BJ2020輕型越野車制動器設(shè)計,bj2020,輕型,越野車,制動器,設(shè)計 佳木斯大學(xué)工學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 附錄1 中文譯文 無級變速器應(yīng)用的一種新泵 摘要 多年來,齒輪和內(nèi)齒輪油泵在無級變速器（CVT）中已經(jīng)很常見了。在他們努力提高CVT的功率密度和效率同時,工程師們對其類型的泵進(jìn)行研究,以便更好地應(yīng)對不斷增加的需求。CVT壓力水平的提高,使變速器轉(zhuǎn)矩增加效率更高,這使液壓系統(tǒng)有效性和效率等問題變得越來越重要。 雙重斯托克葉片泵提供了一個答案。他們基本由兩個獨立的,不相同的部分形成,因此泵能工作在不同的壓力水平。他有解決設(shè)計成本效益方案的能力，像開關(guān)或分居高/低壓電路內(nèi)單級泵單元。為液壓CVT的電力需求提供了一個更好的答案。此外,葉片設(shè)計緊湊,并在最低速期提供高容量效率，不限制軸的壓力補(bǔ)償。 理解無級變速器要求,van doorne's transmissie關(guān)注于滾筒葉片(RV)泵的發(fā)展避免不利的啟動性能,典型的磨損行為和相對較高的生產(chǎn)成本伴隨傳統(tǒng)葉片泵的設(shè)計。這導(dǎo)致了幾個設(shè)計原型CVT變速器廠家表明為RV泵準(zhǔn)備市場。 CVT泵的要求 當(dāng)前CVT的變速器設(shè)計包含幾個功能,在變速器附近提供燃油如控制離合器、液力變矩器、潤滑和冷卻等(圖1)。通常改變速器關(guān)鍵要求中的壓力和流量。最近在空轉(zhuǎn)/啟動條件中得到了重要影響減少引擎空轉(zhuǎn)速度，因此影響發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵的流量,加強(qiáng)了這一泵的效果，壓力增長到最大,允許泵的位移量效率提高。 對于大多數(shù)應(yīng)用程序,嚴(yán)重的禁止從超速轉(zhuǎn)向亞速。如圖2所示工作點在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較低和大油門啟動時是相同的。CVT編程方式特性會導(dǎo)致額外的需求。協(xié)調(diào)動力系統(tǒng)控制概念基于驅(qū)動轉(zhuǎn)矩控制在某些情況下導(dǎo)致附加的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和瞬態(tài)比,偶爾部分減輕了這些需求。 驅(qū)動系統(tǒng)的無級變速傳動效率的影響在兩個方面: 1.無級變速器自身的力量要求是基于變速器和傳動組件的需求。 2.通過區(qū)別最佳和可實現(xiàn)的皮帶夾緊力,從而影響變速器效率。 液壓動力在平靜的驅(qū)動周期平均可以低至300瓦的相當(dāng)大的部分是在控制,潤滑和效率上損失。然而必須設(shè)計驅(qū)動系統(tǒng)以滿足在20mm/s以50 kN夾緊力的瞬變期間滑輪位移。即使在輪缸之間的力量交換,最大的液壓動力需求可以達(dá)到值接近1000W大，造成的滑輪之間的力比在快速轉(zhuǎn)變。這個需求會導(dǎo)致解決方案將是合并工程驅(qū)動泵發(fā)動機(jī)此刻是最方便的來源提供這種能力。 引擎速度在500到7500 rpm的范圍。發(fā)動機(jī)驅(qū)動不斷輸送泵,大小以滿足最關(guān)鍵的情況下,創(chuàng)建流量在所有其他情況下過度和相關(guān)的功率損耗。流量控制閥門不能提供一個解決方案,因為還需要泵流量。 加壓前的盈余被放出，泵的優(yōu)化系統(tǒng),液壓回路和連續(xù)變量的使用,可切換或多個泵在不同工作壓力可以實現(xiàn)降低功耗。 泵的體積位移直接影響液壓系統(tǒng)的功率要求。發(fā)動機(jī)的最大扭矩和最大選擇系統(tǒng)壓力的影響這一體積。一個系統(tǒng)基本上類似于圖1,方程1可導(dǎo)出。 (1) 其中 =泵的位移量[] =發(fā)動機(jī)最大扭矩[] =扭矩放大系數(shù)[-] =最大次級(系統(tǒng))的壓力[] =常數(shù)依賴變速器參數(shù)如二級缸表面,最大的轉(zhuǎn)變速度,輪角度,帶輪摩擦,安全鎖模力等。[-] = 泵泄漏定義常數(shù)[] =液壓泄漏定義常數(shù)[ ] =依賴輔助流常數(shù) 在臨界狀態(tài),對于大多數(shù)無級變速確定泵的位移量近似是相等的。常量.因此適用于多個傳輸。扭矩放大系數(shù)是一個重要的參數(shù)。大多數(shù)無級變速器配有扭矩轉(zhuǎn)換器,可以放大最大發(fā)動機(jī)扭矩到主軸。為了處理增加轉(zhuǎn)矩,氣缸表面或壓力水平必須擴(kuò)大。一個表面增加導(dǎo)致位移量增加。如果選擇離合器作為發(fā)射裝置,沒有轉(zhuǎn)矩放大,因此泵選擇較小。圖3顯示了計算結(jié)果與實際值之間的關(guān)系見文獻(xiàn)[1]/[2]/[3]/[4]。顯然,泄漏量影響線性轉(zhuǎn)矩之間的中酸性,壓力和位移量,尤其是小排量泵。 圖3:位移量無級變速泵([cc/rev])。判斷的無級變速變矩器(左)或離合器(右)最大發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩和最大壓力的函數(shù)。 減少變速器損失,驅(qū)動系統(tǒng)必須能夠控制低帶夾緊力在頻繁發(fā)生低發(fā)動機(jī)扭矩期間[3]。最小系統(tǒng)壓力低和小輪缸表面使這個小缸表面從而導(dǎo)致高最大壓力水平，假設(shè)最大轉(zhuǎn)矩增加最大扭矩的標(biāo)準(zhǔn)，CVT變速器一般增長如圖中[1]/[4 l /[5]。 更高的壓力導(dǎo)致額外的液壓回路的泄漏。這些損失的部分在一定程度上由最初的機(jī)械泵效率逐漸上升壓力補(bǔ)償。減少最小壓力水平也增加了補(bǔ)償?shù)膿p失減少泄漏，進(jìn)行優(yōu)化液體損失與變速器之間損失影響最優(yōu)最大系統(tǒng)壓力水平。 液壓系統(tǒng)的最優(yōu)最大系統(tǒng)壓力可以通過計算泵轉(zhuǎn)矩估計方程1和2。 (2) 其中： =轉(zhuǎn)矩[Nm] =瞬態(tài)次級壓力[] =液壓泵效率[-] 圖4顯示了一個泵預(yù)計在瞬時轉(zhuǎn)矩和最大次級壓力中壓力為250N則引擎運(yùn)行在1500 rpm。直線表示常數(shù)變速器施加的夾緊靜態(tài)壓力。二級圓柱表面和泵位移量變化沿著這些線路,數(shù)據(jù)分別顯示的情況正常,泵和液壓泄漏可忽略不計。 圖4:判斷泵轉(zhuǎn)矩依賴于次級和最大次級壓力為250Nm的發(fā)動機(jī)運(yùn)行在1500rpm，正常泄漏(左),無滲漏(右) 夾緊力20%,數(shù)據(jù)顯示最優(yōu)最大次級壓力接近45bar,超過80bar。兩個圖都顯示最優(yōu)壓力下降百分比更高。大多數(shù)時候變速器處理有限的發(fā)動機(jī)扭矩,因此需要有限的夾緊力。允許減少泄漏使最大壓力增加水平導(dǎo)致減少功率耗,以防變速器效率受到最佳夾緊力影響。計算這一壓力將進(jìn)一步上升。 泵系統(tǒng)必須能夠應(yīng)付不斷增加的最大壓力,在實踐中達(dá)到60到80bar。這些價值的已知值大大高于35到45bar。 目前大多數(shù)無級變速泵都位于軸后的發(fā)動裝置。相對較大的泵轉(zhuǎn)子使主軸能夠通過。但容易導(dǎo)致大型泵外殼變形和泄漏。 系統(tǒng)最大壓力需要較小的泵的設(shè)計,以減少泄漏。小的外殼可以設(shè)計成更硬的并提供重量優(yōu)勢。為了防止傳動損失,小泵可以定位在主軸的結(jié)束。他們隨意地放置在發(fā)動設(shè)備和遠(yuǎn)程驅(qū)動齒輪鏈傳動之后，這在某些情況下有助于減少傳播長度。它還可以防止需要泵驅(qū)動軸穿過主軸 表1總結(jié)了一些典型的無級變速泵的要求 泵系統(tǒng)規(guī)劃 泵的選擇 目前,在大多數(shù)無級變速齒輪泵或內(nèi)齒輪油泵類型泵的基礎(chǔ)上設(shè)計了自動變速器。最近從葉片式泵領(lǐng)域引入無級變速動力轉(zhuǎn)向技術(shù)[6]。 通常齒輪和內(nèi)齒輪油泵類型泵的密封性是基于部件的公差定義關(guān)鍵的徑向間隙內(nèi)的泵[7]。接近公差意味著更好的效率,也意味著更昂貴的部件,減少由于磨損的風(fēng)險效率的增加。為了這些類型泵得到更高的壓力如無級變速,則成本增加措施為徑向壓力補(bǔ)償,另外:密封圈或復(fù)雜的轉(zhuǎn)子概要[8]是必需的。另一個解決方案是泵位移量的增加,接受相應(yīng)的功率損耗。 在葉片泵的設(shè)計討論中泄漏是可以避免的，葉片之間的聯(lián)系和凸輪密封圈的徑向間隙,如圖5所示。在此值得注意的是容積效率低的原因可以忽略不計。 這時葉片葉輪泵是推動作為無級變速的一個合乎邏輯的選擇。從技術(shù)層面上說,這是個有爭議的選擇。葉片的傾斜,轉(zhuǎn)子之間接觸面積大、運(yùn)行面積小，葉片與石油的存在會導(dǎo)致葉片粘連的問題[9],這擾亂了微妙的徑向力平衡的葉片泵是依靠放電和吸力之間防止發(fā)生短路。 葉片通常需要某種程度的排放壓力,推動它對凸輪和克服粘性剪切與葉片之間的摩擦。這有幾大缺點,比如由在葉片和凸輪之間摩擦引起的機(jī)械效率降低,最低壓力要求不低于泵不能運(yùn)行和不利啟動行為中缺乏排放壓力，防止泵自吸。滾筒葉片泵如圖6所示,從燃油泵已知技術(shù)提供了一個解決這些缺點的方法。它的工作原理是基于一個更積極的由徑向力平衡離心力的滾軸上可以有更大的影響力。 滾筒不粘由于相對較大運(yùn)行的和有限的滾筒之間的接觸面積和載體。它有一個良好的啟動行為,并允許吸入和排出壓力成為平等的。 進(jìn)一步的優(yōu)勢跟滾筒的結(jié)構(gòu)。滾筒可以自由旋轉(zhuǎn)，不斷變化的接觸凸輪和載體幾乎經(jīng)得住磨損。降低機(jī)械效率,如葉片泵[10],磨損造成的凸輪變化不定的接觸。沒有彎曲轉(zhuǎn)矩的情況下由切力引進(jìn),使其機(jī)械地強(qiáng)調(diào)傾斜葉片有利地工作。在成本方面滾筒形狀和公差要求在葉片泵的設(shè)計中提供15%的成本效益比。 表2顯示了一些泵的類型之間的比較,故用于無級變速。 泵系統(tǒng) 從系統(tǒng)的角度雙葉輪泵提供優(yōu)勢。他們基本上由兩個獨立的泵聚集在一個軸。這在增加了一個或兩個閥門的情況下提供了以下功能。圖7顯示了一些示例: l 開關(guān),可以有兩個或三個流動交付模式(單1,單2、雙) l 防止泵級的高速推進(jìn)與其他導(dǎo)致的空穴現(xiàn)象(混聯(lián)) l 節(jié)能的流量減少或減少壓降(吸力控制)。 l 分離壓力電路(高低壓) 組合 潤滑壓力可用于被動控制開關(guān)閥(圖1)。這可以節(jié)省一個控制閥。迎風(fēng)氣流不足,潤滑壓力下降后泵切換到最大排量。在開關(guān)閥作為一個流量控制閥的時候如(圖8)。 可實現(xiàn)的功耗降低液壓系統(tǒng)依賴于驅(qū)動循環(huán)泵系統(tǒng)布局。NEDC循環(huán),比常規(guī)系統(tǒng)減少電力消耗約為60%。這減少了1.4%的耗油量。