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汽车制动器制动效能因数计算及结果分析

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汽车制动器制动效能因数计算及结果分析 !""#年 第 $期 汽车制动器制动效能因数计算及结果分析 施瑞康 张德林 (浙江亚太机电股份有限公司) 【摘要】对 %& 种型号的汽车液压制动系统制动器的制动效能因数进行了计算,得到了当摩擦因数为 "’(# 时各 种结构型式制动器制动效能因数的平均值及其分布范围。绘制了国产各种结构型式制动器典型的制动效能因数随 摩擦衬片摩擦因数变化的特性曲线。对同一制动器采用两种不同的制动效能因数计算方法所得计算结果进行了对 比及验证。根据制动效能因数曲线图,提出了制动器系列化设置时减少制动器尺寸规格的设想。 主题...

汽车制动器制动效能因数计算及结果分析
!""#年 第 $期 汽车制动器制动效能因数计算及结果分析 施瑞康 张德林 (浙江亚太机电股份有限公司) 【摘要】对 %& 种型号的汽车液压制动系统制动器的制动效能因数进行了计算,得到了当摩擦因数为 "’(# 时各 种结构型式制动器制动效能因数的平均值及其分布范围。绘制了国产各种结构型式制动器典型的制动效能因数随 摩擦衬片摩擦因数变化的特性曲线。对同一制动器采用两种不同的制动效能因数计算方法所得计算结果进行了对 比及验证。根据制动效能因数曲线图,提出了制动器系列化设置时减少制动器尺寸规格的设想。 主题词:汽车 制动器 制动效能因数 计算 中图分类号:)%$(’#* 文献标识码:+ 文章编号:*""",(&"((!""#)"$,"""*,"% !"#$%#"&’() (* +,"-. /**’$’.)$0 1"$&(, (* 2%&(3(&’4. +,"-.5 ")6 7.5%#& 2)"#05’5 -./ 01/234567.345 89:/4 (7.9;/345 +/?/> @9>.34/>3: A B:9>CD/>3: EF’6GCH’) 【285&,"$&】ID329 9??/>/94>J ?3>CFD< F? %& H/??9D94C CJK9< F? LD329< F? 31CFMFC/N9 .JHD31:/> LD329 3:>1:3CO 9H634H C.9 M934 N3:19 34H /C< H//94>J ?3>CFD< F? H/??9D94C C1D9 CJK9< F? LD329< P.94 ?D/>O C/F4 9??/>/94>J /< "’(# 3D9 FLC3/49H’Q.9 >.3D3>C9D/ >1DN9 F? LD329 9??/>/94>J ?3>CFD< F? N3D/F1< HFM9 LD329< N<’?D/>O C/F4 9??/>/94>J F? :/4/45 /< K:FCC9H’ID329 9??/>/94>J ?3>CFD< >3:>1:3C9H P/C. CPF H/??9D94C M9C.FH< 3D9 >FMK3D9H 34H N9D/?/9H’ R4 C9DM< F? 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MM鼓径制动器为 %%种)。制动效能因数是 决定 郑伟家庭教育讲座全集个人独资股东决定成立安全领导小组关于成立临时党支部关于注销分公司决定 制动 力矩的重要参量,因而应该将此参量设计为若干个 值,使一种规格(同种结构型式、同一轮缸直径、同一 制动鼓内径)制动器转变为覆盖 !种以上制动力矩 的制动器,以简化体系。 < 各种结构型式制动器制动效能因数的计 算 表 * 是按“法#”[$]的计算方法对 %& 种规格汽 车制动器制动效能因数的计算结果。制动效能因数 计算式为: ·设计·计算·研究· *— — 汽 车 技 术 (!)