【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤(pán)的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 16 PRTBF f? （ ） 式中： BF ——制動(dòng)器效能因數(shù) fT ——制動(dòng)器的摩擦力矩； R——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤(pán)的作用半徑； P——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開(kāi)力 (或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力 )的平均值為輸入力。 對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開(kāi)力分別為 1P 、 2P ，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即 制動(dòng)鼓工作半徑為 R ，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為 1TfT 和 2TfT ，則兩蹄的效能因 數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為： RPTBF TfT 1 11 ? （ ） RPTBF TfT 2 22 ? （ ） 整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為 RPP TTRPP TTPRTBF TfTfTfTff )( )(2)( 21 2121 21 ? ?????? （ ） 當(dāng) PPP ?? 21 時(shí)，則 2121 TTTfTf BFBFPR TTBF ???? （ ） 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在張力 P 的作用下制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間作用 力的合力 N 如圖 所示作用于襯片的 B 點(diǎn)上。這一法向力引起作用于制動(dòng)蹄襯片上的摩擦力為 fNf,為摩擦系數(shù)。 a， b， c， h， R 及 ? 為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖 所示。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 17 圖 鼓式制動(dòng)器的簡(jiǎn)化受力圖 對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbnF CPh （ ） 由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 ???????????????bcffbhPNfBFT11 （ ） 當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力 fN 的方向與圖 所 示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn) A 的力矩平衡方程，即 0??? NbnF CPh （ ） ???????????????bcffbhPNfBFT12 （ ） 由式 (315)可知：當(dāng) f 趨近于占 cb/ 時(shí)，對(duì)于某一有限張開(kāi)力 P ，制動(dòng)鼓摩擦力 趨于無(wú)窮大。這時(shí)制動(dòng)器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺 寸的函數(shù)。 通過(guò)上述對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)蹄因數(shù)的分析與計(jì)算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力 對(duì)蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開(kāi)力對(duì)蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值大，而從蹄則 由于這兩種力矩反向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值小。兩者在 f =～ 范圍內(nèi)，當(dāng)張開(kāi) 力21 PP? 時(shí)，相差達(dá) 3 倍之多。圖 給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對(duì)摩擦黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 18 系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見(jiàn)，當(dāng) f 增大到一定值時(shí)，領(lǐng)蹄的 1TBF 和 dfdBFT /1 均 趨于無(wú)限大。它意味著此時(shí)只要施加一極小張開(kāi)力 1P ，制動(dòng)力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開(kāi) 制動(dòng)踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動(dòng)狀態(tài)，發(fā)生 “自鎖 ”現(xiàn)象。這時(shí)只能通過(guò)倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓消除制動(dòng)。領(lǐng)蹄的 1TBF 和 dfdBFT /1 隨 f 的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱(chēng)為自行增勢(shì)作用。反之，從蹄的 2TBF 和 dfdBFT /2 隨 f 的增大而減小的現(xiàn)象稱(chēng)為自行減勢(shì)作用。 在制動(dòng)過(guò)程中，襯片的溫度、相對(duì)滑動(dòng)速 度、壓力以及濕度等因素的變化 會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。制動(dòng)器因數(shù) BF 對(duì)摩擦系數(shù) 的敏感性可由 dfdBFT / 來(lái)衡量，因而 dfdBFT / 稱(chēng)為制動(dòng)器的敏感度，它是制動(dòng)器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而 f 除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動(dòng)時(shí)摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。 熱衰退的臺(tái)架試驗(yàn)表明，多次重復(fù)緊急制動(dòng)可導(dǎo)致制動(dòng)器因數(shù)值減小 50%，而下 長(zhǎng)坡時(shí)的連續(xù)和緩制動(dòng)也會(huì)使該值降至正常值的 30%。 1— 領(lǐng)蹄； 2— 從蹄 圖 制動(dòng)蹄因數(shù) BF 及其導(dǎo)數(shù) dfdBFT / 與摩擦系數(shù)的關(guān)系 由圖 也可以看出，領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄 差。就整個(gè)鼓式制動(dòng)器而言，也在不同程度上存在以 BF 為表征的效能本身與其穩(wěn)定 性之間的矛盾。由于盤(pán)式制動(dòng)器的制 動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù) ( dfdBFT / )為常數(shù)， 因此其效能穩(wěn)定性最好。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 19 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 與摩擦系數(shù) 鼓式 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動(dòng)鼓直徑 D 當(dāng)輸入力 P 一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑越大，則制動(dòng)力矩越大，且使制動(dòng)器的散熱性能越好。但直徑 D 的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且 D 的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì) 量增加，使汽車(chē)的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車(chē)的行駛的平順性。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過(guò)熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動(dòng)鼓直徑 D 的尺寸。 由于 CA1041 采用 16 in 的輪輞所以取?rDD ， 制 動(dòng) 鼓 直 徑 D 與 輪 輞 直 徑 Dr 之 比 的 一 般 范 圍 為 ： 貨 車(chē) ~?rDD 。 ??? inD r = 3 1 ????? rDD mm 制動(dòng)蹄摩擦片 寬度 b 、制動(dòng)蹄摩擦片的包角 ? 和單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積 ?A 由 1999309/ ?TQC 《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動(dòng)蹄摩擦片寬度 75?b mm；摩擦片厚度 7?l mm。 