制动参数选择及计算共15.docx

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1、第一章制动参数选择及计算第一节 汽车参数(符号以汽车设计为准)制动器设计中需要的重要参量:汽车轴距：车轮滚动半径：汽车满载质量：汽车空载质量：满载时轴荷的分配：空载时轴荷的分配：满载时质心高度：空载时质心高度：质心距前轴的距离：质心距后轴的距离：L=1370mmr r =295 mmma=4100Kgm=2600Kg前轴负荷39%,后轴负荷61%前轴负荷47%,后轴负荷53%hg =745mmhg/ =850mmLi =835mmL/ =726mmL2=535mmL2/ =644mm对汽车制动性有影响的重要参数还有：制动力及其分配系数、 同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制

2、动因 数等。第二节制动器的设计与计算一制动力与制动力矩分配系数0水平路面满载行驶时，前、后轴的负荷计算对于后轴驱动的移动机械和车辆，在水平路面满载行驶时前后轴的最大负荷按下式计算(g=9.8N/kg)前轴的负荷 F1=Ga(L2- hg)/(L-hg)=3830.8N第1页后轴的负荷 F2=GaL1/(L- hg)=36349.2N中-附着系数，沥青.混凝土路面，取0.6轴荷转移系数：前轴：ni1= Fz1/G1=0.24后轴：m2= Fz1/G2=1.481、(汽车理论108页)水平路面满载行驶制动时，地面对前后车轮的法向反作用力(满载)曰=用2+ hg)=4100X 9.8 +1.370

3、X (0.535+0.6 X0.745) =28800.55NFz2=L (L i- ： hg)=4100X 9.8 +1.370 X (0.835 0.6 X0.745) =11379.45N式中：G-汽车所受重力；L-汽车轴距；L1-汽车质心离前轴距离；L2-汽车质心离后轴距离；hg-汽车质心高度；g -重力加速度；(取9.80N/kg)2(汽车理论8,22)汽车制动时，如果不记车轮的滚动阻力矩和汽车的回转质量的惯性力矩，则任何角速度3 0的车轮，其力矩平衡方程为Mp-FbxR=0(4-2)式中：Mp -制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N 例Fb-

4、地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力， 又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N;R-车轮有效半径，m令FB= Mp /Re并称之为制动器的制动力，它是在轮胎周缘克服制动器的摩擦力 矩所需的力，因此又称为制动周缘力。Fb与地面制动力Fb的方向相反, 当车轮角速度3 0时，大小亦相等，且Fb仅由制动器的参数所决定， 即Fb取决于制动器的结构形式、尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮的有 效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当增大踏板力以增大Mw时，Fb和Fb均随之增大，但地面制动力受附着条件的 限制其值不可能大于附着力 F邛，(汽车理论22)地面对轮胎切向反 作用力的极

5、限值称为附着力 FFb F = Fz(4-3)FbmaF F = Fz(4-4)式中：中-轮胎与地面的附着系数(汽车理论 22页)；Fz -地面对车轮的法向反力；(1) 前轮：F1F=F邛产 Fzi 中=28800.55 X0.6=17280.33N(20后轮：Fb2 由2= Fz2 中=11379.45 X 0.6=6827.67NFb2ma户FP2= Fz2中=11379.45 X 0.6=6827.67N当制动器的制动力Fb和地面制动力Fb达到附着力Fp值时，车轮 即被抱死并在地面上滑移，此后制动力矩Mp即表现为静摩擦力矩M, 而Fb= Mp /Re即成为与R相平衡以阻止车轮再旋转的周缘

6、力的极限 值，当制动力车轮角速度3=0以后，地面制动力Fb达到附着力FP值 后就不再增大，而制动器的制动力Fb由于踏板力Fd的增大使摩擦力矩M增大而继续上升，如图4-2所示图4-2制动器制动力、地面制动力与踏板力的关系3、制动器制动力分配系数(汽车理论110页)(1)分配系数B = Fbi/F B(4-7)Fbi/ F b2=(L2+ hg)/ (L2- hg)(4-8)(4-9)Fb= F B1+ F B2可得B=Fbi/Fb= Fbi/ (Fbi+ Fb2 ) =(L2+中 hg)/( L 2+*hg+ L1-中 hg)=(L2+hg)/L (4-10)即：B=L2/L+中 hg/L(4-

7、11)其中 L1=835mm L2=535mm L=1370mm hg=745mm 取 =0.6得到B =L2/L+ hg/L=(535+0.6 X 745)+ 1370 =0.72(2)同步附着系数中0=(LB-L2)/ hg(4-12)=(1370 X 0,72 535) + 745=0.61将中0=0.61代入式(4-5)得Fz1 = ?(L2+Whg)=4100X 9.8 +1.370 X (0.535+0.61 X 0.745)=29328.467X0.989=29005.85N.辞(L 1-%)=4100X 9.8 +1.370 X (0.835 0.61 X 0.745)=293

