公路载重汽车制动器设计(编辑修改稿)

公路载重汽车制动器设计(编辑修改稿)内容摘要：

取 15mm。 前后制动蹄一端装有滚轮，制动蹄通过滚轮与制动凸 轮轴接触，以减少摩擦和磨损，这样是结构在 载重汽车的 气压驱动的制动器中应用日益广泛。 本制动器决定在防尘罩边缘处开两个对称（位于蹄中端）的检查孔，以便用厚薄规插入制动器内检查制动器间隙，其间隙的调整是靠调整臂中的蜗轮蜗杆机构来实现，调整臂本身位置不变。 这种结构既有利于检查 、 维修，又有利于调整。 4 公路载重汽车制动器设计 8 4 制动器的设计与验算 整车制动时所需前、后轮制动力矩的确定 同步附着系数 0 的确定 同步附着系数 0 是设计时确定前后轴制动 力分配比例的一种路面附着系数。 在这种路面上，汽车前后轮产生的制动力矩正好等于路面的附着力矩，此时制动效果最好。 根据设计任务书上所提供的汽车行使条件可知， 4 型汽车经常在多雨、坡路弯道多的山区行驶，其车速很低，后轮抱死侧滑的机会不多，其后果也不如前轮抱死侧滑而失去转向能力那样严重，所以应选取较低的同步附着系数 0。 现初选同步附着系数 0 =。 制动器制动力分配系数  的计算 根据所选定的同步附着系数 0 ，由公式：  = L hL g02  （ ） 计算出  值  = 5200  = 制动器最大制动力矩的确定 ① 对于常遇道路条件较差， 车速较低，选取较小的 0 =，汽车在  = 的路面上紧急制动时，前后轴制动器所产生的最大制动力矩用下式计算：   rhLLGar g )( 21m a x1   （ ） m a x1m a x2 1     M （ ） 将已知数据代入（ 42）、（ 43）式得： )(520xx20xxm a x1   =（ kg mm） =(N m) 8 2 9 02 8 5 2 8 5 a x2   =(N m) 4 公路载重汽车制动器设计 9 ② 单个车轮制动器应有的最大制动力矩 前轴单个车轮制动力矩： 2 m a x1m a x1   （ ） 后轴单个车轮制动力矩： 4 m ax2m ax2   （ ） 将数据代入（ 44）、（ 45）式得： )( a x1 mN   )( a x2 mN   制动器主要结构参数的确定及有关计算 制动器结构参数见图 ，图中各参数符号意义： 图 制动器结构 Ov 轴 制动摩擦片包角平分线 4 公路载重汽车制动器设计 10 OX轴 最大压力线 R制动鼓半径 a制动器中心至蹄片轴中心距 c制动器中心至凸轮中心距 N等效压力 P制动蹄端推力  Ov轴与 OX轴的夹角  N 与 Ov 轴的夹角  制动摩擦片包角 1  的终边与 OA 的夹角 2 OA 与制动器竖直中心线的夹角 mm两支销中心距 f支销中心与制动鼓中心距 s新摩擦片滚轮中心与凸轮中心距 e凸轮作用力臂  P与 XX  轴的夹角 根据轮辋结构允许的尺寸，以及当制动器工作时各部件之间保证不发生干涉的情况下，并且与同类车型的结构尺寸相比，现初步选择主要参数值如 表 所示。 表 制动器主要参数值 结构尺寸 R a c m e b t  1 2  前制动器 210 160 155 38 13 186 15 102    后 制动器 210 160 155 38 13 186 15 102    [注 ]： 上表中 b为衬片宽度， t为衬片厚度。 凸轮张开机构的主要参数的确定及凸轮特性的计算 制动凸轮工作表面设计为具有渐开线特性的曲面。 其凸轮的作用力臂等于基圆半径，与凸轮转角无关。 所以它在使用过程中始终具有固定不变的传动比。 这种制动器工作 稳定，对整车制动方向稳定也较有利。 4 公路载重汽车制动器设计 11 ① 主要结构参数的确定及凸轮特性计算 如图 所示 e= bR =常量 （ ）  eRS b  （ ） eSSSS  010 （ ） 0rrr  （ ） 式中： e凸轮作用力臂 bR 凸轮基圆半径，现定 bR =13mm S 滚轮中心位移 S凸轮中心距与滚轮中心距，根据制动器结构，选初始值 0S = r凸轮工作极径，选初始值 0r = r 凸轮工作升程  制动时凸轮转角 图 凸轮主要结构 当  取不同值时，其计算及作图结果如表二所示，由表中数值可以作出凸轮特性曲线，如附图 3 所示。 ② 制动凸轮的效率 4 公路载重汽车制动器设计 12 表 凸轮的效率    S S  e 0 0 0 13 10 20 13 20 13 30 13 40 28 13 50 13 60 33 13 70 13 80 38 13 90 13 100 13 110 45 13 120 13 130 13 备注 作图值 计算值 计算值 4 公路载重汽车制动器设计 13 计算公式为： )(11  ebeerr （ ） Rrr   4 （ ） 式中： r 换算摩擦系数  滚轮孔和轴之间 的摩擦系数，钢与钢，  = r滚轮轴的半径 R滚轮的半径 根据已确定的结构参数可得出 w = R= r=10mm e=13mm  = 将该组数据带入（ 410）（ 411）式得： )13 (1  （ ） 然后取不同的  值便会得到不同的效率。 计算结果见表。 从计算值中或从凸轮特性曲线图（见附图 3）上可以看出  随  的增大而降低。 制动器制动力矩的验算 验算时，系统效率取为 1，制动器的结构参数见图 ① 领蹄的效能因数 1t 1t =1s inc os c os     （ ） 式中： 4 公路载重汽车制动器设计 14 2 1 01 5 51 6 0  R caRh 38160 2222  R maRf 102s i n1021802102s i n4s i n2s i n40  RRRl 取摩擦片摩擦系数  ，则：   a rct ga rct g   0 29022 1   )s ins in(1   tgtg   = )102s i n180102102s i n180102( tga r c tg  则    1 t ② 从蹄的效能因数 2t 从蹄的效能因数计算方法与领蹄的相同。 但由于等效切向合力 T 的方向不同于领蹄，合力 Q 的方向也不同，因而计算公式为： 1s inc os c os2    t （ ） 式中：         4 公路载重汽车制动器设计 15 ① 制动凸轮应该施加于蹄的作用力。 公式为 ：Rix ti i2 （ ） 式中： i 一个制动轮的制动力矩 R制动鼓半径 ix 对蹄应施加的作用力 ti 各蹄的效能因数 对前制动器： m R= t t 则对领蹄： )( 0 7 7 4 1 4  x 对从蹄： )( 0 8 4 7 4 1 4  x 对后制动器： m R= t t 则对领蹄： )( 1 0 4 0 2 2  x 对从蹄： )( 3 5 7 9 0 2 2。