汽车设计标准-制动器的设计舆计算

機械CAD收集整理:汽車技朮聯盟：johns_01E-mail:[e-mail]本資料來自網絡僅供參考使用，有涉及版權請來信告知刪除處理!制动器的设计与计算一、鼓式制动器的设计计算1．压力沿衬片长度方向的分布规律除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。制动蹄有一个自由度和两个自由度之分。首先计算有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图8—8a所示，将坐标原点取在制动鼓中心O点。yI坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心A1点。制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。结果蹄片中心位于O1点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(E1E1线)，就沿OO1方向移动进入制动鼓内。显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。位于半径OBl上的任意点B1的变形就是B1B’1线段，所以同样一些点的径向变形δ1为δ1=B1C1≈B1B’1cosψ1考虑到ψ1≈(φ1+α1—90º)和B1B’1=001=δ1max所以对于紧蹄的径向变形δ1和压力p1为：式中，α1为任意半径OBl和y1轴之间的夹角；Ψl为半径OBi和最大压力线001之间的夹角；φ1为х1轴和最大压力线001之间的夹角。其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。如图8—8b所示，此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销A1转动dγ角。摩擦衬片表面任意点Bl沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段B1B’1，其径向变形分量是这个线段在半径OB1延长线上的投影，即为B1C1线段。由于dγ很小，可认为∠A1B1B’1=90º，故所求摩擦衬片的变形应为δ1=B1C1=B1B’1sinγ1=A1B1sinγ1dγ考虑到OAl～OB1=R.那么分析等腰三角形AlOB1，则有A1月l／sinα=R／sin7，所以表面的径向变形和压力为γαδdRsin1=αsinmax1pp=(8—2)综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式(8—1)和式(8—2)计算。沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可用不均匀系数厶评价fppmax=Δ(8—3)式中，pf为在同一制动力矩作用下，假想压力分布均匀时的平均压力；Pmax为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力。2．计算蹄片上的制动力矩．计算鼓式制动器制动器，必须查明蹄压紧到制功鼓上的力与产生制动力矩之间的关系。为计算有一个自由度的蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面取一横向微元面积，如图8—9所示。它位于α角内，面积为bRdα，其中b为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为同时，摩擦力fdFl产生的制动力矩为(f为摩擦因数，计算时取0.3)dMPtl=dFlfR=pmaxbR2fsinαdα从αˊ到αˊˊ区段积分上式得到从式(8—5)和式(8—6)能计算出不均匀系数△=(αˊ-αˊˊ)/(cosαˊ-cosαˊˊ)从式(8—5)和式(8—6)能计算出制动力矩与压力之间的关系。但是，实际计算时还必须建立制动力矩与张开力F。的关系。紧蹄产生的制动力矩Mut1用下式表达式中，Fl为紧蹄的法向合力；Rl为摩擦力fFl的作用半径(图8—10)。如果已知蹄的几何参数(图8—10中的hac等)和法向压力的大小，便能用式(8—5)计算出蹄的制动力矩。为计算随张开力Fol而变的力F1，列出蹄上的力平衡方程式式中，δ1为хl轴和力F1的作用线之间的夹角；F’х为支承反力在хl轴上的投影。解联立方程式(8—8)得到对于松蹄也能用类似的方程式表示，即为计算δl、δ2、及Rl、R2值，必须求出法向力F及其分量，沿着相应的轴线作用有dFx和dFy力，它们的合力为dF(图8—9)。根据式(8—4)有所以δ=arctan(Fy/Fx)=arctan[(cos2αˊ-cosα”)/(2β-sin2α”+sin2αˆ)]根据式(8—5)和式(8—7)并考虑到F1=√Fx2+Fy2如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的αˊ和α”角度不同，很显然两块蹄片的δ和Rl值也不同。制动器有两块蹄片，鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和，即Mμ=Mμtl+Mμt2=FolDl+F02D2用液力驱动时，Fo1=F02。所需的张开力为Fo=Mμ/(D1+D2)用凸轮张开机构的张开力，可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出Fo1=0.5Mμ/D1Fo2=0.5Mμ/D2计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。由式(8—10)得出自锁条件。当式(8—10)中的分母等于零时，蹄自锁，即cˊ(COSδ1+fsinδ1)—fRl=0如果fcˆδ1/(R1-cˆsinδ1)就不会自锁。由方程式(8—5)和式(8—10)可计算出领蹄表面的最大压力为Pmaxl=Fo1hR1/bR2(cosα’-cosα”)[cˆ(cosδ1+fsinδ1)-fR1]二、盘式制动器的设计计算假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩为Mµ=2f／FoR式中，f为摩擦因数；Fo为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。对于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，取R等于平均半径Rm，或有效半径Re，在实际上已经足够精确。