8、28.467X0.381= 11174.15N在同步附着系数前后轮同时抱死的路面上行驶时所得到的地面制动力 前轮：F31F1=Fz1cP0Fb1ma)=F 邛产 Fz1 中 0=29005.85X0.61 = 17693.57N后轮：Fb2& F 2= Fz2 丁0Fb2ma户Fp 2= Fz2 中 0=11174.15 X 0.61=6816.23N第三节鼓式制动器的主要参数及其确定制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制 动时的温升。1 .制动鼓内径 D输入入力F。一定时，制动鼓内径越 大，制动力矩越大，且散热能力也越强。图1-8鼓式制动器的几何参数但增大D(图1 8)

9、受轮辆内径限制。制动鼓与轮辆之间应保持足够的间隙，通常要求该间隙不小于20mm否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮桐受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓直径与轮桐直径之比的范围如下：乘用车 D /D=0.640.74货车：D /D=。.70 。.83制动鼓内径尺寸应参照专业标准ZB T24 D05 89制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列选取。 图1-8鼓式制动器的主要几何参数依据车轮型号：6.5-10 于是，得轮桐直径 DD r =25.4 x 10=254 mm ( 1 in=25.4mm )取D /D=0 .8 3则制动鼓内径直径D=0.83x Dr=0.83x254=210.82mm参

10、照中华人民共和国专业标准QC/T 309 2019制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列取 D=220mm2 .摩擦村片宽度 b和包角（3摩擦村片宽度尺寸b的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬 片宽度尺寸取宽些，则质量大，不易加工，并且增加了成本。制动鼓半径 R确定后，衬片的摩擦面积为Ap=R（3 b.制动器各蹄衬片总的摩擦面积Ap越大，制动时所受单位面积的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性越好。试验表明，摩擦衬片包角p =90100时，磨损最小，制动鼓温度最低，且制动效能最高。（3角减小虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际上包角两端处单

11、位压力最小， 因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减小单位压力的作用 不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包角一般不宜大于120 o取 8=100衬片宽度b较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。中华人民共和国专业标准QC/T 309 2019制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列结合课本教材汽车设计王望予264页表8-1扫路车总质量 4100千克，对于（3.57.0） t的商 用车，单个制动器总的摩擦面积 Ap为（300650） cm2,这里取取 b=90mm3 .摩擦衬片起始角 3一般将衬片布置在制动硫的中央，即令 =90 % 有时为了适应单位压力的分布情况，将

12、衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。此设计中 令 旷90 %=90 100%=404 .制动器中心到张开力F 0作用线的距离 e在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下。应使距离e（图87）尽可能大，以提高制动效能。暂定 e=0.8R=0.8x110=88mm5 .制动蹄支承点位置坐标a和c应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小（图87） o暂定 a=0.8R=0.8x110=88mm6 .摩擦片摩擦系数f摩擦片摩擦系数对制动力矩的影响很大，选择摩擦片时不仅希望 其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要 小。不能单纯

13、地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳 定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值 约为0.30.5,少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其 耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材 料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250c时，保持摩擦系数f =0.300.40已无大问题。本设计取f =0.3 。第四节 制动器的设计与计算(汽车设计268页)考虑到 OA= OB=R=110mm a=88mm(汽车设计 266页图8-8 268 页图8-9汽车设计 264页图8-7) ( c

14、os / =88+ 110=0.8 角度为 370R=110mm B =1003=40% / =1800- - B -37 =3 =B + % / =103(1)不均匀系数=(% /) /(cos* -cos %=1030/ (cos3 0-cos103)= 1.798+ 0.999 ( - 0.225)= 1.798+1.224= 1.47(2)2R=4R(cos % / -cos % / / )/(cos2 % / -cos2 a 7 7 ) +(2 3 -sin2 %+sin2 风 / )21/2=4X 110X 1.224/(0.995+0.899) 2+(3.49+0.438+0.1

15、05) 21/2=538.56/(3.587+16.265) 1/2=538.56/(19.852) 1/2=538.56/4.456=120.86mm因为领蹄和从蹄大小尺寸相同Ri = R 2=120.88mm用液力驱动时所需张开力为，采用领从蹄式制动器Foi=F2前轮 Fo= M w ima)/2(Ri+R)=F blmaxXr /2(R i+R)= 17693.57NX 295+ 483.52= 10795.00N后轮 F o = M w 2ma)/2(R 1+R)=F b2maxXr /2(R 1+R)=6816.23X295+ 483.52=4158.64N(三)检查蹄有无自锁计算鼓

16、式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式(8 10)得出自锁条件。(汽车设计267页f取0.3)(汽车设计266页c/R)(汽车设计268页8 1=8 =arctan(Fy/Fx)=arctan(cos2 a / -cos2 a / / )/(2 B -sin2 a +sin2 % / )=arctan(0.995+0.899)/ (3.49+0.438+0.105)=arctan1.894/ 4.033=arctan0.47=25.2(汽车设计269页)当式(810)中的分母等于零时，蹄自锁, 即c (COSS 1+fsin S1)fRl=00. 110 x ( 0.905+0.3 x 0.