由于減少次生扭矩和增加離心壓力滑輪的原因增加車輛速度次級壓力下降。在高速度,降低功耗轉(zhuǎn)化為燃料消耗的80%可以達(dá)到節(jié)省高達(dá)3.0%,忽略較高的發(fā)動機(jī)功率。在車輛快速加速時幾千瓦的功率降低對車輛性能有顯著的影響。 系統(tǒng)與連續(xù)變量泵可以提供進(jìn)一步的效率優(yōu)勢[11]。然而有以下這些缺點： l 降低容積效率引起凸輪和機(jī)蓋之間的間隙增加。 l 容積效率降低泵的位移量減少。 l 泵流量控制可能需要一個最低壓力水平高于最低CVT的壓力。一個電機(jī)泵驅(qū)動系統(tǒng)可能是必須的 l 流量控制增加變速器控制的復(fù)雜性。 l 相對較高的成本。 l 有限的改善可轉(zhuǎn)換泵系統(tǒng)使其不得大于額外成本 表3顯示了對照的一些選項。 驅(qū)動系統(tǒng) 正如前面提到的,快速改變變速器對泵的大小有很嚴(yán)格的需求,流量需求受到驅(qū)動系統(tǒng)的設(shè)計的影響。輪缸的表面及其配置在液壓回路中發(fā)揮作用。 電路的布局,也是變速器夾緊力KpKs比率是很重要的。這個參數(shù),如圖9所示,確定主次夾緊力之間的比率,需要保持變速器在靜止的條件下。 關(guān)于主要和次要汽缸壓力,三個電路是已知的。 a. 一個電路次級壓力比主要壓力大。 b. 電路可以自由選擇氣缸壓力。 c. 電路有兩個壓力級氣缸。 圖10顯示了一些示例。第一個電路通常包含一個壓力控制閥來控制次級壓力并提供了夾緊力。 主要的壓力是通過換向閥控制傳動比的次級壓力。這個簡單的低成本電路具有以下特性： l 氣缸表面比率 設(shè)置為所需的最大KpKs保持在超速檔變速器時加上一個額外的安全動態(tài)情況?？焖俑淖兿蛳聜鲃?在這期間最關(guān)鍵的是次級氣缸是滿的。次級氣缸表面因此在確定泵的大小時是一個重要的參數(shù), l 改變流量不是只有部分氣缸之間的轉(zhuǎn)移，泵必須提高最流量的轉(zhuǎn)變。 l 壓力控制閥位于流量流出的主要位置。次級壓力不能減少至低于輔助壓力(見圖左)。 在第二個電路最大的初級和次級缸之間的氣缸壓力開關(guān)。電路包含一個3/3閥每缸的管路壓力由壓力控制閥門控制[1]/[2]。該電路具有以下特性： l 氣缸表面比。可以選擇以滿足最頻繁發(fā)生的KpKs比。這樣初級和次級壓力位置大部分時間互相選擇,這個電路次級氣缸表面是一個重要的參數(shù)來確定泵的大小。出于成本的考慮,它也可以決定使用一樣缸表面 l 泵必須提高所有流量轉(zhuǎn)變, l 兩個汽缸壓力可以減少外界壓力。 l 控制管路壓力通常略高于初級和次級的最大壓力。作為主要的壓力可以克服次級壓力、泵壓力，兩者將對液壓效率有更大的的負(fù)面影響。 第三電路達(dá)到降低泵的規(guī)格通過應(yīng)用雙表面分離功能的氣缸夾緊力和比例控制。在移動過程中,夾緊力體積交換流程。該電路具有以下特性： l 優(yōu)化缸表面對液壓系統(tǒng)效率點朝著夾緊面的方向。這使夾緊力沒有增加流量，夾緊力和比例控制壓力的區(qū)別可以充分利用。大型表面與希望控制低夾緊力相矛盾,特別是對于提高最低系統(tǒng)壓力的系統(tǒng)。 l 泵必須提供流量比率外加一些額外的流動造成的而不是一個一個夾緊表面之間的交換。次級缸表面的比例在確定泵的大小的時候是一個重要的參數(shù)。 l 夾緊力和比例控制壓力從最大電路壓力減少。這是由管路壓力閥控制,由夾緊壓力控制閥可以駁回。 l 夾緊力不能減少到非常低的值。 討論了泵流中的剩余電路去掉了輔助功能，機(jī)油箱沒有改變，這種效率是負(fù)面影響。 目前泵系統(tǒng)被視為分離單元,位于電路和用于增壓流體中從開始環(huán)境到所需的系統(tǒng)壓力。下面的概念證明了這一原則,可以找到令人關(guān)注的可替代選擇。 第四電路在圖10中包含兩個獨立的電路[12]伺服電機(jī)直供控制壓力。雖然好的結(jié)果報告功耗系統(tǒng)需要兩個獨立電機(jī)驅(qū)動泵單元。 最后電路顯示在圖10中目標(biāo)與標(biāo)準(zhǔn)組件的低成本的解決方案。它使用一個4/3閥、壓力控制閥、壓差閥。電路包含兩個泵,可以整合成一個雙葉輪泵。電路的特性是: l 選擇,圓柱體的表面,這樣次級和主壓力之間的區(qū)別。中間泵的基本壓力損失,大部分時間是最小的。 l 給泵提供最低變速器壓力和補(bǔ)償泄漏與增加壓縮流動壓力。 l 最小的汽缸壓力不能減少環(huán)境壓力。 l 壓差閥最小壓降的壓力控制閥。 l 泵可以驅(qū)動電器之一。 減少能源需求的電路是基于自由選擇氣缸表面,實現(xiàn)減壓泵上的壓力差。 表4對照顯示了對驅(qū)動系統(tǒng)的討論。 滾筒葉片泵的設(shè)計 滾筒葉片泵的設(shè)計包含了一些關(guān)鍵功能,將在這里討論 l 滾筒運(yùn)動學(xué)和動力學(xué) l 凸輪設(shè)計 l 噪聲降低的措施和氣穴的速度。 滾筒運(yùn)動學(xué)和動力學(xué) 凸輪輪廓的設(shè)計 葉片泵的凸輪輪廓的設(shè)計是一個重要的特性。凸輪輪廓的連續(xù)性影響泵的噪聲和流量流動。 l 滾筒上的力平衡作用 l 上、下燃燒室容積 l 泵腔內(nèi)的壓力 不連續(xù)的兩者之中的不變性必須制止。保持較高的連續(xù)性是最好的衍生品。 凸輪輪廓包含部件固定半徑和連接部件。一個泵階段有一個最小和最大半徑 (圖11) 單級的位移量可以確定方程(3), ,是凸輪。相反大多數(shù)葉片泵下泵室也會有助于導(dǎo)出泵流量。 （3） 連續(xù)凸輪輪廓高度連續(xù)性可通過應(yīng)用多項式的部分連接不斷的半徑,恒角速度” ”,當(dāng)?shù)氐耐馆啺霃郊捌溲苌锟梢悦枋鋈缦隆? （4） 在過渡期半徑和多項式的不連續(xù)是阻止確定多項式衍生品在這時是零,相當(dāng)于最小二階導(dǎo)數(shù)。通過這種方式,6個已知多項式常量(半徑、速度、在開始和有效彎曲的加速度曲線)。能夠優(yōu)化的多項式。另外三個常量被用作引出順序的多項式。這些常量選擇基于函數(shù)的極小化 。 （5） 重量因素w1、W2和W3函數(shù)確定以下值的重要性: w1.最大徑向速度。確定泵內(nèi)的瞬時流量是由滾筒位移引起的。 w2.最大徑向向外加速影響凸輪滾子接觸的損失。 w3.最大徑向加速度。增加滾筒與凸輪之間的影響力。 徑向向外加速凸輪曲線的負(fù)面影響和滾筒與凸輪之間的接觸力是主要的優(yōu)化參數(shù)。在早期設(shè)計階段的損失接觸是通過比較離心力來判斷,乘以一個安全系數(shù)“S”,與(虛構(gòu)的)凸輪加速度的力量。 (6) 凸輪加速度方程(6)基本上是力量所需遵循的最大凸輪加速度。假設(shè)方程不是依賴于滾筒質(zhì)量“ ”和角速度“ ”。在現(xiàn)實中,影響可能在滾筒的壓力差之上,對粘性剪切與運(yùn)動學(xué)點凸輪輪廓和滾筒質(zhì)點之間的差別有一些影響。這些都是考慮到一個綜合的計算,將進(jìn)一步解決。在需要情況下,凸輪輪廓調(diào)整來彌補(bǔ)這些影響。 半徑優(yōu)化的一個例子,徑向速度和徑向加速度數(shù)據(jù)12、14所示得出多項式 。 滾筒直徑 滾筒直徑對其投影表面壓力差時中的參數(shù)(直徑長度)創(chuàng)建致力于滾筒壓力。這個表面也影響瞬時流量泵內(nèi)滾筒徑向方向移動。為了避免大的作用力和高流動，滾筒直徑應(yīng)該盡可能小。 位移量(公式3)主要是由垂直位置的滾筒分層厚度決定的,其中心線通過載體中心,分層厚度大約僅限在滾筒半徑上。限制因素是急劇的接觸載體和最大凸輪滾筒半徑之間的聯(lián)系如圖15所示。 對于一個完全相同的斜槽分層厚度可以用一個小的滾筒制得。為偏態(tài)角度在滾筒和標(biāo)記或載體之間的接觸力完全沒有變化。較小的滾筒壓力載荷作用在較小的滾筒上作為增加接觸力在滾筒和標(biāo)記之間導(dǎo)致的楔效應(yīng)的補(bǔ)償。在圖15中載體和凸輪加載直徑幾乎相同。 偏態(tài)滾筒位置強(qiáng)加了一個在滾筒上的切向加速度，當(dāng)其在 和 之間移動時。這種加速和切向加速度是包含在滾筒上的力平衡。 內(nèi)部泵壓力 滾筒的工作壓力對其動力學(xué)行為的影響。滾筒通過階段表現(xiàn)在圖11和圖16所示。 1. 吸入,滾輪被吸入泵包圍。 2. 壓力累積,滾筒在吸入和排出壓力之間形成密封。 3. 放電,滾筒出口被排出壓力包圍。 4. 壓力釋放,滾筒在放電和吸入壓力之間形成密封。 在吸入和排出時當(dāng)缸內(nèi)容量改變,內(nèi)部壓力室的壓力不同于吸入和排出通道。在這些情況下流體流經(jīng)這些通道的端口連接泵室。端口形成電阻,增加在放電室的壓力,減少吸力。通過改變本地端口大小,泵腔內(nèi)壓力可以影響幫助積極影響滾筒和凸輪之間的接觸力。這是唯一可能當(dāng)滾筒半徑移動方向在吸力和排出之間。 端口在這期間在滾筒動態(tài)行為上發(fā)揮著重要作用。它的目的是一個實際的滾筒和凸輪之間的接觸力。在壓力輸送期間這意味著較低的泵室首先增壓，在壓力輸送期間較高的泵室首先增壓。 摩擦力 作用在滾筒上的摩擦力： l 在滾筒和凸輪上的摩擦力 l 在滾筒和載體上的摩擦力 l 滾筒面和殼體之間的粘性剪力 主要的摩擦由于滾筒和凸輪之間的接觸力導(dǎo)致。每個滾筒的摩擦損失依賴于部分接觸力和部分摩擦系數(shù)。凸輪加速度(虛構(gòu)的)強(qiáng)加于滾筒上導(dǎo)出多項式。在半徑和出口壓力相關(guān)力量主導(dǎo)力平衡,幾何、負(fù)載、材料性能和燃油性能影響摩擦系數(shù)在凸輪滾筒的接觸和滾輪架的聯(lián)系。這個復(fù)合系統(tǒng)決定了凸輪滾筒軸或凸輪載體。摩擦學(xué)的行為超出了本文的范圍。 當(dāng)滾筒位移在和吸入和排出期間摩擦力在滾筒和載體之間發(fā)生。在這些情況下。滾筒和載體之間的接觸力小,摩擦是有限的。 在滾筒的前面和周圍的外殼之間發(fā)生粘性剪力。這些相對較小的損失依賴于泵的速度,油溫度和滾筒之間的軸向間隙和外殼。 運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)結(jié)果 一個全面的計算程序支持設(shè)計。重要的計算數(shù)據(jù)基于給定的幾何凸輪載體。滾筒和端口對于一個給定的速度、壓力和溫度的泵工作。下面為計算步驟： 1. 計算質(zhì)量點,接觸點和角度 2. 計算滾筒速度和加速度 3. 計算燃燒室體積和梯度 4. 計算自由端口的表面 5. 計算通過上部和下部之間的端口和燃燒室的流動速度 6. 計算相關(guān)室壓力(迭代) 7. 計算氣穴速度,基本流動速度 8. 計算負(fù)載和接觸部(正常、摩擦)工作滾筒(通過迭代摩擦學(xué)的模型) 9. 計算機(jī)械容積泵和效率損失 圖17顯示了一個圖形表示的部分滾筒工作，這個數(shù)字就是一個例子，力的值不成比例。 圖18顯示了一些計算結(jié)果從RV泵項目，顯然滾筒和凸輪顯示之間的接觸力在不斷對滾筒半徑導(dǎo)致最大的壓差。 載體設(shè)計 載體幾何結(jié)構(gòu)影響滾筒的動力學(xué)行為。滾筒溝槽形狀間隙。在滾筒和槽之間是很重要的。大多數(shù)時候,滾筒的傳動側(cè)槽接觸(圖19)。壓力積累的壓力差在滾筒推進(jìn)滾筒與傳動側(cè)對立。在壓力排出期間將壓力推向?qū)γ?。這個運(yùn)動是燃油阻尼的存在必須擠壓滾筒之間的間隙和槽半徑定義“”。