zk1060型卡车制动系设计说明书本科论文(编辑修改稿)

zk1060型卡车制动系设计说明书本科论文(编辑修改稿)内容摘要：

eff rTF  (22) 并称之为制动器制动力，仅由制动器的结构参数所决定。 当踏 板力 PF 增大时， BF 随 fF 增大而增大，但 BF 又受附着条件限制，其值不可能大于附着力 F ，见图 31，即  ZFFF BB  m a x (23) 式中：  — — 轮胎与地面间的附着系数； Z — — 地面对车轮的法向反力。 图 241 地面制动力 BF 与制动器制动力 fF 的关系 图 242 汽车受力分析图 图 242 为汽车在水平路面上制动时的受力情况。 图中忽略空气阻力、旋转质量减速时产生的惯性力矩以及汽车的滚动阻力矩。 另外，还忽略了制动时车轮边滚边滑的情况，且附着系数只取一 定值 。 由图 242，对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式： 1221()()ggh duZ L G Lg dth duZ L G Lg dt (24) 式中： 1Z — — 汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力， N。 2Z — — 汽车ZK1060 型卡车制动系设计 8 制动时水平地面对后轴车轮的法向反力， N。 L — — 汽车轴距， mm ； 1L — — 汽车质心距前轴距离， mm ； 2L — — 汽车质心距后轴距离， mm ； gh — — 汽车质心高度， mm ； G— — 汽车所受重力， N。 tudd — — 汽车制动减速度， 2sm。 令 qgddtu ， q 称制动强度，则式（ 24）又可表达为 1221()(ggGZ L qhLGZ L qhL (25) 若在附着系数为  的路面上制动，前后轮均抱死，此时汽车总地面制动力 BF等于汽车前后轴车轮的总附着力 F ，见图 242 即有 dtdumGFFB   （ 26） 带入式（ 34）则得水平地面对于汽车全部 车轮的法向力另一 种 表达 形 式：   g2112hLLGZhLLGZg （ 27） 地面 对汽车的总 制动力为 GqdtdugGFFF BBB  21 （ 28） 式中： q — — 制动强度 ； 21, BB FF — — 全部车轮对 地面 施加的 制动力。 由式（ 33） ~（ 35）及（ 38）可求出 车轮 对地面 的附着力为 211 ( )2 ( )ggGF L qhLGF L qhL （ 29） 上式表明：汽车的 附着系数  在不确定的路面上制动时，汽车的极限制动ZK1060 型卡车制动系设计 9 力不一定都 为常数，而是制动强度 q 或总制动力 BF 的函数。 由式（ 28）（ 29）求得 在 附着系数为  的路 面上，前后车轮 同时利用附着力 的条件为 1 2 1 21212 2 1()()f f B BfgBf B gF F F F GF L hFF F L h   （ 210） 式中： 1fF ， 2fF — — 汽车 制动器 的 制动力， N。 BF ， BF — — 地面 的车轮产生的 制动力， N。 1Z ， 2Z — — 地面对前后车轮法向力， N。 1L — — 汽车质心距前轴距离， mm； 2L — — 汽车质心距后轴距离， mm； G — — 汽车所受重力， N。 gh — — 汽车 的 质心高度， mm。 由式（ 210）消去  得   121222 2421 fgff FhGLFGhgLLF （ 211） 以 1fF ， 2fF 为坐标 将上式 绘制成曲线，则成较为 理想 的 制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线，如图 33示。 如果汽车 制动器制动力能按 I 曲线规律分配，则可保证任一附着系数  的路面上制动时， 可使前后车轮同时抱死。 然而，目前货车前后制动器制动力之比为一定值，以 2111fffff FF FFF  （ 212） 表示，  即为制动力分配系数。 同步附着系数 由式（ 212）得 112ffFF （ 213） 上式在图 23 中是一条通过坐标原点且斜率为（ 1 ） / 的直线，它是具ZK1060 型卡车制动系设计 10 有制动器制动力分配系数为  的汽车的实际前、后制动器动力分配线，简称  线。 图中  线与 I 曲线交点处的附着系数 0 即为同步附着系数。 它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构系数所决定。 图 251 某货车的  线与 I曲线 对于全部车轮 制动器制动力为固定比值的汽车，只有在附着系数  等于同步附着系数 0 的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱死。 当汽车在不同  值的路面上制动时，可能有以下情况： (1)当  0 ，β线位于 I曲线下方，制动时前轮先抱死。 这种工作状况虽然比较稳定， 但 汽车已经 丧失转向能力。 (2)当  0 ，β线位于 I曲线上方，制动时后轮先抱死，汽车在这个时候 容易发生后轴侧滑 ，使汽车的 方向稳定性 丧失。 (3)当  = 0 ，制动时汽车前、后轮同时抱死，汽车在这种工 况下， 也 会 失去转向能力。 分析表明，只有在  = 0 的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 0 的选择与很多因数有关。 若主要是在较好的路面上行驶，则选的 0 值可偏高些，反之可偏低些。 从紧急制动的观点出发， 0 值宜取高些。 汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶， 0 值宜取 低些。 国外文献推荐货车满载时的同步附着系数 。 