盤式制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算

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1、盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 相關(guān)主要技術(shù)參數(shù) 整備質(zhì)量 1570 kg 載客人數(shù) 5 人 最大總質(zhì)量 2470 kg 軸距 2737 mm 載荷分配： 空載： 前 800 Kg 后 770 Kg 滿載： 前 990 Kg 后 1310 Kg 重心位置： Hg（滿）=725 Hg（空）=776 輪胎型號(hào) 245/45 R18 4.2盤式制動(dòng)器主要參數(shù)的確定 4.2.1 制動(dòng)前盤直徑D 制動(dòng)盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這使制動(dòng)盤的有效半徑得到增加，可以降

2、低制動(dòng)鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動(dòng)盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70%～79%。根據(jù)在給出的汽車輪胎半徑為18in，即輪輞直徑為1825.4=457.2≈457mm，同時(shí)參照一些車型的制動(dòng)盤直徑后選定該輕型較車盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤直徑為356mm（制動(dòng)盤的直徑取輪輞直徑的77.9%）。 4.2.2 制動(dòng)前盤厚度h 制動(dòng)盤在工作時(shí)不僅承受著制動(dòng)塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負(fù)荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤有的鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20％一30％，但盤的整體厚度較厚。而一般不帶通風(fēng)槽的客車制動(dòng)

3、盤，其厚度約在l0mm—13mm之間。為了使質(zhì)量小些，制動(dòng)盤厚度不宜取得很大。這里取厚度為12mm。 4.2.3前盤摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑 摩擦襯塊的外半徑R2與內(nèi)半徑R1的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。根據(jù)前面制動(dòng)盤直徑的確定： 由于制動(dòng)盤的半徑為178mm，而摩擦襯塊的外半徑要比制動(dòng)盤的半徑小，初取168mm。則為124mm。 對(duì)于常見的具有扇行摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽螅等于平均半徑，同時(shí)也等于有效半徑，而平均半徑 而式中、也就是摩擦襯塊的內(nèi)外半徑，即 擦襯塊

4、的有效半徑文獻(xiàn)[3] R= (4—1) 與平均半徑R=146mm的值相差不大， 且滿足m=<1,的要求， 所以取R=146mm 。 4.2.4前盤制動(dòng)襯塊面積A 對(duì)于盤式制動(dòng)器的工作面積A，推薦根據(jù)制動(dòng)襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在1.6～3.5范圍內(nèi)選用。 　　　　 則制動(dòng)襯塊的面積為文獻(xiàn)[3]： （4-2） 式中，、為襯塊的內(nèi)外半徑。 圖4—１摩擦襯塊幾何狀況 為制動(dòng)襯塊在制動(dòng)盤上所占的中心角，一般為

5、，在此取的即弧度。 4.3制動(dòng)力和制動(dòng)力矩的確定 通過滿載時(shí)的前輪支反力，得到最大地面制動(dòng)力矩，而后通過它于制動(dòng)器制動(dòng)力矩的關(guān)系，求出初始,再求出d,并根據(jù)國(guó)標(biāo)對(duì)制動(dòng)輪直徑d 進(jìn)行選值，反過來求出實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)的和制動(dòng)力矩。假定制動(dòng)襯塊的摩檫表面全部與制動(dòng)盤接觸。且各單位壓力分布均勻，則制動(dòng)器制動(dòng)力矩文獻(xiàn)[3]： （4-3） 式中： f ------ 摩檫系數(shù)取0.3； ------單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力； R -----作用半徑。 且

6、 （4-4） 式中： ：滿載時(shí)前輪的支反力，其值為990Kg9.8=9702N。 ：地面峰值附著系數(shù)，設(shè)計(jì)的該客車大致都在干燥或潮濕的瀝青路面上行駛，根據(jù)文獻(xiàn)[4]可取=0.7。 r: 車輪有效半徑，文獻(xiàn)[5]車輪直徑=車輪寬度*扁平率*2+輪輞直徑*25.4 =2450.452+1825.4=677mm，所以車輪半徑為 r=677/2=338.5 根據(jù) 得： （4-5） 即

7、 計(jì)算得 由制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)塊施加的張開力與輪缸直徑d文獻(xiàn)[3]和制動(dòng)管路壓力P的關(guān)系為 。 可以計(jì)算出輪缸最小直徑： （4-6） 式中：P：制動(dòng)管路壓力，對(duì)于盤式制動(dòng)器選取為14； ：在GB7524—87中選擇標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸中選取，此處選取的值為38mm。 根據(jù)輪缸半徑的確定， 則 (4-7) 因?yàn)? 所以，所以滿足要求 4.4摩擦襯塊的磨損特性計(jì)算 摩擦襯塊的磨損與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑摩速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上計(jì)算磨損特性能極為困難。但實(shí)驗(yàn)表明，摩擦表面的

