鼓式制動器機設項目設計方案(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 前軸利用附著系數線之上。由以上兩圖所示，設計的制動器制動力分配符合要求。應合理的確定前，后制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩定性。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（）可知，雙軸汽車前，后車輪附著力同時被充分利用或前，后同時抱死時的制動力之比為== 式（） 式中 , — 汽車質心離前，后軸距離； — 同步附著系數； — 汽車質心高度。通常，上式的比值：~；~，受車輪的計算力矩所制約，即 = 式（） = 式（） 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； — 作用于前軸車輪上的地面法向反力； — 車輪有效半徑。 根據市場上的大多數微型貨車輪胎規格及國家標準GB 97442007；選取的輪胎型145/80R12。由GB2978可得有效半徑=270mm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值的汽車，為保證在的良好路面上（例如=）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移，前，后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為== 式（）= 式（） 由式（），式（）可得=== = ==當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即(1)前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； (2)后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；(3)前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 鼓式制動器的結構參數與摩擦系數 制動鼓內徑D輸入力P一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大D(圖 )受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減小制動時的溫升。由選取的輪胎型號145/80R12，得Dr=12= 故 D==228mm由QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列的規定》，輪輞直徑/in121314151620，制動鼓最大內徑/mm轎車180200240260——貨車220240260300320420取得制動鼓內徑=220mm輪輞直徑Dr=,制動鼓的直徑D與輪輞直徑之比的范圍：D/Dr=~；經過計算，~。因此符合設計要求。 摩擦襯片寬度b和包角β摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大，不易加工，并且增加了成本。 制動鼓半徑R確定后，襯片的摩擦面積為A=Rβb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據統計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大。試驗表明，摩擦襯片包角為：90186。～100186。時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。β角減小雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減小單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發生自鎖。因此，包一般不宜大角于120186。襯片寬度b較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。初選襯片包角。摩擦襯片寬度b取得較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。，以及國家標準QC/T309—1999選取摩擦襯片寬度b=40mm。表 制動器襯片摩擦面積根據國外統計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質量的增大而增大，并且制動器各蹄片摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角，即 式()式中，是以弧度(rad)為單位，故摩擦襯片的摩擦面積A=11040110176。/180176。=單個制動器的摩擦襯片的摩擦面積=2A=169 cm2，摩擦襯片寬度b的選取合理。 摩擦襯片起始角 一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令=90186。/2=。 制動器中心到張開力P作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a(圖 )盡可能大，以提高制動效能。初取a=，則取a=86mm 制動蹄支承點位置坐標k和c 應在保證兩蹄支承端毛面不致互相干涉的條件下，使k盡可能小而c盡可能大( )。初取k==27mm，c=80mm。 襯片摩擦系數f選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數高，更要求其熱穩定性要好，受溫度和壓力的影響要小。但不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，對領從蹄式制動器而言，提高對摩擦系數的穩定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性是非常重要的。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數=～。因此，在假設的理想條件下進行制動器設計時，取=。第3章 制動器的設計計算—從蹄制動器(平行支座面) 制動器因素計算 對于浮式蹄，其蹄片端部支座面法線可與張開力作用線平行(稱為平行支座)或不平行(稱為斜支座)。平行支座可視作斜支座的特例，對于最一般的情況： 浮式蹄(a)平行支座 (b) 斜支座單個斜支座浮式領蹄制動蹄因數BFT3 = 式()單個斜支座浮式從蹄制動蹄因數BFT4 = 式()上兩式中 式() 式() 式() 式() 式() 式()為蹄片端部與支座面間摩擦系數，如為鋼對鋼則=～。角正負號取值按下列規則確定：當，為正；，為負。這樣浮式領從制動器因數為 式()對于平行支座式的支撐形式，以上各式中，取=，f=，故可得： =[81/105+86/105+（27/105）] = =（81/105） cos0 = = =+ =1 =（cos00） = =得： = =（+）/（1+） = = =（）/（+1+） =得 =+ =表 根據汽車制動時的整車受力分析，由之前的分析得：地面對前、后軸車輪的法向反力Z1，Z2為： 汽車總的地面制動力為： 前、后軸車輪附著力為： 故所需的制動力F需= 式() = =制動踏板力可用下式計算： . 式()式中 ——主缸活塞直徑，；——制動管路的液壓；——踏板機構傳動比，一般為2～5，；——真空助力比， ，——；——踏板機構及制動主缸的機械效率，～。 液壓制動驅動機構計算用簡圖根據設計經驗取制動時的踏板力為=250N，可得制動管路的液壓p= 式() = =9mpa 確定制動輪缸直徑 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓力P有如下關系： 式()式中 ——考慮制動力調節裝置作用下的輪缸或管路液壓= 8～12MPa，取= 9MPa。由 ， 式()及張開力的計算公式：與制動器因數定義式 可表示為：， 得 式() =輪缸直徑應在GB7524—87標準規定的尺寸系列中選取，缸直徑的尺寸系列為：，16，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。取得 =一個輪缸的工作容積： 式()式中 ——一個輪缸活塞的直徑；n——輪缸的活塞數目；——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：在初步設計時，對鼓式制動器取=2～。——消除制動蹄(制動塊)與制動鼓(制動盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器約等于相應制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍；——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計算； ，——鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗確定。可得：一個輪缸的工作容積： =mm3 = mm3全部輪缸的總工作容積 式() 式中 m——輪缸數目。則全部輪缸的總工作容積V =4 mm3 = mm3 制動器所能產生的制動力計算由制動器因數BF的表達式（即，）， 式()它表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數。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，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比，即 式()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。由張開力計算公式， 式()式中—制動輪缸直徑 P—制動輪缸中的液壓壓力，可得： 張開力P=（）9N =由制動器效能因數的定義，可得制動器所能產生的制動力F能=BFPR/re =110/270 =后軸能產生的制動力F=2 F能=2 =F=2F能==故所設計制動器結構參數合理。在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系。為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為α處，單元面積為bRdα 。其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，dα為單元面積的包角， 所示。 圖 制動力矩的計算簡圖由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 式（） 算得 ；而摩擦力 fdN 產生的制動力矩為圖 張開力計算用簡圖算得 在由α′至區段上積分上式，得 式（）當法向壓力均勻分布時，得 式（）由式()和式()可求出不均勻系數算得 式（）和式（）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為