【文章內(nèi)容簡介】 311 上式在圖 33 中是一條通過坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為 1 的直線是汽車實(shí)際前后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線簡稱線圖中線與 I曲線交于 B點(diǎn) B點(diǎn)處的附著系數(shù) 則稱為同步附著系數(shù)它是汽車制動(dòng)性能的一個(gè)重要參數(shù)由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定 同步 附著系數(shù)的計(jì)算公式是 求得 對于前后制動(dòng)器制動(dòng)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(dòng)器才會同時(shí)抱死當(dāng)汽車在不同值的路面上制動(dòng)時(shí)可能有以下情況 1 當(dāng) 線位于 I 曲線下方制動(dòng)時(shí)總是前輪先抱死它雖是一種穩(wěn)定工況但喪失轉(zhuǎn)向能力 2 當(dāng) 線位于 I 曲線上方制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑使汽車失去方向穩(wěn)定性 3 當(dāng)制動(dòng)時(shí)汽車前后輪同時(shí)抱死是一種穩(wěn)定工況但也失去轉(zhuǎn)向能力 為了防止汽車的前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑希望在制動(dòng)過程中在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時(shí)的制動(dòng) 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(dòng) 前后車輪同時(shí)抱死 時(shí)其制動(dòng)減速度為 dudtg即 q為制動(dòng)強(qiáng)度而在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)達(dá)到前輪或后輪即將抱死時(shí)的制動(dòng)強(qiáng)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(dòng)力 G 汽車所受重力 制動(dòng)強(qiáng)度 當(dāng) 時(shí) 1 利用率最高 直至 20世紀(jì) 50年代當(dāng)時(shí)道路條件還不很好汽車行駛速度也 不很高后輪抱死側(cè)滑的后果也不顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)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(dāng)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(dòng)時(shí)后輪先抱死引起的后果十分嚴(yán)重由于車速高它不僅會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí){(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(dòng)力分配比的汽車制動(dòng)系設(shè)計(jì)中的一個(gè)較重要的問題在汽車總重和質(zhì)心位置已定的條件下的數(shù)值就決定了前后制動(dòng)力的分配比 的選擇與很多因數(shù)有關(guān)首先 所選的應(yīng)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(dòng)的觀點(diǎn)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(guān)與汽車的載荷情況也有關(guān)總之的選擇是一個(gè)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(cè)重點(diǎn) 根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)空滿載的同步附著系數(shù)和應(yīng)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(dòng)力調(diào)節(jié)裝置可根據(jù)制動(dòng)強(qiáng)度載荷等因素來改變前后制動(dòng)器制動(dòng)力的比值使之接近于理想制動(dòng)力分配曲線 為保證汽車制動(dòng)時(shí)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(jì)委員會 ECE 的制動(dòng)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(yīng) 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(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 上面已給出了制動(dòng)強(qiáng)度 q 和附著系數(shù)利用率的定義式下面再討論 一下當(dāng) 時(shí)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(jìn)而求得 314 315 當(dāng) 時(shí)故 14715q 1 當(dāng) 時(shí)可能得到的最大總制動(dòng)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(dāng) 時(shí)可能得到的最大總制動(dòng)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(shè)計(jì)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(dòng)時(shí)總是后輪先抱死 34 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 為保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性應(yīng)合 理地確定前后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩 最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的這時(shí)制動(dòng)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(shí)被充分利用或前后輪同時(shí)抱死時(shí)的制動(dòng)力之比為 2224 式中汽車質(zhì)心離前后軸距離 同步附著系數(shù) 汽車質(zhì)心高度 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩受車輪的計(jì)算力矩所制約即 式中前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力 后軸制動(dòng)器的制動(dòng)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(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度前后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)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(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)來確定各軸的最大制動(dòng)力矩當(dāng)時(shí)相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度故所需的后軸和前軸的最大制動(dòng)力矩為 322 323 本設(shè)計(jì)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(dòng)到后軸和前軸先后抱死滑移此時(shí)制動(dòng)強(qiáng)度前后軸的車輪制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力力矩為 324 325 式中該車所能遇到的最大附著系數(shù) 制動(dòng)強(qiáng)度由式 420 確定 車輪有效半徑 一個(gè)車輪制動(dòng)器的最大制動(dòng)力矩為上列計(jì)算結(jié)果的半值 35 制動(dòng)器因數(shù) 式 31 給出了制動(dòng)器因數(shù) BF 的表達(dá)式它表示制動(dòng)器的效能又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)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(jià)不同結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)器的效能制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)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(dòng)器的摩擦力矩 