参考文献["] (#)参考文献[$] (%)参考文献[&] "’双向增力式 $’双领蹄式 &’领从蹄式 (’双从蹄式 )’盘式 图 " & 种已发表的制动效能因数曲线的比较 ( & $ " * *’" *’$ *’& *’( *’) *’+ " $ & ( ) 摩擦因数 ! 制 动 效 能 因 数 "$ "* , + ( $ " $ & ) * *’$ *’( *’+ *’, 摩擦因数 ! 制 动 效 能 因 数 "* - , . + ) ( & $ " " $ & ( * *’$ *’( *’+ 摩擦因数 ! 制 动 效 能 因 数 制动器结 构型式 制动鼓工作 内径范围 / 00 车型数 (前、后桥) 制动器数 !"# 最大值与最小值之差相对于 平均值的百分数 /!最小值 最大值 平均值 自动增力式 $**1&"* - . (’+* )’"- (’,+ "$ 双领蹄式 ",*1&$* (" ", $’(+ &’&+ $’-) &*’) 领从蹄式 ".*1$$) $+ $$ "’+, $’$- "’-, &*’, 小 计 .. (. 表 ! 制动效能因数计算结果(摩擦因数 !"#$%&) !"#23$" / %"343$$ / %$3 式中,$"和 $$分别为领蹄和从蹄的制动摩擦力;%" 和 %$分别为领蹄和从蹄的轮缸蹄端推力。 图 $ 国产鼓式制动器尺寸系列与德国大众 汽车公司产品尺寸比较 % 国产各种结构型式制动器制动效能因数 典型曲线 制动效能因数典型曲线的选定条件是,所选车 型制动效能因数曲线能代表该类制动器的大多数结 构型式。图 &为制动器制动效能因数典型曲线,是用 “法"”[",(]、“法#”计算后,取结果相一致的值绘制 的,并且当摩擦因数! 2*’&) 时,制动效能因数接近 或等于若干个制动效能因数的平均值。由图 &可看 出,& 种结构型式制动器的 !"# 平均值几乎均在曲 线上。&’$曲线(56778后鼓式制动器)比 &’"曲线线 性好,表明该制动器的设计具有良好的平顺性。 图 & 国产汽车制动器制动效能因数典型曲线 ’ 两种制动效能因数计算方法的计算结果 对比 分别以“法"”、“法#”作为制动效能因数的计 算方法。计算时对制动器作了条件假设,求取制动蹄 压力中心及压力中心圆的算式(制动衬片包角的函 数),然后求证制动蹄在轮缸输入推力、切向法向合 力和支点反力 &个作用力下的平衡,再根据制动力 矩算式分别得到领蹄(&"#)和从蹄(&"#9)的效能 因数算式,最后得出制动器制动效能因数 !"#2&"#4 &) &* $) $* ") "* ) * "+* ",* $** $$* $(* $+* $,* &** &$* 制动鼓工作内径 / 00 轮 缸 直 径 /0 0 德国大众:+ 种 中国市场产品:(( 种(数字注脚表示 采用该尺寸的车型数) $ $ ( $ $ $ & $ & $ + ( ) $ ·设计·计算·研究· "$ "* , + ( $ " $ &’" &’$ ( * *’" *’$ *’& *’( *’) *’+ *’. 摩擦因数 ! 制 动 效 能 因 数 "’增力式 $’双领蹄式 &’"’领从蹄式 &’$’领从蹄式 (’盘式 ! 2*’&) 时的 平均值 $— — !""#年 第 $期 %& 对于自动增力式制动器(以 ’()*# 型后制 动器为例),用上述两种计算方法的计算结果基本 一致,如图 *中曲线 +。 !"# 计算结果的试验验证 论证制动效能因数的计算方法是否与实际测 定相符或接近的办法是,对整个制动器总成进行摩 擦性能试验,测定制动力矩,再由制动力矩计算出效 能因数。验证的关键是要明确制动衬片的常温(通常 是指起始温度 +"",)摩擦因数指标。 以 -.//0 +*1制动器为例进行验证。 将桑塔纳后鼓式制动器(同 -.//0 +*1)在克劳 斯试验机上试验[2],其转速为 $$" 3 4567,制动管路压 力为 *&+ 89:,实测 !";"&$ 89:,装用国外某制动衬 片,制动力矩为 +"< =·5,经计算 #$%;!