這種放電之間的間隙暫時形成一個密封和吸入壓力滾筒運(yùn)動。當(dāng)吸入口在壓差超過滾筒運(yùn)行過后滾筒縮小。 影響表面低端口和在接下來的約束內(nèi)最小 l 允許流量通過的端口定義阻力 l 減少燃燒室熄滅。 l 維護(hù)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的載體（） 壓力累積和構(gòu)建需求確定滾筒之間的間隙“”和插槽。在壓力增大期間,下氣室首先密封。上氣室是由下氣室通過間隙加壓滾筒保持一個積極的壓力，這個需求定義了間隙下限，允許的切向運(yùn)動定義了滾筒上限。一個典型的值范圍間隙是0.03-0.09mm。 降噪措施 噪聲可以由下面的現(xiàn)象產(chǎn)生： l 大壓力梯度 l 大的流量引入空穴 l 泵部件上的大梯度力 l 傳輸屬性如泡沫過度泄漏,吸入管路和過濾器布局。 大壓力梯度發(fā)生在壓力過渡區(qū)域吸入和排出之間。減少梯度基于逐步進(jìn)行振動或減壓前燃燒室容積室的壓力槽措施室體積變化,分離累加器體積或組合。 這些方法提供了一個最佳的加速和壓力工作點。RV泵凹槽是有用的。以這種方式進(jìn)行振動壓力,流入排放壓力超過排放壓力不容易,因此不會引起損失的急流和凸輪之間的聯(lián)系。室體積減少強(qiáng)迫振動的凸輪輪廓提供恒壓增加排氣壓力獨立。這種壓力增加在上氣泵開始,可以暫時超越降低燃燒室壓力依賴滾筒之間的間隙和插槽，它還可以超越排放壓力如圖20所示(2a，)可能導(dǎo)致滾子與凸輪接觸的喪失。 壓力槽通常有代表性的在泵的所有工作點選擇優(yōu)化噪聲。 高流動速度在泵的內(nèi)部會導(dǎo)致噪音問題。他們通常源于高速圓周運(yùn)動的高速旋轉(zhuǎn)部分。燃油基本上必須,可以在低靜壓的位置能夠跟上速度的問題。 高流動速度在泵的內(nèi)部會導(dǎo)致噪音問題。他們通常源于高速圓周運(yùn)動的高速旋轉(zhuǎn)部分。燃油基本上必須在低靜壓的位置能夠跟上速度。 在進(jìn)口,燃油必須能夠遵循的最大切向滾筒速度組合(Rc-co)和軸向燃油速度通過吸入口(Vport——(0))可用的最大壓差來生成這個速度是環(huán)境壓力(油底殼),減去燃油蒸汽壓,減去在吸入管路壓力損失，泵的氣蝕速度現(xiàn)在可以被估計。 （7） （8） 其中： =軸向油通過端口速度[m/ rad], =瞬時燃燒室變化體積[] =瞬時端口表面積[] =石油密度[] =瞬時凸輪半徑[m] =環(huán)境-蒸汽壓[] =油底殼泵壓力損失[ ] =吸入管路/泵常數(shù)[] =泵汽蝕速度[rad/sec] 泵凸輪半徑大的像在軸泵出現(xiàn)更快形成空洞。然而通風(fēng)天窗流速很小。對泵相同位移量但半徑較小,由于端口較小流速增加。氣穴速度因此幾乎恒定泵的位移相同。圖21顯示了幾輪葉片泵氣穴速度不同的位移量。根據(jù)描述模型假設(shè)20cc泵的氣蝕速度幾乎仍然不變。 混聯(lián)的布局(見圖7)氣穴形成一個解決方案。串聯(lián)模式控制的中壓2bar。這種上升的有效在第二階段防止氣蝕。2 bar的壓力過低造成氣蝕損傷或噪聲階段。 在高速氣穴殘氣量內(nèi)泵通常開始在上吸入口位于附近的半徑凸輪。端口部分和壓力槽進(jìn)行了優(yōu)化,讓氣穴以最高的速度開始。在某些情況下在泵的工作范圍內(nèi)氣穴現(xiàn)象完全可以避免。氣穴現(xiàn)象的開始在上層端口避免接觸滾子與凸輪之間的損失。 泵室之間的連接間隙保證兩室壓力峰值幾乎相等,而且不提升的滾子凸輪。 正如前面所討論的,大的漸進(jìn)力盡可能避免了凸輪輪廓端口的時間和壓力槽等措施優(yōu)化。 很多可以通過傳輸防止噪音，已經(jīng)提到的增壓進(jìn)氣的混聯(lián)結(jié)構(gòu)。 其他方法利用盈余返回到油泵的CVT液壓改善泵吸入口條件[6]。對這也選擇石油、沫添加劑、除空氣、泄漏預(yù)防、過濾位置和濾波器的優(yōu)化是很重要的。 測量結(jié)果 在這一部分中對RV泵的一些測量結(jié)果進(jìn)行了討論。近年來一家Transmissie建造了大量的原型CVT變速器汽車客戶支持他們的發(fā)展。圖22顯示了兩個結(jié)果軸端/偏軸和在軸上安裝了泡沫鋁外殼等新的生產(chǎn)技術(shù)生產(chǎn)使用。P930包括雙單片泵開關(guān)液壓。 其他結(jié)果關(guān)注P962定量概念,P960混聯(lián)的概念和P980概念其結(jié)果將顯示： l 體積和機(jī)械效率。 l 啟動行為 l 噪聲測量。 體積和機(jī)械效率 圖23顯示了混聯(lián)滾子泵的容積效率作為一個函數(shù)的速度兩個分離階段(也見圖5和6和文獻(xiàn)[13])。 無級變速泵通常運(yùn)行在并行模式下，然后轉(zhuǎn)向泵系列模式。第一個泵級大于第二個泵級(9.4和7.7)。 泵沒有軸向壓力補(bǔ)償，以并行模式效率一些額外的損失低于串聯(lián)模式開關(guān)液壓 圖24顯示了容積效率的速度600rpm,容積效率通常較低,這種情況在發(fā)射是至關(guān)重要,離合器在充滿油門位置壓力可以大幅飆升。結(jié)果與商用數(shù)據(jù)相比葉片泵和軸向壓力補(bǔ)償相同。不過,滾筒葉片效率仍然高于泵的葉片設(shè)計模式。 圖中的第四行顯示的結(jié)果P980滾筒葉片泵的高壓階段軸向壓力補(bǔ)償。這個泵有 高。壓力階段和低壓階段額外壓力補(bǔ)償?shù)慕Y(jié)果在一個相當(dāng)大的體積效率在這個速度改善。作為壓力補(bǔ)償使其使用成本增加特性，應(yīng)該依賴于泵水平流方面的關(guān)鍵要求。 圖25顯示了相同的滾筒式葉片泵的機(jī)械效率在和。串聯(lián)模式泵軸不再平衡。較低的機(jī)械效率在這個模式是由軸承和開關(guān)液壓損失引起的。葉片泵的效率略高于羅菲葉片效率，行星轉(zhuǎn)子的結(jié)果,從文獻(xiàn)[8],得出下面RV泵的結(jié)果。 結(jié)果表明,滾筒式葉片泵能在高壓情況實現(xiàn)良好的效率。效率改進(jìn),它提供了比其他類型的泵直接可調(diào)變壓器在CVT效率增加。NEDC循環(huán),一個典型的提高容積效率10%,有助于減少泵的體積位移導(dǎo)致燃料消耗減少了0.4%。除此之外,傳輸效率也受益于滾筒葉片泵的提供的變流量選項。 啟動測量 滾筒葉片泵的起動速度依賴于滾筒與凸輪接觸的一刻。在那一刻滾筒功能作為密封元件。在啟動期間,用滾筒上的離心力來克服重力。排放壓力還沒有可用的。方程(9)表明,起動速度估計的角度定義(參見圖17)。 (9) 角度重力支持凸輪滾子接觸。 圖26顯示了在和油溫P980高壓階段的RV泵快速啟動。測試平臺吸濾器與透射濾光片60微米網(wǎng)是相同的。吸入通道的試驗裝置如圖26所示是150毫米長于傳播吸入通道。泵的進(jìn)氣口定位,滾筒重力影響密封功能方程(9)。 泵速度從0rpm開始增加。測量從50rpm開始。液體溫度在時有效轉(zhuǎn)速已經(jīng)在50rpm，溫度在時轉(zhuǎn)速可以在100rpm。由于在較低溫度下粘度較高,容積效率要高于20度,低溫也有利于快速啟動泵。 滾筒葉片原則上允許速度非常低。與此相反,文獻(xiàn)顯示,葉片泵最小速度必須考慮位于約600rpm[14] 噪音 對于一個特定的傳輸項目,P962滾筒葉片泵的噪音行為與普通外嚙合齒輪泵的噪音行為相同(10[cc/rev])。葉片泵有相同的位移量不能用于這個測試。圖27顯示了一個示例的測試結(jié)果。 高達(dá)4700 rpm生成的外嚙合齒輪泵噪聲比滾筒的葉片泵大。通過應(yīng)用特別設(shè)計功能,像累積連續(xù)性載體樣式和壓力槽優(yōu)化低噪聲設(shè)計已經(jīng)被開發(fā)出來,它給了自身一個非常好的汽車應(yīng)用程序如無級變速, 結(jié)論 經(jīng)過廣泛的研究、開發(fā)和樣機(jī)研究,滾筒葉片技術(shù)已經(jīng)對無級變速非常有效。 滾筒葉片原則上提供了一個專用泵的概念,符合典型的無級變速傳動的要求。與傳統(tǒng)汽車相比,它的效率高，與傳統(tǒng)汽車相比,它的效率高齒輪和內(nèi)齒輪油泵的設(shè)計預(yù)計將導(dǎo)致燃料消耗約0.4 0改善NEDC循環(huán)。其多樣性進(jìn)一步增加到1.4這個改進(jìn)。通過應(yīng)用泵作為多個交付模式系統(tǒng)或通過使用它在不同的電路提供多個壓力水平。最有效的配置取決于特定的CVT布局和負(fù)載循環(huán)。滾筒葉片泵可以很好地應(yīng)對越來越大的壓力水平到80bar為CVT預(yù)見未來。也對這些壓力水平的設(shè)計留下了無聲運(yùn)轉(zhuǎn)的工作特性, 相比葉片設(shè)計滾筒葉片設(shè)計提供了具體優(yōu)點的磨損行為,啟動和低速運(yùn)行。其內(nèi)部的具體配置的特點是相對較低的公差要求和廉價的部分會導(dǎo)致泵比傳統(tǒng)葉片設(shè)計大約降低15%的成本效益。 傳輸?shù)牟季?或者離軸在定位它在任何設(shè)計中提供了靈活性。 在這個論文中Van Doorne's Transmissie?旨在有助于提高功率密度,提高效率和降低成本，連續(xù)變量傳播和擴(kuò)展其驗收標(biāo)準(zhǔn)的應(yīng)用范圍。 國內(nèi)圖書分類號： 工學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 BJ2020輕型越野車制動器設(shè)計 本 科 生： 導(dǎo) 師： 申請學(xué)位級別： 工學(xué)學(xué)士 工程領(lǐng)域： 機(jī)械工程 所在單位： 機(jī)械工程學(xué)院 答辯日期： 2015年6月 授予學(xué)位單位： XXX大學(xué)工學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 摘要 汽車是現(xiàn)代人們生活中重要的交通工具其是由多個系統(tǒng)組成的，制動系統(tǒng)就是其中一個重要的組成部分。它既要使行駛中的汽車減速，又要保證車輛能穩(wěn)定的停駐在原地不動。因此，汽車制動系對于汽車的安全行駛起著舉足輕重的作用。 國內(nèi)汽車市場迅速發(fā)展，隨著汽車保有量的增加，帶來的安全問題也越來越引起人們的注意，而制動系統(tǒng)則是汽車主動安全的重要系統(tǒng)之一。因此，如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。另外，隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高設(shè)計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關(guān)鍵。 在本次設(shè)計中，根據(jù)已有的BJ2020輕型越野車車輛的數(shù)據(jù)對其制動器進(jìn)行設(shè)計。其中對鼓式制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計、制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計等方面進(jìn)行了設(shè)計分析。 設(shè)計所附的多張圖紙對設(shè)計的思想、制動器的布置設(shè)計表達(dá)的非常清晰。