车辆工程毕业设计论文-捷达轿车的数据对制动系统进行设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-捷达轿车的数据对制动系统进行设计(编辑修改稿)内容摘要：

0 fq R(RMcos )sin （ ）据此方程式可求出 0q 的值。 24 图 制动蹄摩擦力矩分析计算 计算沿摩擦片全长总的摩擦力矩 T f =21 0 fq R2 sin d = 0fq R2 (cos 1 cos 2 ) （ ） 由公式 ()导出制动器因数 由于导出过程的繁琐，下面对 支承销式领 —从蹄制动器的制动因数进行分析计算。 单个领蹄的制动蹄因数 BFTl  fBraArfhBFT 1 () 单个从蹄的制动蹄因数 BFT2  fBraArfhBFT 2 () 以上两式中： 25 5 523 1   fBraArfhBFT 2   fBraArfhBFT 以上各式中有关结构尺寸参数见图。 整个制动器因数 BF 为  TT BFBFBF 图 支承销式制动蹄 制动蹄片上的制动力矩 鼓式 制动蹄片上的制动力矩 在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。 26 为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1TfT，在摩擦衬片表面上取一横向单元面积，并使其位于与 1y 轴的交角为  处，单元面积为 bRd。 ，其中 b为摩擦衬片宽度， R 为制动鼓半径， d 为单元面积的包角，如图 所示。 由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：  dbRqq b R ddN s inm a x () 而摩擦力 fdN 产生的制动力矩为  dfbRqd N f RdT Tf s in2m a x 在由  至  区段上积分上式，得 )c o s( c o s2m a x   fbRqT Tf () 当法向压力均匀分布时， bRdqdN p )(2   fbRqT pTf () 式（ ）和式（ ）给出的由压力计算制动力矩的方法，但在实际计算中采用由张开力 P 计算制动力矩1TfT的方法则更 为方便。 27 图 张开力计算用图 增势蹄产生的制动力矩1TfT可表达如下： 111 fNTTf  () 式中 : 1N ——单元法向力的合力； 1 ——摩擦力 1fN 的作用半径 (见图 )。 如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可算出蹄的制动力矩。 为了求得力 1N 与张开力 1P 的关系式，写出制动蹄上力的平衡方程式： 0)s in( c o sc o s 111101   fNSP x 01111  NfCSaP x  () 式中： 1 ——1x 轴与力 1N 的作用线之间的夹角； xS1 ——支承反力在 工：轴上的投影。 解式 (3..27)，得 ])s in( c o s/[ 11111  ffchPN  （ ) 28 对于增势蹄可用下式表示为 11111111 ])s in( c o s/[ BPffcfhPT Tf   () 对于减势蹄可类似地表示为 22222222 ])s in( c o s/[ BPffcfhPT Tf   () 图 制动力矩计算用图 为了确定 1 ， 2 及 1 ， 2 ，必须求出法向力 N 及其分量。 如果将 Nd (见图 )看作是它投影在 1x 轴和 1y 轴上分量 xdN 和 xdN 的合力，则根据式（ ）有： )2c o s2(c o ss i n41c o s m a x2m a x      bRqdbRqdNN y () 因此 对于领蹄：  39。 39。 39。 39。 39。 39。 1 2s i n2s i n2/()2c os2( c osa r c t a n)a r c t a n(   xyNN () =   40s i n2 6 0s i n4 5 ()2 6 0c o s40( c o sa r ct a n = 10 29 式中：  。 根据式 ()和式 ()，并考虑到 221 yx NNN  () 则有   239。 239。 39。 1 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s)c o s( c o s4   aR () =22 )40s i n2 6 0s i n1 8 0/1 1 02()2 6 0c o s40( c o s)1 3 0c o s20( c o s1 5   = 对于从蹄：  39。 39。 39。 39。 39。 39。 2 2s i n2s i n2/()2c os2( c osa r c t a n)a r c t a n(   xyNN =   50s i n2 5 0s i n4 5 ()2 5 0c o s50( c o sa r ct a n = 11 式中：   则有 ：   239。 239。 39。 2 )2s i n2s i n2()2c o s2( c o s)c o s( c o s4   aR () =22 )50s i n250s i n180/1002()250c o s50( c o s)125c o s25( c o   = 由于设计  和  相同，因此  和  值也近似取相同的。 