&>!。现已知该 表 # 两种计算方法的计算结果对比 注:#$% 相差;(法!计算值)法"计算值)4法!计算值。 &$%?。因为制动蹄平行滑动支承与固定(支销)支承 受力及几何关系不一致,所以计算制动效能因数的 算式有所不同。 !"$ 计算结果对比分析 :& 对于具有倾斜支承面结构的浮动蹄片式制 动器(以 @-++" 型松花江牌微型汽车制动器为例), 其计算结果对比分别见图 > 和图 # 中的曲线 +、曲 线 !及表 !。当 #$% 相差为零时,说明“法!”和“法"” 计算结果一致,具有可比性。 图 > 两种计算方法的计算结果对比 (双领蹄式制动器,前轮) 图 # 两种计算方法的计算结果对比 (领从蹄式制动器,后轮) A& 对于固定支点蹄片式制动器(以 BC2$" 轿 车前制动器为例),其计算结果对比见图 >中的曲线*、 曲线 >及表 !。计算结果表明,当 #!"&>#时,#$% 相差 较大。哪一种计算结果更接近实际有待验证。 D& 对于具有平行支承面结构的浮动蹄式(属 于领从蹄式)制动器(以一汽大众汽车公司生产的 -.//0 +*1和 -.//0 +>1后制动器为例),其计算结果 对比如表 !所列。计算结果表明,“法!”和“法"”的 计算结果是一致的,具有可比性,如图 # 中的曲线 * 和曲线 >。 E < 2 $ # > * ! + +&@-++"(法") !&@-++"(法!) *&BC2$"(法!) >&BC2$"(法") +、! * > " "&+ "&! "&* "&> "&# "&$ "&2 摩擦因数# 制 动 效 能 因 数 < 2 $ # > * ! + +&@-++"(法") !&@-++"(法!) *&-.//0 +*1(法!) >&-.//0 +*1(法") " "&+ "&! "&* "&> "&# "&$ "&2 摩擦因数 # 制 动 效 能 因 数 + ! *、> ·设计·计算·研究· 摩擦因数 # 计算方法 制动器 "&+" "&!" "&*" "&*# "&>" "&># "&#" "&$" @-++" 前轮 (双领蹄式) 法! !&$% "&#! +&!> !&!# !&E" *&$2 >&#$ #&2! <&$E 法" !’+ 4 (+ "&#! +&!> !&!$ !&E" *&$< >&$+ #&2! <&$# #$% 相差 4! " " "&> " "&* +&+ " "&# @-++" 后轮 (领从蹄式) 法! &$%)&$% F "&># "&E# +&## +&E" !&** !&<" *&>" >&E" 法" ’+ 4 (+G’! 4 (! "&>$ "&E2 +&$" +&E2 !&>+ !&E! *&#+ #&"> #$% 相差 4! !&! !&+ *&! *&+ *&> >&* *&! !&> -.//0 +*1 法! &$%)&$% * "&>* "&<< +&>" +&$< +&E< !&*" !&$> *&*> 法" ’+ 4 (+G’! 4 (! "&>* "&<< +&>" +&$< +&E< !&*" !&$> *&** -.//0 +>1 法! &$%)&$% * "&># "&E> +&>2 +&2$ !&"2 !&>" !&2* *&*E 法" ’+ 4 (+G’! 4 (! "&># "&E> +&>2 +&22 !&"2 !&>" !&2* *&*< BC2$" 前轮 (双领蹄式) 法! !&$% "&>2 +&"< +&E! !&>2 *&+# >&"" #&+" <&2* 法" !’+ 4 (+ "&>2 +&"E +&E" !&*< !&E> *&#$ >&!> #&<+ #$% 相差 4! " "&E +&" *&$ $&2 ++ +2 ** *— — 汽 车 技 术 制动衬片常温摩擦因数 !!"#$%,通过图 &中的曲线 ’ 和曲线 $ 即可得出 !"#!(#&",其与试验结果基本一 致,说明这两种计算方法较符合实际。 !"# 值试验验证结果与计算结果还不能完全一 致的原因,一方面是因为计算是在理论状态下并作了 若干假定条件下进行的,与实际情况有区别。如,同是 自动增力式制动器,因制动蹄刚性不同(一为铸件,另 一为钢板组合件),当 !相同(! !"#’&)时,铸件的 !"# 值(约为 &#&)低于钢板组合件的 !"# 值(约为 )#")[*], 这是因为“法"”和“法#”均未考虑刚度问题;另一方 面因为试验验证包含了试验环境(如试验温度)和试 件所处的不同试验条件(如车速),所以试验结果与计 算结果不可能完全一致。 ! 制动器系列化设置的设想 为了满足众多汽车车型配套所需的各种制动力 矩,传统方法是设置多个制动鼓工作半径和多种轮缸 直径进行组合,以适应系列化工作中制动力矩的分 档。在此讨论以改变制动效能因数来实现以较少的制 动鼓工作半径和轮缸直径尺寸规格数而增加系列的 可能性和途径。 +# 通过改变制动效能因数,使同种结构型式制 动器得到几个不同的额定制动力矩。由前述可知,在 相同的摩擦因数(!!"#’&)下,同种结构型式制动器制 动效能因数不同。由图 )可看出,同一鼓径制动器的 制动效能因数相差显著,这是因为制动器内部尺寸 和布置不同(起始角、衬片包角、支承型式、支承倾斜 角、支承开档等)。因此,通过进行制动器内部尺寸和 布置上的优化设计,可将效能因数合理分为几个值, 得到几个不同的额定制动力矩值。 图 ) ’ 种结构型式制动器制动效能因数 ,# 在制动鼓工作内径的范围内,划分若干尺 寸区间,以该尺寸区间的最大工作内径作为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 尺 寸,代替区间内其它尺寸的鼓(图 ()。按轮辋直径配 置制动鼓工作内径的标准值如表 ’所列。 表 " 轮辋直径与制动鼓内径匹配 每种制动鼓工作内径所配轮缸直径数目也可减 少,原则上以大直径代替小直径轮缸,这在理论上是 完全成立的。因为 -./的存在已不需要将轿车的同 步附着系数设计得很高,实际上也是可行的。 0# 在不增加制动鼓工作内径、轮缸缸径的前 提下,可通过设计几种效能因数作为获得几种制动 器输出力矩设计的途径。另一种办法就是采用不同 摩擦性能等级的制动衬片:一种是采用高摩擦级和 低摩擦级 ( 种衬片使同一制动器获得 ( 种性能;另 一种是分别采用 ’ 种不同摩擦级衬片(11级、22级 和 33级),以获得 ’种性能的制动器。 # 结束语 +# 经计算得到了当制动衬片摩擦因数 ! !"#’& 时,国产各类制动器制动效能因数 !"# 值的分布范 围、平均值和典型的制动效能因数曲线。 ,# 当同为领从蹄式制动器的曲线线性不一致 时,通过优化尺寸和合理布置可以获得较好线性,并 应作为轿车、客车制动器重要指标,以满足制动平顺 性要求。 0# 4155- 6’7后鼓式制动器制动效能因数计算 结果的试验论证说明,两种计算方法的计算结果基 本一致且接近实际。但其它类制动器有待更多的试 验论证。 8# 制动效能因数的计算及统计表明,同种结 构型式制动器中,当同一制动鼓的尺寸规格数及摩 擦因数相同时,参数和布置不同,则效能因数也不 同,说明参数优选设计有潜力。 9# 通过改变制动衬片摩擦因数的摩擦级和改 变制动器尺寸及布置,可使同一制动器(鼓径和轮缸 相同)获得多个变型,丰富产品系列而不增加尺寸规 格。在同类制动器中,同一鼓径和轮缸的若干制动器 可以用最大制动效能因数的制动器代替其它制动器, 以减少制动器尺寸规格数。 参 考 文 献 6 清华大学汽车教研组编#汽车的制动性能#北京:清华大学 出版社,6*:&# ( 维尔弗里德#施陶特著#汽车技术专业教程#北京:北京大学 ) & $ ’ ( 6 自动增力式 双领蹄式 领从蹄式 6&" ("" (&" ’"" ’&" 制动鼓工作内径 ; << 制 动 效 能 因 数 轮辋名义直径 ; << ’"$ ’(*#$ ’&$#% ’%"#( $"&#) 轮辋直径代号 => 6( 6’ 6$ 6& 6) 轿车制动鼓工作内径 ; << 6%" ("" (’" (&" (:"(轻货) ·设计·计算·研究· $— — !""