汽車制動時由動能轉變的熱能因制動過程迅速可以認為制動產(chǎn)生的熱能全部為前后制動器所吸收并按前后制動力的分配比率分配給前后制動器即 45 46 求得 所以 式中 汽車滿載總質量為 2145Kg 汽車制動時的初速度 汽車制動器制動力分配系數(shù)為 069 核算 故滿足以下條件 43 盤式制動器制動力矩的計算 圖 41 盤式制動器的計算用圖 盤式制動器的計算用簡圖如圖 41 所示假設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 47 式中摩擦系數(shù)取值 04 N 單側制動塊對制動盤的壓緊力 R 作用半徑取為 133m