货车总体设计及后制动器设计说明书 下载本文

CSU1060A货车总体设计及后制动器设计

它们的摩擦力矩之和,即:对于领从蹄鼓式制动器:

由已求可得知:Mμ=M?2max/2=3667.81N?m 用液力驱动时,F01=F02,所需的张开力为:

并计算得:F0=11920.08N。 自锁性检测:

计算鼓式制动器,必须检查蹄有无自锁的可能[1],即

不会自锁。

由已知条件可知:c’=(a2+c2)1/2=12.37cm; δ=10.06; R1 = 16.79cm 所以,c’cosδ1/( R1- c’sinδ1)=0.83>f=0.4,即:不会发生自锁。 2.2.4 前后制动力分配曲线

制动时前、后车轮同时抱死,对附着条件的利用、制动时汽车方向的稳定性均较为有利。此时的前后轮制动器制动力Fμ1和Fμ2的关系曲线,常称为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线。在任何附着系数的路面上,前、后车轮同时抱死的条件是:前、后车轮制动器制动力之和等于附着力,并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力,即:

Fμ1+Fμ2 =φG

Fμ1/ Fμ2=( L2+φhg)/(L1-φhg)

由此画成的曲线即为前、后车轮同时抱死时前、后轮制动器制动力的关系曲线——理想的前、后轮制动器制动力分配曲线,简称I曲线。

式中已知:G=6730*9.8=65954N; L1=2200mm;

L2=1615mm;

hg=950mm。 同步附着系数φ0=0.52

φ=0.1时:Fμ1+Fμ2 =6585.4N 所以:Fμ1=2956.26N

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Fμ1/ Fμ2=1710/2105=0.0.812 Fμ2=3639.14N φ=0.2时:Fμ1+Fμ2 =13190.8N 所以: Fμ1=6240.99N Fμ1/ Fμ2=1805/2010=0.898 Fμ2=6949.80N φ=0.3时: Fμ1+Fμ2 =19786.2N 所以: Fμ1=9854.20N Fμ1/ Fμ2=1900/1915=0.992 Fμ2=9931.00N φ=0.4时: Fμ1+Fμ2 =26381.6N 所以: Fμ1=13795.88N Fμ1/ Fμ2=1995/1820=1.10 Fμ2=12585.72N φ=0.5时: Fμ1+Fμ2 =32977N 所以:Fμ1=18066.04N Fμ1/ Fμ2=2090/1725=1.21 Fμ2=14910.96N φ=0.6时: Fμ1+Fμ2 =39572.4N 所以: Fμ1=22664.66N Fμ1/ Fμ2=2185/1630=1.34 Fμ2=16907.74N φ=0.7时: Fμ1+Fμ2 =46167.8N 所以: Fμ1=27591.77N Fμ1/ Fμ2=2280/1535=1.48 Fμ2=18576.03N φ=0.8时: Fμ1+Fμ2 =52763.2N 所以: Fμ1=32847.34N Fμ1/ Fμ2=2385/1440=1.65 Fμ2=19915.86N φ=0.9时: Fμ1+Fμ2 =59358.6N 所以: Fμ1=38431.391N Fμ1/ Fμ2=2470/1345=1.84 Fμ2=20927.21N φ=1.0时: Fμ1+Fμ2 =65954N 所以: Fμ1=44343.26N Fμ1/ Fμ2=2565/1250=2.05 Fμ2=21610.09N β线是实际前、后制动器制动力分配线。此线通过坐标原点,其斜率为:

tanθ=(1-β)/ β

由β=0.55可得tanθ=0.818 所以可画出I曲线和β线:

图3

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2.2.5衬片磨损特性的计算

紧急制动到停车的情况下,双轴汽车的单个前轮制动器的比能量耗散率:

mav12e1??4tA1

其中 t?v1/j

鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/mm2为宜[1],计算时取减速度j=0.6g。制动初速度υ1:总质量3.5t以下的商用车用80km/h(22.2m/s);总质量3.5t以上的商用车用65km/h(18m/s)。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车,按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm2。

根据已知条件:本设计车型的货车总质量为ma=6730kg(即6.73t),大于3.5t,故取本设计汽车的制动初始速度为:

υ1 =65km/h(18.06m/s);减速度j=0.6g; 进而:t?v1/j=18.06/(0.6*9.8)s=3.07s; 并由初选参数可知:A1=650cm2;β=0.55

所以后轮:e1=6.73*18.062*0.45/(4*3.07*630)=0.128W/mm2<1.8 W/mm2 符合要求。

磨损特性指标是比摩擦力f0:

M?为单个制动器的制动力矩,R为制动鼓半径,A为单个制动器的衬片摩

擦面积。在j=0.6g时,鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm2为宜。

由以求数据知:M?=3667.81N?m;R=16.79cm;A=630cm2,可求得:

2

f0=0.347N/mm< 0.48N/mm2小于合适值,可符合要求。

2.3驻车制动计算

计算同步附着系数下的角度φ0=0.52:

汽车在上坡路上时可能停驻的极限上坡路倾角为?1?arctan?L1?19.01°

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?L1??14.87° 汽车在下坡路上时可能停驻的极限下坡路倾角为?1?arctanL??hg满足“一般要求各类汽车的最大停驻坡度不小于16%~20%,即14.4°-18°,

符合要求。

2.4液压制动驱动机构的设计

2.4.1制动轮缸直径d的确定

制动轮缸对制动蹄(块)施加的张开力Fo与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为

F0为制动轮缸对制动蹄的作用力,p为制动管路压力,取8~12Mpa。制动

管路压力一般不超过10—12Mpa,对盘式制动器可更高。压力越高,对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格。

式中:p取10 Mpa; F0=11920.08N。 所以:d=38.95mm

轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取(HG2865—1997),具体为19mm、22mm、24 mm、25 mm、28 mm、30 mm、32 mm、35 mm、38 mm、40 mm、45 mm、50 mm、55 mm。

由制动器的使用条件,轮缸直径d选择为:d=40mm。 2.4.2制动主缸直径d0的确定 第i个轮缸的工作容积为

vi?? ??di421in其中:di为第i个轮缸活塞的直径,n为轮缸中活塞数目,?i为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程初取

所有轮缸的总工作容积为

?i?2~2.5mm。取?i=2mm

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