【文章內(nèi)容簡介】 ????F = 后輪 )(6 5 6 6 02 ??????F = 空載時：前輪 )(6 5 2 1 039。1 ??????F = 后輪 )( 39。2 ??????F =1891N 以上求得的前、后軸車輪附著力結(jié)果如表 所示 前、后軸車輪附著力 表 車輛工況 前軸車輪附著力 1F? ， N 后軸車輪附著力 2F? ,N 汽車空載 1891 汽車滿載 11 BB FF1?? ? ?? ?ggBB hLLFF ?? ???2221h 21 BBB FFF ?? 可得分配系數(shù) BB FF1?? = ? ? ? ?? ? ? ? LhLhLLLFFF ggggBBB???? ???????? 2122211 hh 滿載時： 滿載時： ? = LhL g??2 = ?? = 空載時： 39。? = LhL g39。39。2 ?? = ?? = 在沒有超出地面附著條件的前提下，地面制動力大小等于制動周緣力的大小，因此? 又稱為制動力分配系數(shù)。又由于滿載和空載時的理想分配曲線非常接近，故應(yīng)采用結(jié)構(gòu)簡單的非感載式比例閥，同時整個制動系應(yīng)加裝 ABS 防抱死制動系統(tǒng)。 同步附著系數(shù)分析 (1)當(dāng) 0??? 時：制動過程中只有前輪抱死或 前輪先抱死，汽車基本上沿直線減速停車，這是一種穩(wěn)定工況，但轉(zhuǎn)向能力喪失了； (2)當(dāng) 0??? 時：制動過程中總是后輪比前輪先抱死，這時后軸容易發(fā)生側(cè)滑而導(dǎo)致汽車失去方向穩(wěn)定性； (3)當(dāng) 0??? 時：汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但同樣喪失了轉(zhuǎn)向能力。 研究表明，當(dāng)汽車在同步附著系數(shù)為 0? 的路面上進行制動時，其產(chǎn)生的制動減速度為 gqgdtdu0???， q 為制動強度。前后制動器制動力分別等于各自的附著力，且它們的和等于附著力。而在路面附著系數(shù)不是 0? 的路面上制動時，在前輪或后輪快要抱死時，制動強度 0q ?? ，這說明了只有在 0??? 的路面上，才可充分利用地面的附著條件。 取一附著系數(shù)值 ? = 12 制動器制動力及制動力矩的計算 在忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩的條件下汽車達到最佳制動效果是所需的后軸和前軸的最大制動力矩為： 前軸最大制動力矩： mNrZT ef . 0 2 1 2 4 51m a x1 ????? ? 輪胎有效滾動半徑： re=195 60%+(14 )/2= 后軸最大制動力矩： mNTTff . 0 0 2 m a x1m a x2 ?????? ? ? 即： 前輪雙輪制動力 Nm mNrTF eff . ??? 后輪雙輪制動力 Nm mNrTF eff . ??? er = 車輪有效半徑 ?? 該設(shè)計車輛所能遇到的最大附著系數(shù) ? = 汽車制動器制動力分配系數(shù) 制動強度和附著系數(shù)利用率 一條通過坐標原點斜率為 ? ?1/??? 的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù) ? 的汽車的實際前，后制動器制動力分配線，簡稱 ? 線 {。 ? 線與 I 曲線交于一點，同步附著系數(shù)為 ? 線與 I 線交線處的附著系數(shù) 0? 。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù) ,是由汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。同步附著系數(shù)的計算公式是： ? 0=? ?gLL h2?? 滿載時： ? 0=? ?gLL h2?? =(? )/= 空載時： 39。? 0=? ?39。2 hgLL ??=(? )/= 13 則制動強度 滿載時： )( )( 02 2 ???? ????? ghL Lq ?? ? 空載時： )( 39。)(39。 039。239。2 ???? ????? ghL Lq ?? ? 附著系數(shù)利用率 滿載時 )( ) ( 02 2 ??????? gHL L ??? 空載時 )( 39。h)39。 ( 039。239。2 ??????? gL L ??? 