制动器的设计与计算.

1、第四节 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。y1坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心A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 Oi点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓（EiEi

2、线），就沿OOi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OB!上的任意点B1的变形就是B1B线段，所以同样一些点的径向变形为ab)考虑到-（V ：1）-90和BR =0。1二max，所以对于紧蹄的径向变形1和压图88计算摩擦衬片径向变形简图a）有两个自由度的紧蹄b）有一个自由度的紧蹄力P1为:(8-1)冠1 = 6max Sin 1 + 陷) P1 = P1maxSi n(1 十曙)，式中，:1为任意半径OB1和y1轴之间的夹角；=1为半径OR和最大压力线OO1之间的夹 角；1为x1轴和最大压力线 OO!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

3、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A转动d角。摩擦衬片表面任意点Bi沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段BiBi，其径向变形分量是这个线段在半径OBi延长线上的投影，即为BiCi线段。由于d很小，可认为 ABB =90，故所求摩擦衬片的变形应为r = B ,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(8-4)dFi 二 pbRd： = PmaxbRsin：d：同时，摩擦力fdFi产生的制动力矩为(f为摩擦因数，计算时取 0.3)2dM 土二 dF| fR = pmaxbR f sin : d：从：到：区段积分上式得到(8-5)M 肃二 PmaxbR2

4、 f (cos：- cos：)法向压力均匀分布时(8-6)dFj = PfbRd：2井.1M 曲=PfbR2f- )从式(8-5)和式(8-6)能计算出不均匀系数( (cos：-cos：)从式（8-5）和式（8-6）能计算出制动力矩与压力之间的关系。 制动力矩与张开力 F0的关系。紧蹄产生的制动力矩 M出用下式表达M 比=fFi R|但是，实际计算时还必须建立(8-7)图810计算张开力简图图8-9算制动力矩简图式中，Fi为紧蹄的法向合力；R为摩擦力fFi的作用半径（图8-10）。如果已知蹄的几何参数（图8-10中的人、口、c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

5、张开力Fi而变的力Fi，列出蹄上的力平衡方程式(8-8)F01 cos 0 Fx -Fjcosr f sin、Foi ： - FxCfRi FQ式中，-1为Xi轴和力Fi的作用线之间的夹角；Fx为支承反力在Xi轴上的投影。解联立方程式(8-8)得到 Fi 二hF Qi(cos i f sin、i) - fR(8-9)对于紧蹄可用下式表示F Qi fhRic (cos i f sin J - fRi| = F oiDi(8-10)对于松蹄也能用类似的方程式表示，即M J2F 02 fhR2C (cos、2 - f sin、2) fR21-F02 D2(8-11)为计算、： 2、R,、R2值，必须

6、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2Fx 二 dF sin 匚-pmaxbRsin .：d:=aa(8-12)PmaxbR(2 ： -sin2才 sin2_：i )4Fy 二.dFcos： = PmaxbR .sin： cos：d：二 PmaxbR(cos2cos2)佝4所以、二 arcta nFyFx丄(Cos2a - COS/ =arcta n2|L(2 ： sin2: sin2： )2式中- 根据式(8-5)和式(8-7)并考虑到片=；F2x F2yr4R(cos cos：)J(cos2a cos2a )2

7、+(2P -sin & + sin2丫如果顺着制动鼓旋转的蹄片和逆着制动鼓旋转的蹄片的：，和”角度不同，很显然两 块蹄片的和R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M j = M it1 M 11 = F01D1F02D2用液力驱动时，F。！ =F2。所需的张开力为M j(Di 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F 010.5M jD1F 020.5M jD2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c（cos、f sin、J - fR =0,m

8、 ccosd如果f就不会自锁。R - c sin、J由方程式(8-5)和式(8-10)可计算出领蹄表面的最大压力为F01hR1p 1max1bR2 (cos cos黑c (cos 1 f sin、“)fR11二、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 M J 二 2fF0R式中，f为摩擦因数；F。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RmR1R2式中，R和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外

9、半径。设衬块与制动盘之间的单位压力为p，则在任意微元面积RdRd上的摩擦力对制动盘中心的力矩为fpR2dRd，而单侧制动块加于制动盘的制动力矩应fpRdRd = - fp（ R33R13戶单侧衬块加于制动盘的总摩擦力为fF。fpRdRd，fp(R；-R2户故有效半径为M .1 _ 2（R； -r3）2fF。3（R；-R2）图8 11钳盘式制动器的作用半径计算参考图可见，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3 （R+R2）2 2 丿 3 （1+m）2jm式中，m =尺。R2im1 丄_因为m1，2 Rm，且m越小，则两者差值越大。（1 m） 4应当指出，若过 m小

10、，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。制动盘工作面韵。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Ra0.71.3 Jm，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。通常制魂盘采角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

11、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

12、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6ma（v； V；电G :4tAma v1 -v；14tA；-P)式中，ma为汽车总质量（t） ； s为汽车回转质量换算系数；Vi、v；为制动初速度和终速度（m/s） ； j为制动减速度（m S?） ； t为制动时间（s） ； A、A为前、后制动器衬片（衬 块）的摩擦面积（mm2） ； 3为制动力分配系数。在紧急制动

13、到停车的情况下，v2=0,并可认为s =1,故2mav! R0 丄丄-（8-14）4tAi2e2 二1 - - （8-15）4tA2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lOOkn/ 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2V1和j的条件下，比能量耗散率应不大于6.0W/ mm。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e值允许略大于1.8W/ mm2。比能量耗散率过高

14、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f0。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(8-16)RA式中，M .1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或有效半径尺）；A为单个制动器的衬片（衬块）摩擦面积。在j=0. 6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于O.48N/mm2为宜。与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力pm = f0. f =1.371.60N/mm2 （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22.5

15、N 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 0，并用下式计算前、后轮制动力矩的比值(8-17)M JL20hgM 112L!-0 hg式中，M j、M边为前、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，计算出前轮制动器的最大制动力矩M max ；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龙max。五、应急制动和驻车制动所

16、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F B2二 magLl:Lhg此时所需的后桥制动力矩为F B2 remagLiL hgre(8-18)Fb2*/2。若用中央制动器进行应急制动，则其应有的制动力矩为Fb2*八0，i为主传动比。式中，mag为汽车满载总质量与重力加速度的乘积；L为轴距；L1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；“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F2 mag壮cos：sin：L汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为2= maghg cos： - sin : L某货车的F2 /mag、F2：7mag、FB2 /mag、三者对坡路倾角口的关系，如图8-13所示。汽车可能停驻的极限上坡路倾角r可根据后桥上的附着力与制动力相等的条件求得,即由magbcossi nLL二 arctanLrhg式中，：-i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所示例车的宀=32 50, Z =0.7 时）同理可推导出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为+L1:j = arcta n1L讥上述例车在“ =0.7时，：=22 15。图