微型车后制动器设计与计算(三)

本文ID:LW20035

微型车后制动器设计与计算(三)

    在前进制动时，所有的轮缸活塞都在液压作用下向外移动将两制动蹄压靠到制动鼓上，在制动鼓的摩擦力矩作用下，两蹄都绕车轴中心，朝车轮旋转方向转动，将两轮缸的活塞外端的支座推回，直到顶靠着轮缸端面，此时两轮缸的支座方成为制动蹄的支点，制动器工作情况便和双领蹄式制动器一样。
    倒车制动时，摩擦力矩方向改变，使两制动蹄绕车轮中心逆箭头方向转过一个角度，将可调支座同调整螺母一起推回原位，于是两个支座便成为蹄的新支承点。这样，每个制动蹄的支点和促动力作用点的位置都与前进时相反，制动效能同前进时完全一样。
    这一制动器的结构特点有：①制动鼓上装有散热片②摩擦片用树脂粘接剂与制动蹄粘结，使用寿命长③两个轮缸有两套彼此独立的液压管路供油。
（4）双从蹄式制动器
    如果把左右两侧车轮的双领蹄式制动器对调安装便成为双从蹄式制动器。
    显然，双从蹄式制动器的前进制动效能低于双领蹄式和领从提示制动器，但其效能对摩擦系数变化敏感程度较小，制动效能稳定性较好，为少数华贵轿车采用。
（5）单向增力式制动器
    制动蹄下端分别浮支在浮动的顶杆两端，制动器只在上方有一个支承销。
    汽车前进制动时，单活塞式轮缸只将促动力Fs1加与第一蹄使其上端离开支承销，整个制动蹄绕顶杆左端支承点旋转，并压靠到制动鼓上，顶杆由于是浮动的，自然成为第二蹄的促动装置，而将与力S1大小相等，方向相反的促动力Fs2施与领蹄。由此可见，在制动鼓尺寸和摩擦系数相同的条件下，这种制动器的前进制动效能高于领从蹄式制动器和双领蹄式制动器。
    倒车制动时，第一蹄上端压靠支承销不动。促动力Fs1不变，但力臂大大减小，因而第一蹄制动效能减弱。第二蹄则应未受促动力而不起制动作用。故此时制动器制动效能甚至低于双从蹄式制动器。
（6）双向自增力式制动器
    其特点是制动鼓正向和反向旋转时均能借蹄鼓摩擦起增力作用。它采用双活塞式轮缸，向两蹄施加相等的促动力Fs，在制动时，第一蹄只受一个促动力Fs，而第二蹄则有两个促动力Fs和Fs'，且Fs'>Fs，考虑到汽车前进制动的机会远多于倒车制动，工作负荷也大于倒车制动，鼓后蹄摩擦片面积也较大。
2.3 盘式制动器与鼓式制动器比较
    鼓式制动器可减小控制力，但效能稳定性差，高速制动时易发生制动效能下降热衰退。盘式制动器是半敞开式结构，摩擦面积小，基本上无自增力作用。与鼓式制动器相比盘式制动器有以下优点：
(1)一般无摩擦助势作用，因而制动器效能受摩擦系数的影响较小;
(2)浸水后效能降低较少，而且只须经一两次制动即可恢复正常；
(3)在输出制动力矩相同的情况下，尺寸和质量一般较小；
(4)制动盘沿厚度方向的热膨胀量极小；
(5)较容易实现间隙自动调整，其它保养修理作业也较简便。
不足之处是：
效能较低，故用于液压制动系时所须制动促动管路压力较高，一般要用伺服装置；
兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动传动装置较鼓式制动器复杂，因而在后轮上的受用受到限制。
2.4 方案的选定
    目前，盘式制动器已广泛用于轿车，但除在一些高性能轿车上用于全部车轮外，大都只用作前轮制动器，而与后轮的鼓式制动器相配合，以期汽车有较高的制动时的方向稳定性。此次设计的主题也为后轮鼓式制动器。
通过分析,以上介绍的各种轮缸式制动器各有利弊。就制动效能而言，在基本结构参数和轮缸工作压力相同的条件下，自增力式制动器对于摩擦助势作用利用得最为充分，而居首位，依次为双领蹄式、领从蹄式、双从蹄式。但蹄鼓之间的摩擦系数本身是一个不稳定因数,随制动鼓和摩擦片的材料,温度和表面状况的不同可在很大范围内变化。自增力式制动器的效能对摩擦系数的依赖性最大。双向自增力式制动器多用于轿车后轮,原因之一是便于兼充驻车制动器。在这次的设计中,我决定选用双向自增力式制动器作为设计目标。
双向自增力式制动器最大的特点是制动鼓正向和反向旋转时均能借蹄鼓摩擦起自增力作用。
之所以有这样的效果是因为在第一制动蹄和第二制动蹄的下端分别浮支在浮动的顶杆两端。采用双活塞式轮缸,可向两蹄施加相等的促动力。考虑到汽车前进制动时的机会远多于倒车制动,而且前进制动时工作负荷也远大于倒车制动,因而制动器后蹄摩擦片的面积做的较大。此外,双向自增力式鼓式制动器用于驻车制动的优越性在于其正反向制动效能都很高,而其受热后效能衰退率大的弱点则无关紧要,因为驻车制动时的热负荷等于零。
选定设计目标后接下来的工作就是AutoCAD制图。包括一张总的装配图和五张零件图(详见制图部分) 。

第三章制动器计算说明书
3.1整车参数

表3-1 整车有关参数
驱
动
型
式装
载
质
量
/t 发动机最大
功率/kw
及转速/r/min  发动机最大
转距/N·m
及转速/r/min 主
减
速
比
i0

轮胎尺寸
变速器传
动比
最
高
车
速
/km/h
Pe max-np Te max-n T 低挡高挡
4×2 1 56.7-3800～4000 103-2200～2500 4.56 6.0-14-8 6.09 IV-1 85

3.2 制动器主要性能计算
3.2.1 制动器效能因数
(1)前蹄效能因数
由图纸得:

(2) 后蹄效能因数
由图纸得:

3.2.2制动力分配系数
常用前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配的比例，称为制动器制动力分配系数，并以符号来表示。

式中 k1——前制动器效能因数
k2——后制动器效能因数
d1——前制动分泵缸径
d2——后制动分泵缸径
∴

3.2.3同步附着系数

式中 L——轴距
      b——满载时重心到后轴的距离
      hg——满载时的重心高度
∴
    同步附着系数说明，前、后制动器制动力为固定比值的汽车，只有在一种附着系数，即同步附着系数路面上制动时才能使前、后轮同时抱死。
3.2.4最大制动强度q
    该车在良好路面上（一般）制动时，因为，因此，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先要抱死的条件，由行使稳定性决定的相应极限制动强度为

式中 a——满载时重心到前轴的距离
∴
3.2.5最大制动力矩
    由道路条件和整车参数决定的后轴和前轴的最大附着制动力矩为：
后轴：
前轮：
式中： G——满载整车质量 G=2857KG
        g——重力加速度 g=9.8m/s2
        Rr——车轮滚动半径 Rr=320mm
∴

3.2.6紧急制动距离
    在的路面上紧急制动时由于，所以后轮先抱死，其减速度为：

当以行驶速度，在的路面上紧急制动，其制动距离为：

3.2.7踏板力及系统油压计算
（1）后轮制动器所产生的制动力矩为：

式中：R——制动毂半径

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2011-06-02 09:32:55【返回顶部】