制動器制動力分配曲線分析 對于一般汽車而言，根據(jù)其前、后軸制動器制動力的分配、載荷情況及路面附著系數(shù)和坡度等因素，當(dāng)制動器制動力足夠時，制動過程可能出現(xiàn)如下三種情況： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑。 2）后輪先 抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。 3）前、后輪同時抱死拖滑。 所以，前、后制動器制動力分配將影響汽車制動時的方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度，是設(shè)計汽車制動系必須妥善處理的問題。 14 圖 轎車制動力分配曲線 根據(jù)所給參數(shù)及制動力分配系數(shù)，應(yīng)用 MATLAB 編制出制動力分配曲線如下： 當(dāng) I 線與β線相交時，前、后輪同時抱死。 當(dāng) I 線在β線下方時，前輪先抱死。 當(dāng) I 線在β線上方時，后輪先抱死 []。 通過該圖可以看出相關(guān)參數(shù)和制動力分配系數(shù)的合理性。 制動器制動因數(shù) 前輪盤式制動效能因數(shù) 根據(jù)公式 BF=2f f—— 取 前輪盤式制動器 BF=2 = 制動器大多使用摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 ~ 的摩擦材料，少數(shù)會使用達到 的。一般說來材料的耐磨性與材料的摩擦系數(shù)成反比。當(dāng)使用溫度低于 250℃時，國產(chǎn)的制動摩擦片材料可以保持摩擦系數(shù) f=~。此處的盤式制動器摩擦材料摩擦系數(shù)選 ，在接下來的鼓式制動器設(shè)計中其摩擦材料的摩擦系數(shù)取 。 15 第四章 制動器結(jié)構(gòu)參數(shù) 后輪鼓式制動器參數(shù) 制動 鼓直徑 2D 若輸入力 F 保持不變，則制動力矩和制動器的散熱性能隨制動鼓的直徑 2D 變大而增大和變好。但輪輞內(nèi)徑限制了制動鼓的直徑 2D 的尺寸，且制動鼓直徑的增大意味著制動鼓的質(zhì)量也會隨之變大，制動鼓固結(jié)在車軸上，如果質(zhì)量增加則汽車非懸掛質(zhì)量會變的很大，這將會使汽車的行駛平順性變差。同時為了便于散熱，輪 輞與制動鼓外表面之間的間隙應(yīng)不小于 20mm～ 30mm，這樣輪胎因為輪輞過熱而損壞的情況即可避免。制動鼓的壁厚應(yīng)該足夠，這樣可以保證制動鼓的剛度和熱容量比較大，制動時的溫升不會太大。另外，為了保證加工精度，其直徑 2D 越小越好，因為制動鼓剛度隨其直徑增大而減小。 故設(shè)計時通常規(guī)定制動鼓直徑 2D 與輪輞直徑 rD 的比值rDD2 范圍如下： 轎車 rDD2 =～ 貨車 rDD2 =～ 專業(yè)標準 QC/T309— 1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 []規(guī)定的制動鼓直徑系列，如表 所示 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系 列 該車輪輞直徑 rD =14*= 所以 2D =～ ， 故可取 2D D=240mm 輪輞直徑 /in 12 13 14 15 16 制動鼓內(nèi)徑 /mm 轎車 180 200 240 260 貨車 220 240 260 300 320 16 制動蹄摩擦襯片包角ɑ和寬度 b 摩擦襯片的使用壽命受摩擦襯片的寬度尺寸 b 的影響。選取襯片寬度 b較小的缺點是磨損速度快，則襯片壽命短；若選取的襯片寬度 b 較大，缺點是質(zhì)量大，不易加工，并且成本增加了。 襯片的摩擦面積為 PA =2r ɑb,其中 2r 為制動鼓半徑。制動時所受單位面積的正壓力和能量 負荷隨制動器所有蹄片的摩擦總面積 ?PA 的增大而越小，從而磨損特性越好。 根據(jù)資料統(tǒng)計分析，如表 所示，汽車總質(zhì)量越大單個車輪鼓式制動器的襯片面積越小。 表 制動器襯片摩擦面積 制動蹄摩擦襯片包角ɑ一般在β =90176。 ～ 120176。范圍內(nèi)選取。另外有試驗研究表明，若摩擦襯片包角取在 90176。 ～ 100176。之間時，磨損最小，制動鼓溫升最小，且產(chǎn)生的制動效果最好。然而若包角ɑ 90176。