【文章內(nèi)容簡介】 動 器 最 大制動力矩 為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性 應(yīng) 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(zhì)量被完全利用的條件下獲得的。這時制動力與地面作用車輪的法 10 a 一， . (212) 向力 Z]， Z2 成正比雙軸汽車前、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 : Ffl = = 烏 +伊 39。o g_ = 0. 80 P。39。 2 Z z 的 hg 式 中 : L]， L2一 一 汽車質(zhì)心離前后軸的距離 伊 一 。 一 同步 附 著 系數(shù) hg一 一 汽車質(zhì) 心 高度 通常上式的比值 :轎車約 為 : ， 貨車約 為 : 0. 50. 8 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 . (28) (29) (210) 1 = Ft239。ζ= 73405. 8 x 0. 52 = 38171. 1 N .m Tf2 = Ff2ζ= 91233. 6 x O. 52 = N .m 式 中 : Ff] 一 一 前軸制動器的制動力 Ff2 一 一 后軸制動器的制動力 Z]一 一 作 用于 前軸車輪上的地面法向反力 Z2一 一 作用 于 后軸車輪上的地面法向反力 r 一 一 車輪的有效半徑 對 于 常遇的道路條件 較 差 、車速較低因而選 取 了 較小的同步 附 著 系數(shù)的值的汽 車 ， 為 了保證在伊 磯的良好的路面上 (例 如 ψ= )能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移 (此 時制動強(qiáng) 度 q= ψ)， 前 、 后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩 為 : 鳥 lmax=M= 。( 川 hg)代 . (211) = 39。239。8v0vv0_0v x.9v. 8(2. 6 + O. 6 x ) x o. 6 x O. 52 7. 85 =40134. 4N39。m 39。T、 1β39。T39。 勺 2m拙 β 叮 l max = 1 _0.. 468 x 40134 . 4 0. 468 11 VVVV v . v 巾 =45622. 8 N .m 對選取較大的值的各類汽 車 ， 則應(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。 當(dāng) ψ 的 時 ， 相 應(yīng)的極限制動強(qiáng) 度 q ψ ， 故所需的后軸和前軸的最大制動力 矩為 T川 =2飛 qhg )rpr. . (213) = 28000 x 9. 8 (5. 25 一 O. 6 x ) x O. 6 x O. 52 =45478. 4N39。m . β . (214) 勺 Imax 1β 叮 2max = 0_.. 468 1 0. 468 = 式 中 :ψ 一 一 該車所能遇到的最 大 附 著 系數(shù) q一 一 制動強(qiáng)度 「 一 一 車輪有效半徑 一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為上列公式計算結(jié)果的值一半。 12 3 制動器的設(shè)計與計算 制動器是制動系統(tǒng)中用以產(chǎn)生阻礙車輛運動或運動趨勢的力的部件，后一提法適 用 于 駐車制動器。一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩，使后者的旋 轉(zhuǎn)角速度降 低 . 同時依靠車輪與路面的附著作用，產(chǎn)生路面對車輪的制動力，以便汽車減 速。 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等兒種形式。 電磁式制動器雖有作用滯后性好、 易 于 連接而且接頭可靠等優(yōu) 點 ， 但因成本高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車商上用作車 輪制動器或緩速器 :液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。 凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元 件 工 作表面的摩擦作用產(chǎn)生制動力矩的制動器動 器 ， 都稱為摩擦 制動器。行車制動、駐車制動及第二〈或應(yīng)急〉制動系統(tǒng)所用的制動器 .幾乎都 屬 于 摩擦 制動器。 摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動 鼓 ， 其 工 作表 面為圓柱 面 : 后者的旋轉(zhuǎn)元件則為困盤狀的制動盤，以端面 為 工 作 表面。 