17、426 ) 0.3 X0.12088=0. 110 X 1.033 0.036264=0.077 不 0如果 ff=0.3制动器不会自锁 （四）领蹄表面的最大压力为（汽车设计269页）由方程式（85）和式（810）可计算出领蹄表面的最大压力为（h=e+a =176mm）前轮Pmaxl=Fo 1 h R1/bR 2(cos a , -cos % )c (cos 8 1+fsin 8 1)-fR1=10795X 0.176 x 0.12088/0.090X 0.11 2 x 1.224 乂0.77364=2.23 X 105N后轮Pmax2=Fo / h R1/bR2(cos % / -cos a

18、 x x )c (cos S 1+fsin S 1)-fR1=4158.64 X 0.176 乂 0.12088/0.090X 0.11 2 X 1,224X 0.77364=8.58乂 104N(五)前，后制动器制动力矩的计算为了保证汽车有良好的制动效能，要求合理地确定前、后轮制动器的制动力矩。为此，首先选定同步附着系数中0,并用下式计算前、后轮制动力矩的比值M jL2,hg-=(817)M -2L1 - 0hg式中，M” 1,Mm 2征为前、后轮制动器的制动力矩；LI、L2为汽车质心至前轴和后桥的距离；hg为汽车质心高度。然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出

19、前轮制动器的最大制动力矩Ma 1max；再根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩M. 2=(0.535+0.61 X 0.745 ) + ( 0.835 -0.61 X 0.745 )=0.989+0.381=2.596 前轮制动器的最大制动力矩M 医 1max= F b1maxX= 17693.57 X 0.295=5219.60315 =5219.60N.m后轮制动器的最大制动力矩Mg 2max= M g 1max+ 2,596=5219.60 2,596=2019.63 N.m一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算所得结果的一半值 （六）、衬片磨损

20、特性的计算（汽车设计270页）摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓 （制动盘）的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明， 影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由 于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中，而被制动 器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。 能量负荷越大，则衬片（衬块）磨损将越严重。对于盘式制

21、动器的 衬块，具单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍， 所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国 常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬片（衬块）摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通常所用的计量单位为W mrrio比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为e1=8 m（v i2-V22）/4tA 1 3e1= S ma（v i2-v 22）/4tA 2（1- B）t=（v1-v2）/j式中，m妫汽车总质量 ；S为汽车回转质量

22、换算系数； 第13页v1,v2为制动初速度和终速度 （m/s） ; j为制动减速度（m/s2） ; t 为制动时间（s） ; Al、A2为前、后制动器衬片（衬块）的摩擦面积 （mm2）;卢为制动力分配系数。扫路车最大转移时速为 Vi=65Km/ h m=4.1t A=17278.76mm2B =0.72 j=0.6g=0.6乂 9.8=5.88m/s2t= V i/j=18 +5.88=3.06s 在紧急制动到停车的情况下，V2=0,并可认为S=1,故maV1(814)2e2 =4tA2（1）(815)= (4100X182X0.72) + (4X3.06 X 17278.76 )=0.45W

23、 / mrrK 1. 8WZ mrri 262=吧（1 P）= （ 4100 x 182 x 0.28 ） + （ 4X 3.06 x 4tA217278.76 ） =1.761 . 8W7 mM据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1. 8W/ mm为宜，计算时 取减速度j=0 . 6g。制动初速度 v1 ： 轿车用100km/h（27 . 8m/s）;总质量3. 5t以下的货车用 80km /h（22.2m/s）;总质量 3.5t以上的货车用65km/h（18m/s）。轿车的盘式制动器在同上的 01和i的条件下，比能量耗散 率应不大于 6. 0Wmm2对于最高车速低于以上规定的

24、制动初 速度的汽车，按上述条件算出的值允许略大于1 . 8W7mrn比能量耗散率过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，且有可能使制动鼓或制动盘更早发生龟裂。另一个磨损特性指标是每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力fo。比摩擦力越大，则磨损将越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为，f。*（816）RA式中，Mp为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径（衬块平均半径Rm或有效半径Re）; A为单个制动的衬片（衬块）摩擦面积。在j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力fo以不大于0. 48N/mm为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力户pm=fo/f=1.371.60N/mm设摩擦因数 f: 0.30.35）。这比过去一 些文献中所推荐的pm许用值22. 5N/mm要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。 前轮