，則散熱性變好，但由于接觸面變小致使壓強過高，磨損加劇；若包 角ɑ過大，則會制動蹄摩擦襯片中間壓強大，兩端小，不僅導(dǎo)致單位壓力效果減小，而且導(dǎo)致制動不平順，故包角ɑ不可取的大于 120186。該設(shè)計取 為 100186。 本文研究車型總質(zhì)量為 m =1660kg=。由上表可以分析得到，該車單個制動器總的襯片 摩擦面積為 PA =200～ 300 2cm 。由公式 PA = 2r ɑb 可以得出，襯片寬度b=～ 。 專業(yè)標準 QC/T309— 1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 []規(guī)定了制動器摩擦襯片的寬度系列如表 所示。 表 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 17 故摩擦襯片寬度可取 b =75cm。 18 摩擦襯片起始角 5? 圖 鼓式制動器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)示意圖 如圖 所示， 一般情況下，在制動蹄外周的中央裝上摩擦襯片，所以摩擦襯片的起始角可由公式 290o5 o?? ??求得。但是有時，在最大壓力點兩側(cè)裝置摩擦襯片，這樣可以適應(yīng)壓強分布變化的情況，從而改善制動效能和磨損均勻性。 故該設(shè)計的摩擦襯片起始角 290o5 o?? ?? = o40 張力 F 的作用線到制動器中心的距離 a 最大程度的增大張力 F 的作用線到制動器中心的距離 a，可以把制動效能提高。為了達到這個目的，要把制動輪缸布置在制動鼓內(nèi)。初步設(shè)計時常取距離 a= ,故初步取a=? 120=96mm。 制動蹄支承銷中心位置 k 和 c 在兩蹄支承端面不互相干涉的前提下，使 c 盡可能大而 k盡可能小。初步設(shè)計時，也可取 c= 。 故 c = 96mm。這里取 k = 20mm。 19 后輪鼓式制動器效能因數(shù) 1） 領(lǐng)蹄制動蹄因數(shù)： hRbc鼓 式 制 動 器 簡 化 受 力 圖p 圖 鼓式制動器受力簡化圖 根據(jù)公式 ??????????????bcffbhBFT11 h/b=2。c/b= 得 ??????? ???TBF 2） 從蹄制動蹄因數(shù)： 根據(jù)公式 ??????????????bcffbhBFT12 得 ?????? ??? = 所以這個領(lǐng)從蹄制動器的制動因數(shù) 21 TTT BFBFBF ?? = 制動器主要結(jié)構(gòu)元件設(shè)計 制動鼓 選取熱容量較大的材料制作制動鼓，防止溫升超過材料極限，還要保證制動鼓的剛度，減少制動鼓變形對制動 效果的影響。同時為了確保高的摩擦系數(shù)，制動鼓材料應(yīng)與 20 摩擦襯片材料相匹配，這樣工作表面磨損比較均勻使用壽命較長。 輪轂的圓柱表面與制動鼓配合定位，為了使這兩者的軸線重合，要在兩者裝配緊固后對制動鼓內(nèi)工作表面進行精加工。兩者裝配后還需進行動平衡。貨車許用不平衡度為30 N cm～ 40 N cm；轎車許用不平衡度為 15N cm～ 20 N cm；。微型轎車要求其制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差＜ ，徑向跳動量≤ 0． 0 5mm，靜不平衡度≤1． 。 剛度和強度要求影響著制動鼓壁厚的選取。熱容量隨壁厚 增加而增大，但試驗表明，摩擦表面的最高溫度在壁厚由 11mm 增至 20 mm 時變很小。一般制動鼓的壁厚：轎車為7mm～ 12mm；中、重型載貨汽車為 13mm～ 18mm。為了便于檢查制動器間隙，通常會在制動鼓的閉口一側(cè)外緣開個小孔。 制動蹄 碾壓 T 形鋼的方法多用于轎車的和輕型載貨汽車制動蹄的制作，或者通過沖壓焊接鋼板來制成。制動蹄結(jié)構(gòu)尺寸和斷面形狀的設(shè)計應(yīng)保證其具有高的剛度，但為了使制動蹄摩擦襯片與制動鼓之間具有均勻的壓力，有時在制動蹄腹板上開一兩條徑向槽，目的是使蹄的彎曲剛度小一些，這樣制動時噪聲較 小且磨損較為均勻。 制動蹄腹板和翼緣的厚度，貨車的約為 5mm～ 8mm，轎車的約為 3mm～ 5mm。摩擦襯片的厚度，貨車多為 8mm 以上，轎車多為 4． 5mm～ 5mm。鉚接或粘貼是襯片與制動蹄連接的常用方法，粘貼的優(yōu)點是允許的磨損厚度較大，使用壽命增長，缺點是不易更換