希望在翻閱說明書的過程中能夠結(jié)合圖紙，這樣就可以更加有效的理解設(shè)計的思想和意圖。 關(guān)鍵詞:汽車；鼓式制動器；制動輪缸 Abstract Automobile is the important transportation tools in the modern life. It is compositive by many systems. The most important parts are the brake system. The system made the autocar slowdown; what’s more, the automobile is stopped steadily. There by the brake system play an important part in security steer. The rapid development of the domestic vehicle market, However, with increasing of vehicle, security issues are arising from increasingly attracting attention, the braking system is one of important system of active safety. Therefore, how to design a high-performance braking system, to provide protection for safe driving is the main problem we must solve. In addition, with increasing competition of vehicle market, how to shorten the product development cycle, to improve design efficiency and to lower costs, to improve the market competitiveness of products, and has become a key to success of enterprises. In the design, which based on the data of brake s used in BJ2020. Decompose of the brake is designed. The the parameters of drum brake’s configuration are included in this design also. The drawings are very detail to explain the ideas of design and the disposition for the brake system . When you thumb the annotation text, you can combine the drawings, which made you understand the ideas and meaning in this design effectively. Keywords: Automobile；Drum type brake；Synchronous Coefficient 目錄 摘要 II Abstract III 第1章 緒論 1 1.1 汽車制動系概述 1 1.2 汽車制動器的工作原理 2 1.3 設(shè)計的目的和意義 3 第2章 制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 5 2.1 制動器的結(jié)構(gòu)形式的選擇 6 2.2 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式即選擇 7 第3章 制動器主要參數(shù)的確定 10 3.1 同步附著系數(shù) 10 3.2 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 12 3.3 制動器最大制動力矩 14 3.4 制動器因數(shù) 16 3.5 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 19 3.5.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 19 3.5.2 摩擦片摩擦系數(shù) 22 3.6 本章小結(jié) 23 第4章 制動器的設(shè)計計算 24 4.1 制動蹄摩擦片的壓力分布規(guī)律 24 4.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 26 4.3 制動蹄片上的制動力矩 29 4.4 摩擦襯片的磨損特性計算 35 4.5 制動器的熱容量和溫升的核算 37 4.6 駐車制動計算 38 4.7 本章小結(jié) 40 第5章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 41 5.1 制動鼓 41 5.2 制動蹄 42 5.3 制動底板 43 5.4 制動蹄的支承 43 5.5 制動輪缸 44 5.6 摩擦材料 44 5.7 制動器間隙的調(diào)整方法及相應(yīng)機(jī)構(gòu) 45 5.8 本章小結(jié) 46 結(jié)論 47 致謝 48 參考文獻(xiàn) 49 附錄1 50 附錄2 70 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。在目錄上點右鍵“更新域”，然后“更新整個目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行 - 70 - 佳木斯大學(xué)工學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 第1章 緒論 1.1 汽車制動系概述 汽車制動系功用是使汽車以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行駛至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性良好、制動系工作可靠性的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車制動系至少應(yīng)有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。中興汽車或經(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設(shè)應(yīng)急制動裝置及輔助制動裝置；牽引汽車還應(yīng)有自動制動裝置。 行車制動裝置用于使行駛的汽車強(qiáng)制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速。其驅(qū)動機(jī)構(gòu)常采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu)，以保證其工作的可靠。 駐車制動裝置用語汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在斜坡上起步。駐車制動裝置應(yīng)采用機(jī)械式驅(qū)動結(jié)構(gòu)而不用液壓或氣壓驅(qū)動，以免其產(chǎn)生故障。 應(yīng)急制動裝置用于當(dāng)行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，則可利用其機(jī)械力源（如強(qiáng)力壓縮彈簧）實現(xiàn)汽車制動。應(yīng)急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，他可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應(yīng)急制動裝置也不是每車必備的，因為普通的手力駐車制動器也可以起到應(yīng)急制動的作用。 輔助制動裝置用在山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機(jī)排氣制動或電渦流制動等的輔助制動裝置，可使汽車下坡長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速，并減輕或解除行車制動器的負(fù)荷。通常，在總質(zhì)量5t的客車上和總質(zhì)量大于12t的載貨汽車上裝備這種輔助制動-減速裝置。 任何一套制動裝置均由制動器和制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪；而駐車制動則多采用手制動操縱，且利用專設(shè)的中央制動器或利用車輪制動器進(jìn)行制動。利用車輪制動器時，絕大部分駐車制動器用來制動兩個后輪。行車制動和駐車制動這兩套裝置，必須具有獨立的制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)，而且每車必備。行車制動分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應(yīng)有制動主缸、制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應(yīng)有壓縮機(jī)、氣路管路、儲氣筒、控制閥和制動氣室等。 以前，大多數(shù)汽車的駐車制動和應(yīng)急制動都采用中央制動器，其優(yōu)點是制動位于主減速器之前的變速器的第二軸或傳動軸，所需的制動力距較小，容易適應(yīng)手操縱力小的特點。但在用作應(yīng)急制動時，則往往會是傳動軸超載?，F(xiàn)代汽車由于車速的提高，對應(yīng)急制動的可靠性要求更嚴(yán)格，因此，在中、高級轎車和部分總質(zhì)量在l5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機(jī)械式驅(qū)動機(jī)構(gòu)，使之兼起駐車制動和應(yīng)急制動的作用，從而取消了中央制動器。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后輪制動器另設(shè)獨立的由氣壓控制而以強(qiáng)力彈簧作為制動力源的應(yīng)急兼駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)，也不再設(shè)置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用上述措施外，還保留了由氣壓驅(qū)動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。 1.2 汽車制動器的工作原理 制動系不工作時，制動鼓的內(nèi)圓面與制動蹄摩擦片的外圓面之間保持有一定的間隙，使車輪和制動鼓可以自由旋轉(zhuǎn)。 要使行駛中的汽車減速，駕駛員應(yīng)跺下制動踏板，通過推桿和主缸活塞，使主缸內(nèi)的油液在一定壓力下流人輪缸，并通過兩個輪缸活塞推使兩制動蹄繞支承銷轉(zhuǎn)動，上端向兩邊分開而以其摩擦片壓緊在制動鼓的內(nèi)圓面上。