旋轉(zhuǎn) 元件同裝在車輪或半軸 上 ， 即制動力矩分別直接作 用 于 兩側(cè)車 輪 上 的 制 動 器 ，稱 為車輪制動器。旋轉(zhuǎn)元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸 上 . 其 制 動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋再分配到 兩側(cè)車輪上的制動 器 ， 則 稱為中央制動器。車輪制動器一般 用 于 行車 制 動 ，也 有 兼 用 于 第 二 制 動 (或 應(yīng) 急制 動 )和駐車 制 動的。中央制動器一 股 只 用 于 駐車制動和緩速制動。 鼓式制動器又分為多種形 式 : 領(lǐng)從蹄式、單向雙領(lǐng)蹄式、雙向雙領(lǐng)蹄式、雙從蹄式、 單向增力式和雙向增力式等結(jié)構(gòu)形式的制動器。領(lǐng)從蹄式制動器主要由制動鼓、制動蹄、 和驅(qū)動裝置組成，蹄片裝在制動鼓內(nèi)，結(jié)構(gòu)緊 湊 ， 密封容易。領(lǐng)從蹄 式 制 動器的效 能 和效 能 穩(wěn) 定性，在各式制動器中居中 游 :前進(jìn)、 倒 退 行使的 制 動效 果 不 變 : 結(jié)構(gòu)簡單成本 低 。 便 于 附裝駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu) :易 于 調(diào) 整蹄片與制動鼓之間的問隙。從而廣泛應(yīng) 用 于 中、重 型貨車前后輪及轎車后輪制動器。 13 盤式制動器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件是以端 面 工 作的金屬盤，此圓盤稱為制動盤。其固定 元件則有多種 結(jié) 構(gòu) 形 式 ， 大體上可分為兩類。一類 是 工 作面積不大的摩擦塊與其金屬背板 組成的制動 塊 ， 每個制動器中 有 24個。 這 些 制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤兩側(cè) 的夾鉗形支架中，總稱為制動鉗。這種制動盤和制動鉗組成的制動 器 ， 稱為鉗盤式制動器。 另 一類固定元件的金屬背板和摩擦片也呈圓盤形，因其制動盤的全 部 工 作面可同時與摩擦 片接 觸 ，故該類 制 動器稱為全盤式制動器。 3. 1 鼓式制動器的主要參數(shù) 汽車類別選用乘用車，汽車的總質(zhì)量 m a 為 28t、 汽車質(zhì)心高度 hg=、 軸距L=、 汽車質(zhì)心離前軸距離 1.=、汽車質(zhì)心離后軸距離 1 2 = 其它兒何參數(shù)如圖 子 1 a 圖 31 鼓式制動器主要兒何參數(shù) Fig31 The main geometric parameters of drum brakes 3. 制動鼓內(nèi)徑 輸入力 F。一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越 強(qiáng) ， 但 D 的增大 受輪輛內(nèi)徑限制。而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大，使汽車 的 非 懸掛質(zhì)量增 加 ，不利 于 汽車的行駛平順性。制動鼓與 輪輔之間應(yīng)保持足夠的問隙，通常要求該間隙不 小 于 20mm， 14 2 否則不僅制動鼓散熱條 件 差 ，而且輪櫚受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應(yīng)有足 夠的壁 厚 ， 用來保證有較大的剛度和熱容 量 ， 以 減少制動時的溫升。制動鼓的直徑 小 ，剛 度就 大 ， 并有 利 于 保證制動鼓的 加 工 精度。由此間隙要求及輪輛的尺寸即可求得制動鼓直 徑 D 的 尺 寸 ， 另 外制動鼓直徑 D 與輪稠直徑 D 之比的一般范圍 為 : 轎 車 : D/ D_ =0. 640. 74 貨 車 : D/ Dr = 轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪稠外徑小 125mm150mm， 載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般 比輪輔外徑小 80mm100mm。 對 于 深槽輪輛 由 于 其中間深陷部分的尺寸比輪稠名義直徑小得 多 ， 所以其制動鼓與輪輔之間的間隙有所減小應(yīng)予注意。設(shè)計時亦可按輪稠直徑初步確定 制動鼓內(nèi)徑如表 31(13) 表 31 制動鼓 最 大 內(nèi)徑 Tablet .31 The largest diameter brake drum 輪輔直 徑 /in 12 13 14 15 16 20， 轎車 180 200 240 260 制動鼓最大內(nèi) 徑 /mm 貨 車 、 客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)符合 Qc/r 3091999 制動 鼓 工 作直徑及制動蹄片寬度 尺 寸 系列》 的規(guī)定。 