摩擦襯片的包角 ? 通常在 ?? 120~90?? 范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角?? 120~90?? 時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)效能則最高。再減小 ? 雖有利于散熱，但由于單位壓力過(guò)高將加速磨損。包角 ? 也不宜大于 ?120 ，因?yàn)檫^(guò)大不僅不利于散熱，而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 綜上所述選取 領(lǐng)蹄 ?1101 ?? ，從蹄 ?1001 ?? 單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積 ?A ： 3 6 0/)( 21 ??? ??? DbA （ ） 式中： ?A ——單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積， mm2 D ——制動(dòng)鼓內(nèi)徑， mm； b——制動(dòng)蹄摩擦片寬度 ， mm； 21 ??、 ——分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（ ? ）。 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 20 2 53 6 0/2 1 0753 1 6 0/)( 21 ???????? ??? DbA cm2 表 制動(dòng)器襯片摩擦面積 汽車(chē)類(lèi)別 汽車(chē)總質(zhì)量 /am t 單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積 ?/A cm2 轎車(chē) ~ ~ 200~100 300~200 客車(chē)與貨車(chē) ~ ~ ~ ~ ~ ~ 200~120 250~150 （多為 200~150 ） 400~250 650~300 1000~550 1500~600 （多為 1200~600 ） 由 表 數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。 摩擦襯片起始角 0? 摩擦襯片起始角 0? 如圖 所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，并令 2900 ?? ?? ?。 領(lǐng)蹄包角 ???? 352110902900 ????? ?? 從蹄包角 ???? 402100902900 ????? ?? 圖 鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù) 張開(kāi)力 P 的作用線至制動(dòng)器中心的距離 a 在滿足制動(dòng)輪缸布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離 a （見(jiàn)圖 ） 盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取 Ra ? ，根據(jù)設(shè)計(jì)時(shí)的實(shí)際情況取 118?a mm 制動(dòng)蹄支銷(xiāo)中心的坐標(biāo)位置 k 與 c 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 21 如圖 所示，制動(dòng)蹄支銷(xiāo)中心的坐標(biāo)尺寸 k 盡可能地小 設(shè)計(jì)時(shí)常取 30?k mm，以使 c 盡可能地大 ，初步設(shè)計(jì)可暫取 ， Rc ? 根據(jù)設(shè)計(jì)的實(shí)際情況取 120?c mm。 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時(shí)，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。 后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 ~ ，少數(shù)可達(dá) 。 一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì) 時(shí)，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于 250℃ 時(shí)，保持摩擦系數(shù) f =~ 已不成問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取f = 可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料。 盤(pán)式 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 制動(dòng)盤(pán)直徑 D 制動(dòng)盤(pán)直徑 D 希望盡量大些，這時(shí)制動(dòng)盤(pán)的有效半徑得以增大 ，就可以降低制動(dòng)鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動(dòng)盤(pán)的直徑 D 受輪輞直徑的限制，通常，制動(dòng)盤(pán)的直徑 D 選擇輪輞直徑的 70％～ 79％，而總質(zhì)量大于 2t 的汽車(chē)應(yīng)取上限 ???D mm 取制動(dòng)盤(pán)直徑 355?D mm 制動(dòng)盤(pán)厚度 h 制動(dòng)盤(pán)厚度 h 直接影響著制動(dòng)盤(pán)質(zhì)量和工作時(shí)的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動(dòng)盤(pán)厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫升，制動(dòng)盤(pán)厚度又不宜過(guò)小。實(shí)心盤(pán)的厚度選擇 10mm～ 20mm，選擇制動(dòng)盤(pán)厚度為 h=15mm。 摩擦襯塊工作面積 A 推薦根據(jù)制動(dòng)器摩擦襯塊單位面積占有的汽車(chē)質(zhì)量在 22 /~/ cmkgcmkg 范圍內(nèi)選取。 根據(jù)推薦值取 ，依汽車(chē) 質(zhì)量 2180kg，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為23480cm 。 摩擦襯塊內(nèi)半徑 1R 與外半徑 2R 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 22 推薦摩擦襯塊的外半徑 2R 與內(nèi)半徑 1R 的比值不大于 。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。 取摩擦襯塊外半徑 mmR 1702 ? ，內(nèi)半徑 mmR 1201 ? ?? RRm 則 ? ? 2 ??? mm 摩擦襯塊 半徑選取符合要求。 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析 可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定： （ 1） 制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性 ； （ 2） 在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上 ； （ 3） 壓力與變形符合虎克定律 由于本次設(shè)計(jì)采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析。 如圖 所示，制動(dòng)蹄在張開(kāi)力 P 作用下繞支承銷(xiāo) O? 點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開(kāi)，設(shè)其轉(zhuǎn)角 為 ?? ，則蹄片上某任意點(diǎn) A 的位移 AB 為 AB = AO? ?? （ ） 式中； AO? ——制動(dòng)蹄的作用半徑。 由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為AC cosAC AB ?? 39。 cosAC O A ???? 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè) 設(shè)計(jì) 23 圖 制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡(jiǎn)圖 從圖 中的幾何關(guān)系可看到 ?? s inc o s 39。39。39。 OODOAO ?? AC = sinOO? ? ??? 因?yàn)?????OO 為常量 ，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫(xiě)成 ?sin0qq? () 式中： 0q ——摩擦片上單位壓力。 即 制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與 O? 連線呈 90176。的徑向線上。 上述分析對(duì)于新的摩擦襯片是合理的，但制動(dòng)器在使用過(guò)程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會(huì)有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損 特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國(guó)外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)