這樣，不旋轉(zhuǎn)的制動卸就對旋轉(zhuǎn)著的制動鼓作用一個摩擦力矩M，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周繞力F，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力F。制動力F由車輪經(jīng)車橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車減速。制動力愈大，汽車減速度也愈大。當(dāng)故開制動踏板時．回位彈簧即將制動蹄拉回原位，摩擦力矩M和制動力F消失，制動作用即行終止。 顯然，阻礙汽車運(yùn)動的制動力F不僅取決于制動力矩M，還取決于輪胎與路面間的附著條件。如果完全喪失附著，則這種制動系事實上不可能產(chǎn)生制動汽車的效果。不過，在討論制動系的結(jié)構(gòu)問題時，一般都假定具備良好的附著條件。 1.3 設(shè)計的目的和意義 畢業(yè)設(shè)計是大學(xué)生培養(yǎng)方案中的重要環(huán)節(jié)。學(xué)生通過設(shè)計，綜合性地運(yùn)用所學(xué)知識去分析、解決一個問題，在作設(shè)計的過程中，所學(xué)知識得到疏理和運(yùn)用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。不少學(xué)生在作完設(shè)計后，感到自己的實踐動手、動筆能力得到鍛煉，增強(qiáng)了即將跨入社會去競爭，去創(chuàng)造的自信心。 通過大學(xué)的學(xué)習(xí)，從理論與實踐上均有了一定程度的積累。設(shè)計就是對我們以往所學(xué)的知識的綜合運(yùn)用與進(jìn)一步的鞏固加深，并對解決實際問題的能力的訓(xùn)練與檢驗。其目的在于： 1、培養(yǎng)正確的設(shè)計思想與工作作風(fēng)。 2、進(jìn)一步培養(yǎng)制圖、繪圖的能力。 3、學(xué)會分析與評價汽車及其各總成的結(jié)構(gòu)與性能，合理選擇結(jié)構(gòu)方案及其有關(guān)參數(shù)。 4、學(xué)會汽車一些主要零部件的設(shè)計與計算方法以及總體設(shè)計的一般方法，以畢業(yè)后從事汽車技術(shù)工作打下良好的基礎(chǔ)。 5、培養(yǎng)獨立分析、解決問題的能力。 第2章 制動器的結(jié)構(gòu)形式及選擇 除了輔助制動裝置是利用發(fā)動機(jī)排氣或其他緩速措施對下長坡的汽車進(jìn)行減緩或穩(wěn)定車速外，汽車制動器幾乎都是機(jī)械摩擦式的，即是利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面間的摩擦而產(chǎn)生制動力矩使汽車減速或停車的。 汽車制動器按其在汽車上的位置分為車輪制動器和中央制動器，前者是安裝在車輪處．后者則安裝在傳動系的某軸上，例如變速器第二軸的后端或傳動軸的前端。摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀又可分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的突緣上或變速器殼或與其相固定的支架上；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作某些汽車的中央制動器，現(xiàn)代汽車已很少采用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少采用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，而通常所說的鼓式制動器即是指這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)。盤式制動器的旋轉(zhuǎn)元件是一個垂向安放且以兩側(cè)面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側(cè)并帶有摩擦片的制動塊。當(dāng)制動盤被兩側(cè)的制動塊夾緊時，摩擦表面便產(chǎn)生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用作各種汽車的中央制動器。 車輪制動器主要用作行車制動裝置，有的也兼作駐車制動之用；而中央制動器則,僅用于駐車制動，當(dāng)然也可起應(yīng)急制動的作用。 2.1 制動器的結(jié)構(gòu)形式的選擇 車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。 摩擦式制動器按摩擦副結(jié)構(gòu)不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應(yīng)用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應(yīng)用于商用車，輕重型載貨汽車；同時鼓式制動器結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低。 鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結(jié)構(gòu)形式。內(nèi)張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。但是現(xiàn)在汽車以很少采用。由于外束型鼓式制動器通產(chǎn)建成為帶式制動器，而且在現(xiàn)代汽車商已經(jīng)很少采用，所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)[1]。 我選擇的參考車型為BJ2020輕型越野車。 BJ2020作為一款輕型越野車，出于制造成本及維修成本方面考慮，采用鼓式制動器。 2.2 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)形式即選擇 鼓式制動器一般可按其制動蹄的受力情況進(jìn)行分類，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌? 制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致而分為領(lǐng)蹄和從蹄倆種類型。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄稱為領(lǐng)蹄，倆者不一致的則稱從蹄[1]。 不同形式的鼓式制動器的主要區(qū)別有： (1)蹄片鼓動支點的數(shù)量和位置不同； (2)張開裝置的數(shù)量不同； (3)制動時兩片蹄片之間有無相互作用。 因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領(lǐng)、從蹄的數(shù)量有差別，并使制動效能不一樣。制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動器效能因數(shù)的無因次指標(biāo)。制動效能因數(shù)的定義為：在制動鼓或制動盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比。 制動效能的穩(wěn)定性是指其效能因數(shù)對摩擦因數(shù)的敏感性。使用中隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對變化敏感性要小。 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類如圖2-1它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿有艿挠绊懢煌? 圖2-1 鼓式制動器簡圖 （a）領(lǐng)從蹄式（凸輪張開）；（b）領(lǐng)從蹄式（制動輪缸張開）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非向平衡式）；（d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 制動蹄按其張開時的轉(zhuǎn)動方向和制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉(zhuǎn)動方向與制動鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 雙領(lǐng)蹄式制動器有高的正向制動效能，但倒車時則變?yōu)殡p從蹄式，使制動效能大降。中級轎車的前制動器常用這種形式，這是由于這類汽車前進(jìn)制動時，前軸的動軸荷及附著力大于后軸，而倒車時則相反，采用這種結(jié)構(gòu)作為前輪制動器并與領(lǐng)從蹄后輪制動器相匹配，則可較容易的獲得所希望的前、后輪制動力分配（）并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。它所以不用于后輪還由于有兩個互相成中心對稱的制動輪缸，難于附加駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)。 領(lǐng)從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進(jìn)、倒退行駛的制動效果不變；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅(qū)動機(jī)構(gòu)；易于調(diào)整蹄片之間的間隙。因此得到廣泛的應(yīng)用，特別是用于乘用車和總質(zhì)量較小的商用車的后輪制動器[1]。 BJ2020作為輕型越野車前輪采用（c）雙領(lǐng)蹄式制動器，后輪采用（a）領(lǐng)從蹄式制動器。 第3章 制動器主要參數(shù)的確定 BJ2020的主要技術(shù)參數(shù) 汽車的質(zhì)量參數(shù)：整車質(zhì)量（空載），滿載=； 汽車滿載軸荷分配：滿載：前軸745kg,后軸770kg； 最高車速：； 軸距L=2300mm： 輪距:L=1500mm； 質(zhì)心距前軸距離=1071mm 質(zhì)心距后軸距離=1107mm 質(zhì)心高度=690mm 制動器直徑 車輪滾動半徑375.2mm 輪胎規(guī)格：6.50R16-6PR 3.1 同步附著系數(shù) (3-1) 對于前后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死，當(dāng)汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下三種情況[3]。 1、當(dāng)時 線在曲線下方，制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力； 2、當(dāng)時 線位于曲線上方，制動時總是后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3、當(dāng)時 制動時汽車前、后輪同時抱死，這時也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車制動時前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動過程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動（前、后車輪同時抱死）時，其制動減速度為，即，為制動強(qiáng)度。