东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计(8)

东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

BF?TfPR 式(3-17)

式中 Tf——制动器的摩擦力矩； R——制动鼓的作用半径；

P——输入力，一般取加于两制动蹄的张开力(或加于两制动块的压紧力)的平

均值为输入力。

由调压器调节的储气罐压力，一般为0.67Mpa－0.73Mpa，而安全阀限定的最高压力则为0.9Mpa左右。这里我们选择储气罐压力最小为0.67Mpa。

由张开力计算公式 P? Q ——制动气室的推杆推力； h —— Q力对凸轮轴轴线的力臂；

a ——两蹄的张开力P对凸轮中心的力臂。 2选择h＝104，a＝42 。

制动气室的推力计算公式 Q?0.67A0 式(3-19) 活塞式制动气室的工作面积A0＝0.021 m2＝0.021?106mm2 得到 Q＝14070 N ；

代入式(5.11)中，得到P＝34840N ；

由制动器效能因数的定义，可得制动器所能产生的制动力

F能=BF×P×R/re

=1.788×34840×210/229 =57125.4 N

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Qh 式(3-18) a东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

所以能产生的制动力F=4*F能=22850N F=2 F能=114250.8N?F需 =46083N 故所设计制动器结构参数合理。

3.4 制动蹄片上的制动力矩

在实际计算中采用由张开力P计算制动力矩的方法更为方便。

图3.4 张开力计算用简图 图3.5 制动力矩计算用简图增势蹄产生的制动力矩可表达如下：

TTf1?fN1?1 式中 N1 ——单元法向力的合力；

?1——摩擦力fN1的作用半径(见图3.5)。

由力N1与张开力P1的关系，得出制动蹄上力的平衡方程式：

P1cos?0?S1x?N1(cos?1?fsin?1)?0 P1a?S1xC??f?1N1?0 式中 ?1——x1轴与力N1的作用线之间的夹角 S1x——支承反力在x轴上的投影。

得

N1?hP1/[c?(cos?1?fsin?1)?f?1] 对于增势蹄：

TTf1?P1fh?1/[c?(cos?1?fsin?1)?f?1]?P1B1

对于减势蹄：

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式(3-20) 式(3-21) 式(3-22)

式(3-23)

式(3-24)

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?TTf2?P?2?fsin?2)?f?2]?P2B2 式(3-25) 2fh?2/[c(cos为了确定?1，?2及?1，?2，必须求出法向力N及其分量。如果将dN看作是它投影在x1轴和y1轴上分量dNx和dNy的合力，则有：

??????Nx??dNsin??qmaxbR?sin2?d??qmaxbR(2??sin2????sin2??)/4 式(3-26)

Ny??dNcos??qmaxbR?sin2?cos?d??qmaxbR(2????cos2???)/4??????????????

式(3-27)

因此

Ny??arctan()?arctan[(cos2???cos2???)/(2??sin2????sin2??)]

Nx式(3-28)

式中 ????????。 式(3-29)

并考虑到

22 式(3-30) N1?Nx?Ny则有

??[4R(cos???cos???)]/(cos2???cos2???)2?(2??sin2????sin2??)2 式(3-31)

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??和???同，显然两种蹄的

?和?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

Tf?TTf1?TTf2?P1B1?P2B2 式(3-32)

由之前的计算可得上式各参数如下： c'?c2?k2=168mm

h=a+c=168+168=340mm

?'?25?

cos2?'?cos2?''则： ?1??2???arctan2??sin2?''?sin2?'

cos(2?25?)?cos(2?125?) =arctan ?1102??3.14?sin(2?125?)?sin(2?25?)?180 = 11.03?

?''?125?

?1??2???[4R(cos?'?cos?'')]/(cos2?'?cos2?'')2?(2??sin2?''?sin2?')2

=

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东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

?100??? ?[4?210(cos25?cos125)]/?cos(2?25)?cos(2?125)?2??3.14?sin(2?125)?sin(2?25)????180??????22 =234.9mm

由式对于增势蹄：

?TTf1?P?1?fsin?1)?f?1]?P1fh?1/[c(cos1B1

=34840 ?0.4?340?234.9/[173.17(cos11.03??0.4?sin11.03?)?0.4?234.9] =12207N?m 对于减势蹄：

TTf2?P2fh?2/[c?(cos?2?fsin?2)?f?2]?P2B2

=34840 ?0.4?340?234.9/[173.17(cos11.03??0.4?sin11.03?)?0.4?234.9] =4090.4N?m

故对于单个鼓式制动器有：Tf?TTf1?TTf2?P1B1?P2B2 =12207+4090.4 =16297 N?m 对于前轴有：T=4 Tf=65189 N?m

由式(3-31)得出自锁条件。当该式的分母等于零时，蹄自锁：

c?(cos?1?fsin?1)?f?1?0 式(3-33)

c?cos?1如果式 f? 式(3-34)

??1?csin?1成立，则不会自锁，代入之前数据得：

c?cos?1173.17?cos11.03? ????1?csin?1234.9?173.17?sin11.03 =0.81 > f=0.4

c?cos?1 式f? 成立，不会自锁

??1?csin?1可求出领蹄表面的最大压力为

qmax1?P1h?1 式(3-35) 2bR(cos???cos???)[c?(cos?1?fsin?2)?f?1]b——摩擦衬片宽度；

f——摩擦系数。

qmax1?34840?340?234.9140?2102(cos25??cos125?)[173.17(cos11.03??0.4?sin11.03?)?0.4?234.9]33

东风EQ1090E型汽车前轮制动器的设计

＝1.1692Mpa

3.5 行车制动效能计算

行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距

离来评价的。

汽车的最大减速度jmax由下式确定：

Gdv 式(3-36) Ga??agdt由此得出

jmax?dv?g? 式(3-37) dt式中： Ga——汽车所受重力，N; ?——附着系数;

g——重力加速度，g=9.8 m/s2; v——制动初速度，m/s。

故最大减速度jmax=0.8 g

1v2制动距离S= m 式(3-38) (t1?t2)v?3.625.92jmax 式中：t1 ——机构制动滞后时间；

t2——制动器制动力增长过程所需时间；

t1+t2——制动作用时间，一般在0.2s～0.9s之间，取t1+t2＝0.5； V——制动初速度，由表 取为50km/h。 1502?0.5?50?故制动距离S= 3.625.92?0.8?9.8 =19.25 m

我国试验路面??0.7 ，任意载荷，制动初速度50km/h时，紧急制动，要求制动距离要不大于20m，制动减速度不小于5.9 m/s2 。经过验证该制动器符合要求。

3.6 驻车制动计算

汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图3.6所示，

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