图 33 某货车的  线与 I曲线 ZK1060 型卡车制动系设计 11 本次设计车型为轻型载货汽车，最大车速为 100km/h，车速相对较低，此取。 联合国欧洲经济委员会 (ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车的制动强度在 q ，其他汽车的制动强度在 q 的范围内时，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在  ，必须满足 q +( )。 由式（ 210）（ 213）得 L hL g02   （ 214） 制动器最大制动力矩 最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用 于车轮的法向力 1Z , 2Z 成正比。 由式（ ）可知，双轴汽车的前、 后 车轮同时抱死时时制动力的比例 为 12ffFF = 12ZZ = 21ggLhLh （ ） 式中 1L , 2L — — 汽车质心离前，后轴距离； 0 — — 同步附着系数； gh — —汽车质心高度。 一般来说， 轿车 车轮同时抱死制动力之比 约为 ；货车约为 车轮的计算力矩影响着制动器所能产生的制动力矩 ，即 1fT = 1feFr （ ） 2fT = 2feFr （ ） 式中： 1fF — — 前轴制动器的制动力， 11fFZ ； 2fF — — 后轴制动器的制动力，22fFZ ； 1Z —— 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2Z —— 作用于前轴车轮上的地面法向反力； er —— 车轮有效半径 ,其中 er =255mm ZK1060 型卡车制动系设计 12 故 1maxfT = 1 eZr =  2 geG L h rL  （ ） 2maxfT = 1max1 fT （ ） 由式（ 210）（ 213）得 L hL g02   （ 220） 代入 0 =， L hL g02   =（ 700+ 850） /2600= 由式（ ），式（ ）可得 1maxfT =  2 geG L h rL  =61750（ 700+ 850） 247。 2600=6686N m 2maxfT = =﹙ 1－ ﹚ 8692247。 =7540N m ZK1060 型卡车制动系设计 13 3 制动器主要结构参数设计 盘式制动器主要结构参数 制动盘直 径 D。 制动盘直径 D。 应尽可能大些，当加大制动盘的有效半径时 ，可以 使 动钳 对制动盘的压 力 得以降低 ，减少 衬块的摩擦力以及单位耗损程度。 制动盘的直径 受到 轮辋直径的限 制，一般 选择 其直径 为轮辋直径的 70%79%。 本次设计汽车的 轮辋直径为 16英寸，又因为 G。 =2680kg,所以 D。 取 320mm. 制动盘厚度 h 制动盘 的质量和工作时温度的升高状况与制动盘的厚度相关。 一般来说， 制动盘 的 厚度 不应该取得过 大； 但是为了较少 温度 升高的幅度 ，制动盘厚度又不 应该取得太 小。 制动盘 有实心和空心两种 ， 空心制动盘是为了 通风 散热的需 要而在制动盘 的中间铸出通风孔道。 实心制动盘厚度 一般 可取为 1020mm,通风式制动盘厚度 一般 取为 2050mm,采用较多的是 2030mm,在高速运动下紧急制动，大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘，这样可使制动盘温度减低 20%30%。 这里选用实心 式制动盘， h取 20mm。 摩擦衬块内半径 R1 和外半径 R2 摩擦衬块外半径 R2 与内半径 R1 的比值不大于。 若比值偏大，工作时衬块的外圆与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终将导致制动力矩变化较大。 根据制动盘直径可确定摩擦衬块外径 R2=150mm。 考虑到 R2/ R1＜ ，可选取 R1=110，则 R2/ R1=＜。 制动衬块面积 对于盘式制动器衬块工作面积，一般根据制动衬块单位面积占有的汽车质量在 178。 内选用。 根据卡车的实际情况，选取 A=90cm178。 ZK1060 型卡车制动系设计 14 鼓式制动器主要结构参数 制动鼓内径 D 在 输入力 0F 一定 的情况下，制动力矩随着制动鼓的增大而增大， 散热能力也 随之增 强。 轮辋内径限制 制动鼓的内径 ，轮辋与制动鼓 之间应 该有一定的间隙，一般来说 间隙不 应 小于 2030mm，否则 会使轮辋受热后可能粘住内胎，制动鼓散热条件变差。 制动鼓的 壁厚 应该可以用来保证有较大 热 容量和刚度，以用来适时减少制动器制动时的温度。 制动鼓的直径小，刚度就大， 制动鼓的加工精度 也应该有所保证。 图 311鼓式制动器的主要设计数据 一般来说，汽车 制动鼓直径与轮辋直径之比 / rDD的范围如下： 轿车 / rDD= 货车 / rDD= ZK1060 型卡车制动系设计 15 制动鼓内径尺寸应参考专业标准 QC/T309— 1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》。 轿车制动器中 轮辋外径 一般比制动鼓内径大 125mm150mm，卡车和客车的 轮辋外径 比制动鼓内径大 80mm100mm， 在设计时 制动鼓 的 内径 可以 按 照 轮辋直径 的尺寸来 确定 （见表 312）。 表 312 汽车制动鼓内径参考 轮辋直径 /in 12 13 14 15 16 20 制动鼓最大内径 /mm 轿车 180 200 240 260 货车、客车 220 240 260 300 320 420 初选轮辋直径 16英寸，则轮辋直径 rD =16 =。 本次设计取 制动鼓 的内径为 D =310mm， / rDD=310/=，满足货车实际设计要求。 摩擦衬片宽度 b 和包角  摩擦衬片的包角  通常在 90 ~120。