在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動強(qiáng)度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來表示，可定義為 （3-2） 式中：——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——汽車制動強(qiáng)度。 當(dāng)時，，，利用率最高。 直到20世紀(jì)50年代，當(dāng)時的道路條件還不是很好，汽車的行駛速度也不是很高，后輪抱死側(cè)滑的后果也并不顯得像前輪抱死而喪失轉(zhuǎn)向能力的后果那樣嚴(yán)重，因此，往往將值定的較低，即處于常遇附著系數(shù)范圍中間較低區(qū)域。而現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死的后果十分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會引起側(cè)滑甚至甩尾會發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢國外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時的同步附著系數(shù)：轎車??；貨車取為宜[2]。 現(xiàn)代汽車多裝有比例閥或感載比例閥等制動力調(diào)節(jié)裝置，可根據(jù)制動強(qiáng)度、載荷等因素來改變前、后輪制動器制動力的比值，使之接近于理想制動力分配線。 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和足夠的附著系數(shù)利用率，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟(jì)委員會的制動法規(guī)規(guī)定，在各種在和情況下，轎車在0.15≤q≤0.8，其他汽車在0.15≤q≤0.3的范圍內(nèi)，前輪均應(yīng)能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.2≤≤0.8的范圍內(nèi)，必須滿足q≥0.1+0.85（—0.2）。我國GB12676—1999附錄《制動力在車軸（橋）之間的分配及牽引車與掛車之間制動協(xié)調(diào)性要求》也等采用了其內(nèi)容。 參考與BJ2020同類車型的值，取。 3.2 制動強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 根據(jù)所選的同步附著系數(shù)，可求得： （3-3） 式中：——汽車軸距，； ——制動力分配系數(shù)； ——汽車質(zhì)心高度。 進(jìn)而求得 （3-4） （3-5） 式中：——制動強(qiáng)度； ——汽車總的地面制動力； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力。 當(dāng)時，，故，；。 此時，符合GB12676—1999的要求。 當(dāng)時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： （3-6） （3-7） （3-8） 表3-1 取不同值時對比GB 12676-1999的結(jié)果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 3050.4 5238.0 8344.6 11862.3 15878.6 22716.3 37000.8 0.062 0.1315 0.2095 0.2978 0.3987 0.5149 0.5574 0.6693 0.7032 0.7407 0.7824 0.8291 0.8818 0.9416 GB12676—1999 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 符合國 家標(biāo)準(zhǔn) 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 符合國 家標(biāo)準(zhǔn) 當(dāng)時，可能得到的最大的制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時求得： （3-9） （3-10） （3-11） 表3-2 取不同值時對比GB 12676-1999的結(jié)果 GB12676—1999 0.8 32069.8 0.8060 1.0075 符合國家標(biāo)準(zhǔn) 3.3 制動器最大制動力矩 為保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動器的制動力矩。 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死的制動力之比為[4] （3-12） 式中：——汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質(zhì)心高度。 通常，上式的比值：轎車約為1.3——1.6；貨車約為0.5——0.7；本次計算取上式的比值為1.4。 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3-13） （3-14） 式中：——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； ——車輪的有效半徑 對于選取較大值的各類汽車，則應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當(dāng)時，相應(yīng)的極限制動強(qiáng)度，故所需的后軸和前軸制動力矩為 （3-15） （3-16） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù)； ——制動強(qiáng)度； ——車輪有效半徑。N?m 其中 則 單個后輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為 單個前輪制動器產(chǎn)生的制動力矩為 單個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為的一半，為1540.805N?m。 3.4 制動器因數(shù) 制動器因數(shù)又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于比較不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比[3]，即 （3-17） 式中：——制動器的摩擦力矩； ——制動鼓或制動盤的作用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 對于鼓式制動器，若作用于兩蹄的張開力分別為、，制動鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為： （3-18） （3-19） 整個鼓式制動器的制動因數(shù)則為 （3-20） 當(dāng)時，則 （3-21） 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點，需要較精確地分析、計算才能確定。今假設(shè)在張力P的作用下制動蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N作用于襯片的B點上。這一法向力引起作用于制動蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，R 及為結(jié)構(gòu)尺寸，圖3-1所示。 圖3-1 鼓式制動器的簡化受力圖 對領(lǐng)蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即 （3-22） 由上式得領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)為 （3-23） 當(dāng)制動鼓逆轉(zhuǎn)時，上述制動蹄便又成為從蹄，這時摩擦力的方向與圖3-1所示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即 （3-24） 由式可知：當(dāng)趨近于占時，對于某一有限張開力，制動鼓摩擦力趨于無窮大。這時制動器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺寸的函數(shù)。 由上述對領(lǐng)從蹄式制動器制動蹄因數(shù)的分析與計算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力對蹄支點形成的力矩與張開力對蹄支點的力矩同向而使其制動蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于這兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。兩者在=0.3～0.35范圍內(nèi)，當(dāng)張開力時，相差達(dá)3倍之多。圖3-2給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見，當(dāng)增大到一定值時，領(lǐng)蹄的和均趨于無限大。它意味著此時只要施加一極小張開力，制動力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開制動踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時只能通過倒轉(zhuǎn)制動鼓消除制動。領(lǐng)蹄的和隨的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢作用。反之，從蹄的和隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用[4]。 在制動過程中，襯片的溫度、相對滑動速度、壓力以及濕度等因素的變化會導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會導(dǎo)致制動效能即制動器因數(shù)的改變。制動器因數(shù)對摩擦系數(shù) 的敏感性可由來衡量，因而稱為制動器的敏感度，它是制動器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動時摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。 熱衰退的臺架試驗表明，多次重復(fù)緊急制動可導(dǎo)致制動器因數(shù)值減小50%，而下長坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30%。 