R 制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑 P 輸入力一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開力 或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力 的平均值為輸入力對于鉗盤式制動(dòng)器兩側(cè)制動(dòng)塊對制動(dòng)盤的壓緊力均為 P 則制動(dòng)盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為 2P 為盤與制動(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)為 327 式中 f 為摩擦系數(shù)本設(shè)計(jì)中取 f 04 則 BF 08 36 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定 1 制動(dòng)盤直徑 D 制動(dòng)盤直徑 D 應(yīng)盡可能取大些這是制動(dòng)盤的有效半徑得到增大可以減小制動(dòng)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(dòng)盤的直徑通常選擇為 70％～ 79％而總質(zhì)量大于總質(zhì)量大于 2t 的汽車應(yīng)取上限 在本設(shè)計(jì)中 取 D 320mm 2 制動(dòng)盤厚度 h 制動(dòng)盤厚度 h 直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升為使質(zhì)量不致太大制動(dòng)盤厚度又不宜過小制動(dòng)盤可以制成實(shí)心的而為了通風(fēng)散熱又可在制動(dòng)盤的兩工作面之間鑄 出通風(fēng)孔道通常實(shí)心制動(dòng)盤厚度可取 10mm20mm 具有通風(fēng)孔道的制動(dòng)盤的兩工作面之間的尺寸即制動(dòng)盤的厚度取為 20mm50mm 但多采用20mm30mm 在本設(shè)計(jì)中前制動(dòng)器采用通風(fēng)盤取厚度 h 25mm 后制動(dòng)盤采用實(shí)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(shí)襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多磨損不均勻接觸面積減小最終將導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大在本設(shè)計(jì)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(dāng)擴(kuò)大些本次設(shè)計(jì)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(dòng)器的摩擦襯塊工作面積 75 后輪制動(dòng)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(dòng)器的主要參數(shù) 車牌 車型 制動(dòng)盤外徑 mm 工作半徑 mm 制動(dòng)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(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 41 摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算 摩擦襯片 襯塊 的磨損與摩擦副的材質(zhì)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(guān)因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的但試驗(yàn)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(dòng)過程是將其機(jī)械能 動(dòng)能勢能 的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中致使制動(dòng)器溫度升高此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷能量負(fù)荷愈大則襯片 襯塊 的磨損愈嚴(yán)重 耗散率 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價(jià)指標(biāo) 比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量其單位為 雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 41 式中汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) 汽車總質(zhì)量 汽車制動(dòng)初速度與終速度計(jì)算時(shí)總商務(wù)車取 制動(dòng)減速度 m／ s2 計(jì)算時(shí)取 j 0． 6g 制動(dòng)時(shí)間 前后制動(dòng)器襯片 襯塊 的摩擦面積 制動(dòng)力分配系數(shù) 在緊急制動(dòng)到時(shí)并可近似地認(rèn)為則有 42 把 個(gè)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(dòng)鼓或制動(dòng)盤產(chǎn)生龜裂推薦取減速度 j 06g 制動(dòng)初速度轎車用 100kmh 總質(zhì)量小于 35t 的貨車為 80kmh總質(zhì)量在 35t以上的貨車用 65kmm鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率以不大于 18W 為宜取同樣的和 j 時(shí)轎車的盤式制動(dòng)器的比能量耗散率以不大于 60 為宜式中 t 為 100Kmh 時(shí)的制動(dòng)時(shí)間其值為 4728s 為前后制動(dòng)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(biāo)也可用襯塊在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)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(zhì)量 kg 汽車最高制動(dòng)車速 ms 車輪制動(dòng)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(dòng)器的熱容量和溫升核算 應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 44 式中各制動(dòng)盤的總質(zhì)量為已知 4Kg 與 各制動(dòng)盤相連的金屬如輪轂輪輻制動(dòng)鉗體等總質(zhì)量為 5kg 制動(dòng)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(dòng)盤相連的受熱金屬件的比容熱 制動(dòng)盤的溫升一次由到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)溫升不應(yīng)超過 15 滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能因制動(dòng)過程迅速可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前后制動(dòng)器所吸收并按前后制動(dòng)力的分配比率分配給前后制動(dòng)器即 45 46 求得 所以 式中 汽車滿載總質(zhì)量為 2145Kg 汽車制動(dòng)時(shí)的初速度 汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)為 069 核算 故滿足以下條件 43 盤式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算 圖 41 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用圖 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡圖如圖 41 所示假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好且各處的單位壓力分布均勻則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 47 式中摩擦系數(shù)取值 04 N 單側(cè)制動(dòng)塊對制動(dòng)盤的壓緊力 R 作用半徑取為 133m