8、溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 從能量的觀點(diǎn)來說，汽車制動(dòng)過程即是將汽車的機(jī)械能（動(dòng)能和勢(shì)能）的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了汽車全部動(dòng)能耗散的任務(wù)。此時(shí)，由于制動(dòng)時(shí)間很短，實(shí)際上熱量還來不及散發(fā)到大氣中，而被制動(dòng)器所吸收，指使制動(dòng)器溫度升高。這就是所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷越大，則襯塊大許多倍，所以制動(dòng)盤的表面溫度很高。在這種情況下，必須用比能量耗散率來衡量襯塊的磨損特性。 單個(gè)前輪的制動(dòng)器的比能量耗散率為文獻(xiàn)[3]： （4-8） 式中，：為汽車總質(zhì)量2470； ：為

9、制動(dòng)時(shí)間（），=27.8／0.69.8S=4.73S； ：為制動(dòng)減速度（），計(jì)算時(shí)??； ：為前制動(dòng)器襯塊的摩擦面積（）。 ：為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，在緊急制動(dòng)到停車的情況下，，并可以認(rèn)為。 、：制動(dòng)初速度和終速度（），計(jì)算時(shí)取 ：為制動(dòng)力分配系數(shù)。在式（4-4）中，取路面峰值附著系數(shù)為0.7，考慮到前后輪同步抱死，取同步附著系數(shù)也為0.7。由代入數(shù)據(jù) 0.7=（2737*-1178）/725計(jì)算得。 轎車的比能量耗散比應(yīng)不大于6.0。而。滿足要求。 4.5制動(dòng)器熱容量和溫升的核算 要核算制動(dòng)

10、器的熱容量和溫升是否滿足下列條件： （4-9） 式中：——前輪各制動(dòng)盤的總質(zhì)量； ——與前輪制動(dòng)盤連接的受熱金屬件（如輪輻、輪輞、制動(dòng)鉗體等）的總質(zhì)量，這里取。 ——制動(dòng)盤材料的比熱容，對(duì)； ——與制動(dòng)盤相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動(dòng)盤的溫升（一次由到完全停車的強(qiáng)烈制動(dòng)，溫升不應(yīng)超過）； L——滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，由于制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為之中所產(chǎn)生的熱全部由前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即

11、 式中： ——滿載汽車總質(zhì)量 ； ——汽車制動(dòng)器動(dòng)力分配系數(shù)，； ——汽車制動(dòng)時(shí)的初速度。可取 所以： （4-10） 因此滿足要求。 液壓制動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 在制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì)時(shí)先計(jì)算出一個(gè)輪缸的工作容積： (5-1) 式中： ：為一個(gè)輪缸活塞的直徑，其值為38； ：為一個(gè)輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程， 在初步設(shè)計(jì)時(shí)取； ：消除制動(dòng)塊與制動(dòng)盤間的間隙所需的輪缸活塞

12、行程； ：由于摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯塊的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計(jì)算。 全部輪缸的總工作容積為： （5-2） 式中： m----輪缸的數(shù)目。 制動(dòng)主缸的直徑應(yīng)符合GB7524-87的系列尺寸，主缸直徑的尺寸系列為文獻(xiàn)[3]： 14.5，16，17.5，19，20.5，22，（22.22），（23.81），24，（25.40），26，28，（28.58），30，32，35，38，42，46mm 則制動(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積

13、 （5-3） 式中： ----全部輪缸工作容積； -----制動(dòng)軟管在液壓下變形而引起的容積增量。在初步設(shè)計(jì)時(shí)，考慮到軟管變形，轎車制動(dòng)主缸的工作容積取為=1.313600=17680 主缸活塞行程，取 則主缸活塞行程和活塞直徑可用下式確定： （5-4） （5-5） 根據(jù)GB7524—87的尺寸系列，圓整主缸直徑。 通常，汽

14、車液壓驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)制動(dòng)輪缸缸徑與制動(dòng)主缸缸徑之比 ，所以滿足要求。 5.3液壓輪缸的校核計(jì)算 從材料力學(xué)來考慮，液壓缸承受液體內(nèi)壓力，從而在液壓缸內(nèi)產(chǎn)生內(nèi)應(yīng)力，使缸體的強(qiáng)度往往不夠，這樣就會(huì)引起液壓缸工作工作過程中卡死和漏油，所以必須要對(duì)液壓缸進(jìn)行校核計(jì)算。 對(duì)于厚缸壁用下式進(jìn)行校核[7]：從而得到 （5-6） 式中，：為實(shí)驗(yàn)壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍。其值為； ：為輪缸缸壁厚度，因?yàn)橛煤癖诟?，所以，其值為? ：為輪缸缸徑，值為。 ，應(yīng)力滿足要求。 5.4液壓主缸的校核計(jì)算 液壓主缸也是厚缸壁，同理用式（5—6）來校核計(jì)算： （5-7） 式中，： ：為主缸缸壁厚度，其值為。 為輪缸缸徑，值為。 ，應(yīng)力滿足要求。 同理得出后制動(dòng)盤的參數(shù)： 后制動(dòng)盤外徑 摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑 制動(dòng)盤厚度 摩擦襯塊厚度 摩擦面積 356mm R1=124mm，R2=178mm 12mm 15mm 56cm