#年 第 $期 ! 前言 悬架系统是提高车辆平顺性和安全性的关键 部件。由于对载货的不敏感需要悬架的刚度和阻尼 较大,而良好的乘坐舒适性又要求软的悬架系统, 因此传统悬架设计不能同时满足这些相互矛盾的 功能。目前车辆悬架系统有 %种:传统被动悬架、主 动悬架和半主动悬架。传统被动悬架系统主要元件 是固定刚度的弹簧和固定阻尼力的减振器,不能满 足不同道路条件和车辆行驶状态的要求;采用可调 节阻尼力和弹簧刚度的主动悬架系统可根据道路 条件和车辆行驶条件改变阻尼力和弹簧刚度的大 小,以满足不同乘坐舒适性和行驶安全性的要求, 但其结构复杂,成本昂贵,在国内尚处于试验室探 索阶段;由被动弹簧和可调节阻尼力的主动减振器 所组成的半主动悬架系统,以其价格低廉、制造工 艺相对简单、减振效果较好等优点,逐渐成为汽车 悬架系统的发展方向。作为半主动悬架的主要执行 元件,可控减振器的设计基于两个基本原理:通过 改变减振器阻尼通道的有效面积和调节减振器阻 尼油的流动特性来改变阻尼力的大小。磁流变液具 有反应快、能量耗散低、极好的流变效应、对杂质敏 感性低、不同温度下稳定性良好等优点,可用于减 振器中实现对汽车悬架阻尼特性的控制[&]。 " 磁流变液的特性 在没有外磁场的情况下,磁流变液呈牛顿流体 性能,满足牛顿流体模型,其剪应力与 ! 坐标的速度 ·设计·计算·研究· 一种新型汽车减振器优化设计方法研究 富丽娟 曹建国 邓定瀛 杨含离 (重庆工学院) 【摘要】在对磁流变液减振器理论模型进行分析的基础上,确定了影响磁流变液减振器性能的结构参数。将磁流 变液的非线性磁特性与非牛顿流体力学性能相结合,建立了以降低磁流变液减振器响应时间常数、增加其调节比为 目标函数的优化模型。根据优化结果,研制了一种新型车用磁流变液减振器,并进行了验证试验。 主题词:汽车 减振器 磁流变液 优化设计 中图分类号:’($%)%%*#)& 文献标识码:+ 文章编号:&""",%-"%(!""#)"$,"""#,"( #$%&’ () $*+ ,-$./.01$.() 2+3.4) 5+$*(& (6 1 7+8 9’-+ :%$(/($.;+ #*(<= :>3(?>+? ./ 012/345637 81349/75:;49 :149<1495=349 >34?1 (6@749A149 B4CD1D/D; 7E F;G@47?79<) 【:>3$?1<$】H3C;I 74 D@; 343?3(?>+?A514)+$(B?*(C(4.<1C 6C%.&A,-$./.01$.() &+3.4) 出版社,&UUU) % V+W 8&$#! 小轿车和轻型货车钳盘式制动器摩擦材料测 功试验台效能特性试验 ( 张洪欣)汽车设计)北京:机械工业出版社,&UXU(第 ! 版)) # YZ,F0&&" 鼓式制动器和盘式制动器用制动衬片技术条 件 $ 日本技术资料)行车制动器制动踏板力的计算)&UX#) - 张德林 )提高制动器制动力矩计算精度的方法研究 )汽车 研究与开发,&UU((!) X [H \F #$!",!""! 道路车辆汽车和挂车制动名词术语及 其定义 U 德国资料)];44/49 +?C ./4MD174 :;C H;?39J;1L Z;JD;C H;1 Y;JCG@1;I;4;4 HJ;KC V 责任 安全质量包保责任状安全管理目标责任状8安全事故责任追究制幼儿园安全责任状占有损害赔偿请求权 编辑 文 楫) 修改稿收到日期为 !""#年 %月 %"日。 #— —
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分类:生产制造
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