如图8—11，平均半径为Rm=(R1+R2)/2式中，Rl和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。设衬块与制动盘之间的单位压力为户，则在任意微元面积RdRdφ上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fpR2dRdφ，而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应为单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为故有效半径为Re=Mμ/2fFo=2(R23-R13)/3(R22-R12)可见，有效半径Re即是扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离。上式也可写成Re=4/3[1-R1R2/(R1+R2)2](R1+R2)/2=4/3[1-m/(1+m)2]Rm式中，m=R1/R2因为m1，m/(1+m)21/4，故ReRm，且m越小则两者差值越大。应当指出，若m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半径处的滑磨速度相差太远，磨损将不均匀，因而单位压力分布均匀这一假设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于0．65。制动盘工作面的加工精度应达到下述要求：平面度允差为0．012mm，表面粗糙度为Ra0.7—1.3μm，两摩擦表面的平行度不应大于0．05mm，制动盘的端面圆跳动不应大于0．03mm。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证有足够的强度和耐磨性能，其牌号不应低于HT250。三、衬片磨损特性的计算摩擦衬片(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。对于盘式制动器的衬块，其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／mm2。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=δma(v12-v22)/4tA1βe1=δma(v12-v22)/4tA2(1-β)t=(v1-v2)/j式中，ma为汽车总质量(t)；δ为汽车回转质量换算系数；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。在紧急制动到停车的情况下，v2=0，并可认为δ=1，故β12114tAvmea=（8—14）)1(42212β−=tAvmea（8—15）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／mm2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6．0W／mm2。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的‘值允许略大于1．8W／mm2。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，RAMfμ=0（8—16）式中，Mμ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／mm2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=1.37～1.60N／mm2设摩擦因数f：0.3～0.35)。这比过去一些文献中所推荐的pm许用值2～2．5N／mm2要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。四、前、后轮制动器制动力矩的确定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φo，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值gghLhLMM010221ϕϕμμ−+=（8—17）式中，Mμ1,Mμ2征为前、后轮制动器的制动力矩；Ll、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，计算出前轮制动器的最大制动力矩Mμ1max；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Mμ2max。五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩1．应急制动应急制动时，后轮一般都将抱死滑移，故后桥制动力为ϕϕϕ)/(122gZBhLgLmFF+==此时所需的后桥制动力矩为egaBrhLgLmFκϕ+=12（8—18）式中，mag为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；L为轴距；Ll为汽车质心到前轴的距离；hg为汽车质心高度；F2为路面对后桥的法向反力；φ为附着系数；re为车轮有效半径。如用后轮制动器作为应急制动器，则单个后轮制动器的应急制动力矩为FB2re/2.若用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为FB2re/io,io为主传动比。2．驻车制动图8—12表示汽车在上坡路上停驻时的受力情况。由此不难得出停驻时的后桥附着力为F2φ=magφ(L1/Lcosα+hg/Lsinα)汽车在下坡路上停住驻时的后桥附着力为F’2φ=magφ(L1/Lcosα-hg/Lsinα)某货车的F2φ／mag、F’2φ／mag、FB2／mag三者对坡路倾角α的关系，如图8—13所示。汽车可能停驻的极限上坡路倾角α1可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得，即由magφ(L1/Lcosα1+hg/Lsinα1)=magsinα1得到α1=arctanφL1/(L-φhg)式中，α1是保证汽车上坡行驶时的纵向稳定性的极限坡路倾角，图8—13所示例车的α1=32º50，(α=0.7时)。同理可推导出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为αˆ1=arctanφL1/(L+φhg)上述例车在φ=0.