由上述表格和輪胎標(biāo)準(zhǔn)初選制動鼓內(nèi)徑 420mm 3. 摩擦 襯 片寬度 b 及包 角 β 制動鼓半徑 R 既定后。摩擦襯片寬 b 和包 角 β 便決定了襯片的摩擦面積 Ap39。 而 Ap=Rbβ ， 制 動蹄各蹄，總的摩擦面積 :LAp 越 大 則 單位壓力愈 小從而磨損特性愈好。根據(jù) 國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如表 32(2) 表 32 摩擦襯片面積 Tablet . 32 Friction lining area 汽車類別 汽車 總 重 力 Go lKN 單個制動器的襯片摩擦面積 A p /cm 915 100200 轎車 1525 200300 1015 100200 貨車 1525 150250 15 2535 3570 70120 120170 250400 300650 5501000 6001500 由根據(jù)表 22 選取 對 于 車 總 質(zhì)量分配 m， )=7t12t 時 ， Ap =5501000 cm 2 制動鼓半徑 R=D/2=420/2=210mm 確定 后 ， 襯片的摩擦面積為 Ap=Rbβ 初 選 β =100。初選 A p =100012=500cm2 則 b=Ap!Rβ =， 根 據(jù) ZBT2400589 選取 b=240mm 摩擦襯片起始 角 白 。 一般將襯片布置在制動蹄的中 央 ， 即 令 白 。 =1000 223。 12=1000 _1000 12=500 制動蹄支撐點位置坐標(biāo) a 和 c 應(yīng)在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件 下 ， 使 a 盡可能大而 c 盡可 能 小 。初步 設(shè)計選 a==168mm， c=4仇 nm 制動器中心到張開力 F。 作用線的距離 e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布 置 于 制動鼓內(nèi)的條件 下 ， 應(yīng)使距離 e 盡可能 大 ， 以提高 制動效能。初步設(shè)計時暫定 e==168mm 3. 摩擦襯片的型號及摩擦系 數(shù) μ 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高 些 ， 更要求其熱穩(wěn)定性要 好 ， 受溫度和壓力的 影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系 數(shù) ， 應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制 動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要 求 ， 后者對蹄式制動器是非常重要的。摩擦襯片 的型號及性能如表 33[3l 表 33 內(nèi)張?zhí)闶街苿悠?襯 片 型號性能及用途 Tablet. 33 Shoe brake linings Model Properties and Applications 產(chǎn)品規(guī) 摩擦系數(shù) 硬度 格 μ ( HBS) 適用范圍 SYll07 2050 主要用于轎車等輕負(fù)荷車 SY0204 2050 主要用于中型載重汽車 SY9002 2050 主要用于重型載貨汽車 由表 33 選取 SY9002 規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為 0. 4 16 鼓式制動 器的計算 . 1 計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 除摩擦片因有彈性容易變形 外 ， 制 動 鼓 、 蹄片和支撐也有變 形 ， 所以計算法向壓力在 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，其他零件變形的影響 較小而忽略不計。 如圖 32。蹄片在張開力和摩擦力作用 下 ， 繞支撐銷轉(zhuǎn)動 dr 角 ， 由 于 dr 角很 小 ， 可認(rèn) 為 ζA1 B1 B1 39。 =900 ，所以摩擦襯片表面的徑向變形為 211。 1=B] C1=A]B]Sin f ]dr OA] 句 OB]=R A1B]/Sinα=R/Sin f δ ]= R Sinαdr 由此公式可看出蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。 17 βθ sin θ 因 32 制動蹄片受力分析圖 Fig32 Brake shoe stress analysis 3. 2. 2 計 算 蹄 片上的制動 力 矩 制動轉(zhuǎn)矩目前一般采用效能因數(shù)法或分析圖解法計 算 ， 本書采用效能因數(shù)法計算。為 此必需先求出制 動 E帝的效能因 數(shù) ， 而后求制動力矩。設(shè)制動蹄的制動力矩和效能因數(shù) 分 別 為 T 和 民 ， 輸 入 張開力 F， 制動