圖3-2 制動蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系 1—領(lǐng)蹄；2—從蹄 由圖3-2圖3-2圖3-2圖3-2圖3-2可以看出，領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄差。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定性之間的矛盾。由于盤式制動器的制動器因數(shù)對摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù)()為常數(shù)，因此其效能穩(wěn)定性最好[5]。 給出了不同結(jié)構(gòu)類型制動器的制動因數(shù)BF或制動器外部因數(shù)，，其中凸輪的制動器外部因數(shù)等于制動器輸出力矩除以凸輪軸輸入力矩； BJ2020輕型越野車前輪為雙領(lǐng)蹄式制動器所以BF=4.3后輪為領(lǐng)從蹄式制動器BF=2.6 3.5 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.5.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 1.制動鼓直徑D或半徑R 當(dāng)輸入力一定時，制動鼓的直徑越大，則制動力矩越大，且使制動器的散熱性能越好。但直徑的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且的增大也使制動鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，此間隙一般不小于20mm——30mm，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動鼓直徑的尺寸。另外制動鼓直徑D與輪輞直徑Dr之比的一般范圍為[5] 轎車D/Dr=0.64——0.74mm 貨車D/Dr=0.70——0.83mm BJ2020為輕型越野車，所以取 2、制動蹄摩擦村片的包角及寬度b 摩擦襯片的包角通常在度范圍內(nèi)選取，試驗表明，摩擦襯片包角 度時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。在減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角也不宜大于120度，因為過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 表3-3 《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》 制動鼓直徑D 制動蹄片寬度B 160 30 35 40 45 50 60 180 30 35 40 45 50 60 75 200 30 35 40 45 50 60 75 220 30 35 40 45 50 60 75 90 240 40 50 60 75 90 110 260 40 50 60 75 90 110 280 40 50 60 75 90 110 300 45 60 75 85 100 120 （310） 50 65 75 85 95 100 120 140 320 50 65 75 85 95 100 120 140 340 55 80 100 120 140 160 180 （350） 65 80 100 120 140 160 180 綜合上述設(shè)計BJ2020選= 由Error! Reference source not found.的規(guī)定，選取制動蹄摩擦片寬度b=75mm 摩擦襯片寬度較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使其單位壓力不超過的條件來選擇襯片寬度的。設(shè)計時應(yīng)盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總質(zhì)量的增大而增大，如表3-4所示而單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度及包角，即： 制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產(chǎn)生的單位面積正壓力愈小，從而磨損愈小。 表3-4 制動器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質(zhì)量 單個制動器總的襯片摩擦面積 轎車 0.9~1.5 1.5~2.5 100~200 200~300 客車與貨車 1.0~1.5 1.5~2.5 2.5~3.5 3.5~7.0 7.0~12.0 12.0~17.0 120~200 150~250（多為150~200） 250~400 300~650 550~1000 600~1500(多為600~1200) 由表3-4數(shù)據(jù)可知設(shè)計符合要求。 3、摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3-3所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。有時為了使用單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 圖3-3 鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 4、張開力的作用線至制動器中心的距離 在滿足制動輪缸布置在制動鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離（見圖3-3）盡可能地大，以提高其制動效能。初步設(shè)計時可暫取。 5、制動蹄支銷中心的坐標(biāo)位置與 如圖3-3所示，制動蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸盡可能地小設(shè)計時常取，以使盡可能地大，初步設(shè)計可暫取。 3.5.2 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。后者對蹄式制動器是非常重要的各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動器設(shè)計時，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)已不成問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩，取可使計算結(jié)果接近實際值。另外，在選擇摩擦材料時，應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。 3.6 本章小結(jié) 本章計算了制動器有關(guān)制動力的分配，制動強(qiáng)度、制動力矩等相關(guān)內(nèi)容的計算。求出了制動器的制動去力矩和相關(guān)的分配曲線圖。以確定所設(shè)計的制動器滿足要求；另介紹了制動器的主要零部件，通過相關(guān)的要求選取數(shù)值進(jìn)行計算求出制動鼓的結(jié)構(gòu)主要參數(shù)。 第4章 制動器的設(shè)計計算 4.1 制動蹄摩擦片的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動器因數(shù)BF有很大影響。掌握制動蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。但用解析方法精確計算沿蹄片長度方向的壓力分布規(guī)律比較困難，因為除了摩擦村片有彈性容易變形外，制動鼓，制動蹄以及支撐也會有彈性變形，但與摩擦片的變形量相比，則相對很小。故在通常的近似計算中只考慮村片徑向變形的影響，替他零件的變形的影響較小，可忽略不計，即通常作如下一些假定。 （1）制動鼓、制動蹄為絕對剛性體； （2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3）壓力與變形符合虎克定律。 由于本次設(shè)計前輪采用的時雙領(lǐng)蹄式制動鼓，后輪采用的是領(lǐng)從蹄式的制動鼓。 如圖4-1所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉(zhuǎn)動張開，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點A的位移為 =· （4-1） 由于制動鼓剛性對制動蹄運(yùn)動的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 (4-2) 圖4-1 制動摩擦片徑向變形分析簡圖 (4-3) 從圖4-1中的幾何關(guān)系可看到 (4-4) = (4-5) 因為為常量，單位壓力和變形成正比，所以蹄片上任意一點壓力可寫成 （4-6） 即制動器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑線上。上述分析對于新的摩擦襯片是合理的，但制動器在使用過程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國外資料，對于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式 （4-7） 式中：W——磨損量； K——磨損常數(shù)； ——摩擦系數(shù)； ——單位壓力； ——磨擦襯片與制動鼓之間的相對滑動速度。 圖4-2 作為磨損函數(shù)的壓力分布值 通過分析計算所得壓力分布規(guī)律如圖4-2所示。圖中表明在第11次制動后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系： （4-8） 式中：——磨損常數(shù)。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。結(jié)果表示于圖4-2 4.2 制動器因數(shù)及摩擦力矩分析計算 如前所述，通常先通過對制動器摩擦力矩計算的分析，再根據(jù)其計算式由定義得出制動器因數(shù)BF的表達(dá)式。假設(shè)鼓式制動器中制動蹄只具有一個自由度運(yùn)動，由此可得： (1)定出制動器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動鼓旋轉(zhuǎn)方向； (2)參見3.6.1節(jié)確定制動蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令； (3)在張開力P作用下，確定最大壓力值。 參見圖4-3，所對應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對點取矩，可得 （4-9） 據(jù)此方程可求出的值。 圖4-3 制動蹄摩擦力矩分析計算 （4）、計算沿摩擦片全長總的摩擦力矩 （4-10） （5）、由公式導(dǎo)出制動器因數(shù) 由于導(dǎo)出過程的繁瑣，下面對支承銷式領(lǐng)—從蹄制動器的制動因數(shù)進(jìn)行分析計算。 1.