制动器结构设计

第四章制动器结构设计

5.1 制动器主要结构参数的选取

5.1.1 制动鼓直径D 或半径R 的选取

5.1.2 制动蹄摩擦衬片的包角？及宽度？的选取

试验表明，摩擦衬片包角6在90-100之间时，磨损最小，制动鼓温度最低，制动效能最高。减小6角，有利于散热，但单位压力增大，磨损加剧。6角过大

将使制动作用不平顺，容易使制动器发生自锁。因此初步选取摩擦片包角为100.

5.1.3 摩擦衬片起始角6。。一般村片均布于制动蹄中央，使6。＝No —6／2。根据？值为100，可得6。为40。有时，应单位压力的分布，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善磨损均匀性和制动效能。

5.1.4 制动器中心到张开力Fo 作用线的距离。在保证制动鼓内轮缸和制动凸轮能够布置的条件下，a 应尽可能大，以提高制动效能。初步设计时定为a=o ．8R 左右。

5.1.5 制动蹄支承点位置座标k 和c 。

如图5-1，在保证两蹄支承毛面互不干涉的条件下，k 应尽可

能小，以使尺寸c 尽可能大。初步设计可取c=o ．8R 左右。代入得？

5.1.6 摩擦片的摩擦系数

根据参考文献【1】，领从蹄式制动器的摩擦片系数f 一般在0.3-0.35之间，当f 增大到一定值时，由于自行增势作用易导致自锁。通常取f ＝o ．3可使计算接近实际值。

5.2 凸轮张开力的确定及蹄自锁性校核

5.2.1 张开力P1与P2的确定

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。为计算有一个自由度的制动蹄片上的力矩1Tf T ，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α处，单元面积为αbRd 。，其中b 为摩擦衬片宽度，R 为制动鼓半径，αd 为单元面积的包角，如图4-1所示。

由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为：

αααd bR q qbRd dN sin max == (5-1) 而摩擦力fdN 产生的制动力矩为

ααd f bR q dNfR dT T f sin 2max ==

在由α'至α''区段上积分上式，得

)cos (cos 2

max αα''-'=f bR q T Tf (5-2) 当法向压力均匀分布时，

αbRd q dN p = )(2αα'-''=f bR q T p Tf (5-3)

由式(46)和式(47)可求出不均匀系数

)cos /(cos )(αααα''-''-''=∆

式（46）和式（47）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1Tf T 的方法则更为方便。

增势蹄产生的制动力矩1Tf T 可表达如下：

111ρfN T Tf = （5-4）

式中 1N ——单元法向力的合力；

1ρ——摩擦力1fN 的作用半径(见图5-3)。

如果已知制动蹄的几何参数和法向压力的大小，便可用式(17—46)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)sin (cos

cos 111101=+-+δδαf N S P x 01111=+'-N f C S a P x ρ (5-5)

式中 1δ——1x 轴与力1N 的作用线之间的夹角；

x S 1——支承反力在x1轴上的投影。

解式(49)，得

])sin (cos /[11111ρδδf f c hP N -+'= （5-6）

对于增势蹄可用下式表示为

11111111])sin (cos /[B P f f c fh P T Tf =-+'=ρδδρ （5-7）

对于减势蹄可类似地表示为

22222222])sin (cos

/[B P f f c fh P T Tf =+-'=ρδδρ （5-8） 为了确定1ρ，2ρ及1δ，2δ，必须求出法向力N 及其分量。如果将dN(见图38)看作是它投影在1x 轴和1y 轴上分量x dN 和x dN 的合力，则根据式（5-5）有：

4/)2sin 2sin 2(sin sin max 2max ααβααααααα'+''-===⎰⎰'

'''''bR q d bR q dN N x （5-9） 4/)2cos 2(cos sin cos max 2max αααααααααα''-''===⎰⎰'

'''''bR q d bR q dN N y （5-10） 因此

)]2sin 2sin 2/()2cos 2s arctan[(co )arctan(ααβααδ'+''-''-'==x

y N N

式中 ααβ'-''=。

根据式(5-2)和式(5-4)，并考虑到

221y x N N N +=

则有 22)2sin 2sin 2()2cos 2(cos /)]cos (cos 4[ααβααααρ'+''-+''-'''-'=R

如果顺着制动鼓旋转的制动蹄和逆着制动鼓旋转的制动蹄的α'和α''同，显然两种蹄的δ和ρ值也不同。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

221121B P B P T T T Tf Tf f +=+=

对于凸轮张开机构，其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： 11/5.0B T P f =

2

2/5.0B T P f = 其中Tf 前单=0.5Tf1max;Tf 后单=Tf2max ；且前、后制动器B1，B2均相等。代入上式计算得到前、后轮p1、p2分别是：

p1前=？N ，p2=N ，p1=N ，p2=N

5.2.2 检查制动自锁

计算蹄式制动器时，必须检查蹄有无自锁的可能，由式(5-2)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：

0)sin (cos 111=-+'ρδδf f c （5-11） 如果式 111sin cos δρδc c f '-'<

（5-12） 成立，则不会自锁。

已选f=0.3，计算得到1

11sin cos δρδc c '-'=？，即式（5-12）成立，制动蹄不会自锁。

5.3 摩擦衬片(衬块)的磨损特性计算

摩擦衬片(衬块)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(衬块)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 ／mm 2。

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

βδ1

222112)(21tA v v m e a -= )1(2)(212

22212βδ--=tA v v m e a （5-13） j

v v t 21-=