对具有两蹄的制动器来说，其制动鼓上的制动力矩等于两蹄摩擦力矩之和，即 221121 BPBPTTT TfTff  （ ） 由式（ ）和式（ ）知  11139。 11 )s in( c o s/  ffcfhB  =  1 8 )10s i ( c o s1 2 3  =  22239。 22 )s in( c o s/  ffcfhB  =  1 7 )11s i ( c o s1 2 3  = 30 对于液压驱动的制动器来说， 21 PP ，所需的张开力为 4 7 0 6)( 8 3 5)/( 211  BBTP f N•m () m a x22  ff TRBFPT 计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能， 由式 ()得出自锁条件。 当该式的分母等于零时，蹄自锁： 0)s in(c o s 111   ffc () i 10c o i nc o 11 1    ccf ()成立，不会自锁。 由式 ()和式 ()可求出领蹄表面的最大压力为： ])s i n( c o s)[c o s( c o s 1212 111m a x   ffcbR hPq  () =  )10s i ( c o )130c o s20( c o    = 610 Pa 式中： 1P ， h ， 1 ， R ， c ， 1 ——见图 ；  ，  ——见图 ； b ——摩擦衬片宽度； f ——摩擦系数。 因此鼓式制动器参数选取符合设计要求。 盘式 制动蹄片上的制动力矩 盘式制动器的计算用简图如图 所示，今假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为 fNRTf 2 （ ） 31 式中： f —— 摩擦系数； N—— 单侧制动块对制动盘的压紧力 (见图 )； R—— 作用半径。 图 盘式制动器计算用图 图 钳盘式制动器作用半径计算用图 对于常见的扇形摩擦衬块，如果其径向尺寸不大，取 R 为平均半径 mR 或有效半径 eR 已足够精确。 如图 41 所示，平均半径为 2 21 RRRm  式中 1R ， 2R —— 扇形摩擦衬块的内半径和外半径。 根据图 ，在任一单元面积只 dRdR 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为 dRdfqR2 ，式中 q 为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为  )(322 313221 21 RRfqd R df q RT RR    单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为  )( 212221 RRfqd R df q RfN RR    32 得有效半径为 )2]()(1[34322 21221 212122 3132 RRRR RRRR RRfNTR fe  令 mRR 21，则有 me RmmR ])1(1[34 2 （ ） 因 121  RRm ， 41)1( 2 mm ，故 me RR 。 当 21 RR  ， 1m ， me RR 。 但当 m 过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。 由 fNRTf 22  求得： 2 2 8 0 71 7  fRTN f N 则单位压力 2/ 4 8 02 2 8 0 7 mmNANq  3 2 5 2)(342 313221 21      RRfqddf q RT RR Rf N•m 3193max1  fT N•m 因此盘式制动器 主要参数选取也符合设计要求。 摩擦衬片的磨损特性计算 摩擦衬片的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。 但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的 33 重要因素。 汽车的制动过程是将其机械能 (动能、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，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。 此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。 此即所谓制动器的能量负荷。 能量负荷愈大 ，则衬片的磨损愈严重。 制动器的能量负荷常以其 比能量耗散率 作为评价指标。 比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为 W/mm2。 双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为  1 22211 2 )(21 tA vvme a  )1(2 )(21 2 22212   tA vvme a () jvvt 21 式中：  ——汽车回转质量换算系数； am ——汽车总质量； 1v ， 2v ——汽车制动初速度与终速度， m/s；计算时总质量 以上的货车取 1v =18m/s； j ——制动减速度， m/s2，。