支承銷式領(lǐng)-從蹄制動器 單個領(lǐng)蹄的制動蹄因數(shù)BFTl （4-11） 單個從蹄的制動蹄因數(shù)BFT2 （4-12） 以上兩式中： 以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖4-4 整個制動器因數(shù)為 2.支承銷式雙領(lǐng)蹄制動器 (4-13) 由-可得 圖4-4 支承銷式制動蹄 4.3 制動蹄片上的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動力矩之間的關(guān)系。 為計算有一個自由度的制動蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動鼓半徑，為單元面積的包角，如圖4-4所示。 由制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： （4-14） 而摩擦力產(chǎn)生的制動力矩為 (4-15) 在由至區(qū)段上積分上式，得 （4-16） 當(dāng)法向壓力均勻分布時，則有 （4-17） 式（4-6）和式（4-7）給出的由壓力計算制動力矩的方法，但在實際計算中采用由張開力P計算制動力矩的方法則更為方便。 圖4-5 張開力計算用圖 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達(dá)如下： （4-18） 式中:——單元法向力的合力； ——摩擦力的作用半徑(見圖4-5)。 如果已知制動蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動力矩。 為了求得力與張開力的關(guān)系式，寫出制動蹄上力的平衡方程式： （4-19） 式中：——軸與力的作用線之間的夾角； ——支承反力在工：軸上的投影。 解式(4-9)，得 （4-20） 對于增勢蹄可用下式表示為 （4-21） 對于減勢蹄可類似地表示為 （4-22） 圖4-6 力矩計算用圖 為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見圖4-6)它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（4-5）有： （4-23） 因此 = 式中：。 根據(jù)式(4-8)和式(4-6)，并考慮到 （4-24） 則有 由于設(shè)計和不同，因此和值也同的。對具有兩蹄的制動器來說，其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （4-25） 由式（4-15）和式（4-16）知 ==0.6305 ==0.1166 根據(jù)GB 12676-1999中對汽車行車制動性的要求，在規(guī)定的車速下，各類車輛試驗結(jié)果必須達(dá)到下表4-1、表4-2規(guī)定的最低性能要求。 表4-1 制動性能對最大制動距離的規(guī)定 車輛類型 試驗車制動初速度，km/h 80 60 60 80 60 60 制動距離，m 表4-2 制動性能對充分發(fā)出的平均減速度最大控制力和的規(guī)定 車輛類型 充分發(fā)出的平均減速度，m/s2 5.8 5 最大控制力，N 500 700 由表4-1求知制動距離m，從而求知制動減速度m/s2；結(jié)合由表3.5類汽車滿載時充分發(fā)出的平均減速度的要求，設(shè)計取m/s2。 由于設(shè)計車輪制動器全部采用同一規(guī)格的制動器。因此，考慮前后軸的載荷不同，以及制動時的負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)也不一樣。 前軸的地面制動力為： 式中：——前軸的地面制動力； ——后軸的地面制動力； ——滿載時前軸負(fù)荷； ——滿載時后軸負(fù)荷； ——前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車常?。?.2~1.4）； ——后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車常取（1.1~1.2）。 由于所以取進(jìn)行計算。 后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的制動力矩： 式中：——車輪的滾動半徑。 單個車輪制動器的制動力矩為 953.383N?m488.766N?m 最大附著系數(shù)時單個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩，符合要求。 對于液壓驅(qū)動的制動器來說，，所需的張開力為 對于凸輪張開機(jī)構(gòu)，其張開力可由前術(shù)作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出： 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能，由式得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時，蹄自鎖： （4-26） 式子成立，不會自鎖。 由式(4-6)和式(4-11)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為： =47280.769 式中：，，，，，——見圖4-5； ，——見圖4-6； ——摩擦襯片寬度； ——摩擦系數(shù)。 4.4 摩擦襯片的磨損特性計算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機(jī)械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。 制動器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2。 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 (4-27) (4-28) 式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； ——汽車總質(zhì)量； 、——汽車制動初速度與終速度，m/s；計算時總質(zhì)量3.5t以上的貨車取=18m/s； ——制動減速度，m/s2，計算時取=0.6； ——制動時間，s； Al，A2——前、后制動器襯片的摩擦面積； ——制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到時，并可近似地認(rèn)為，則有 (4-29) (4-30) 其中 鼓式制動器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當(dāng)制動初速度低于式(4-22)下面所規(guī)定的值時，則允許略大于1.8W/mm2。比能量耗散率過高，不僅會加速制動襯片的磨損，而且可能引起制動鼓的龜裂。 因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。 磨損特性指標(biāo)也可用襯片的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。 單個車輪制動器的比摩擦力為 （4-31） 式中：——單個制動器的制動力矩； R——制動鼓半徑(或制動盤有效半徑)； A——單個制動器的襯片摩擦面積。 當(dāng)制動減速度j=0.6時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0.48N/mm2為宜 磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功，來衡量 （4-32） 式中：——汽車總質(zhì)量，kg； ——汽車最高車速，m/s； ——車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，cm2； []——許用滑磨功，對轎車取[]＝1000～1500J/cm2；對客車和貨車取[]＝600～800J/cm2。 因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。 4.5 制動器的熱容量和溫升的核算 應(yīng)核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 （4-33） 式中：——各制動鼓的總質(zhì)量； ——與各制動鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量； ——制動鼓材料的比熱容，對鑄鐵c=482 J/（kg?K），對鋁合金c=880 J/（kg?K）； ——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制溫升不應(yīng)超過15℃)； L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認(rèn)為制動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 (4-34) (4-35) 式中 ——滿載汽車總質(zhì)量； ——汽車制動時的初速度； ——汽車制動器制動力分配系數(shù)。 由以上計算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 4.6 駐車制動計算 圖4-5為汽車在上坡路上停駐時的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為： （4-36） 同樣可求出汽車下坡停駐時的后軸車輪的附著力為： （4-37） 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由 （4-38） 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 一般要求各類汽車的最大停住坡度不應(yīng)小于；汽車列車的最大停駐坡度約為左右。 圖4-7 汽車在坡路上停駐時的受力簡圖 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個后輪駐車制動器的制動上限為 4.7 本章小結(jié) 本章對制動蹄摩擦片進(jìn)行了壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律，制動蹄片上的制動力矩，制動器因數(shù)及摩擦力矩，駐車制動等進(jìn)行了計算；進(jìn)而對制動器材料以及力矩更好的安排。 第5章 制動器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應(yīng)超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓(圖5-1(a))；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓(圖5-1(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動鼓(圖5-1(c))在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用。鑄鐵內(nèi)鼓筒與鋁合金制動鼓本體