513 20馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設計（有cad圖等）,513,20馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設計（有cad圖等）,20,馬力,輪式拖拉機,制動器,設計,cad 20馬力輪式拖拉機的半軸與制動器設計 摘 要 隨著我國農(nóng)業(yè)經(jīng)濟的發(fā)展，國內市場對拖拉機的需求不斷增長，結合我國實情出發(fā)，特別是對中小型馬力拖拉機的需求量更大。 本次設計是在吸收成熟產(chǎn)品優(yōu)點的基礎上優(yōu)化設計處出半軸與制動器，拖拉機的制動裝置分行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動裝置使行駛中的拖拉機強制減速或停車，并使拖拉機在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定速度；駐車制動裝置使拖拉機能夠在斜坡上停車并長時間保持穩(wěn)定狀態(tài)，它也有助于拖拉機在坡路上起步。制動器有盤式和鼓式之分。制動器的布置方式分半軸制動和輪邊制動。制動器的驅動方式有液壓驅動和機械驅動。此設計結合現(xiàn)有的中小型拖機，采用行車制動和駐車制動為一體，操縱機構為機械制動，制動器布置在輪邊的鼓式制動器。半軸采用半浮式。 關鍵詞：行車制動，駐車制動，制動力矩，制動蹄，制動鼓，摩擦襯片 20 horsepower wheeled tractor rear axles and brake design ABSTRACT Along with our country agricultural economy development , the domesticmarket unceasingly grows to the tractor demand, unifies our country agriculture truth to embark , is specially bigger to the middle and small scale tractor demand quantity 。 This design is optimizes in the absorption mature product meritfoundation designs axles has the driving arresting gear and in thevehicle arresting gear with the brake tractor arresting gear .The driving arresting gear causes in the travel the tractor to decelerateor to stop; Applies the brake in the vehicle to enable the tractor tostop and the long time in the pitch maintains the steady state.The brake has the drum type and the disc type division .The brake arrangement way has axles applies the brake with nearby turn to applythe brake, the brake drive type has the hydraulic pressure actuationand the machinery actuates. This design union existing middle andsmall scale tractorbrake installs the structure and the type, and theconsult correlation data carries on the optimized design, uses thedriving to apply the brake with to apply the brake in the vehicle is abody , The control mechanism machinery applies the brake the way. Thebrake arrangement the drum type brake which applies the brake nearbythe wheel. axles uses the semisubmersible type. Key word: The driving applies the brake, applies the brake in thevehicle, brake drum, brakeshoe 符號說明 L 軸距，mm e 輪距，mm ms 總質量，Kg h 離地間隙，mm hs 質心高度，mm Mr 制動力矩，N m rdq 輪胎滾動半徑，mm 地面附著系數(shù)， D 制動鼓直徑 ，mm β 摩擦襯片包角， A 摩擦襯片的摩擦面積 F 制動蹄的張開力，N b 摩擦襯片的寬度 BF 制動器因數(shù) V 拖拉機行駛速度 g 重力加速度 目 錄 第一章 前 言…………………………………………………………………1 第二章 概述 …………………………………………………………3 §2.1制動系的功用和組成…………………………………………3 §2.2 制動器的工作情況.………………………………………………3 §2.3 制動器的設計要求………………………………………………4 §2.4制動力矩的確定………………………………………………6 §2.4.1制動器的結構…………………………………………………6 §2.4.2拖拉機的結構參數(shù)…………………………………………7 §2.4.3 制動器的結構參數(shù)……………………………………….8 §2.4.4 制動器的力矩計算………………………………………10 第三章 制動蹄片上的制動力和踏板力的計算 ……………………………13 §3.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律………………13 §3.2 制動力的計算……………………………………………………15 §3.3制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù)…………………………………………19 §3.3.1 制動器因數(shù)…………………………………………………19 §3.3.2 制動蹄因數(shù)…………………………………………………19 §3.4 踏板力的計算……………………………………………25 第四章 半軸的計算和彈簧結構的計算……………………………………28 §4.1 半軸的計算……………………………………………………28 §4.2 彈簧結構的主要幾何參數(shù)………………………………………30 第五章 結 論…………………………………………………………………32 參考文獻………………………………………………………………………33 致 謝 ………………………………………………………………………34 V 第一章 前言 近年來，隨著拖拉機走入農(nóng)田的不斷深入，國際市場對該檔產(chǎn)品的需也不斷增站，中小馬力拖拉機社會銷量和保有量很大，傳動系布置多種多樣。我國作為一個發(fā)展中的農(nóng)業(yè)大國，實現(xiàn)農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化是當務之急，而農(nóng)業(yè)機械化是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的重要內容和基本標志，拖拉機則是農(nóng)業(yè)機械化的龍頭產(chǎn)品。拖拉機的擁有量和年產(chǎn)銷量，是評價一個國家農(nóng)業(yè)機械化水平的重要標志。 在經(jīng)濟發(fā)達國家，其農(nóng)業(yè)生產(chǎn)已經(jīng)高度集中，因而，其農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的機械化程度也非常高，他們主要使用大型的農(nóng)業(yè)生產(chǎn)機械。而在中國現(xiàn)有的生產(chǎn)模式下，廣大農(nóng)民需要的還是中小型拖拉機，并且要求拖拉機價格便宜，實用，能滿足大多數(shù)人的消費能力。因而本設計選用20馬力的拖拉機，屬于小型拖拉機。拖拉機因其工作環(huán)境在農(nóng)村，相對工作環(huán)境比較惡劣，農(nóng)村道路相對復雜，速度不高。拖拉機制動系是用于強制使運動著的拖拉機減速或停止，使拖拉機下坡時保持穩(wěn)定，以 及使已停駛的拖拉機駐車不動的機構，要保證拖拉機的良性發(fā)展，必須采用低成本低價為的戰(zhàn)略，采用傳統(tǒng)技術，以低投入實現(xiàn)高效益的擴張，本設計采用機械制動器，由于要降低成本采用人力制動系統(tǒng)，行車制動和駐車制動做成一體，均為機械式。 我國拖拉機工業(yè)雖有較大發(fā)展，但大中型拖拉機的產(chǎn)品技術水平、質量、規(guī)模、企業(yè)結構與發(fā)達國家相比，從整體上分析并沒有明顯縮短差距,隨著我國加入WTO會使拖拉機行業(yè)面臨一個逐漸變化的市場環(huán)境，近幾年，國外大型拖拉機不斷進入我國市場，已使我國拖拉機行業(yè)逐漸適應了變化的市場環(huán)境。由于國產(chǎn)中、小功率拖拉機的關稅早在幾年前已降為5%左右，所以加入WTO對拖拉機產(chǎn)品的直接沖擊不大，但對農(nóng)業(yè)的直接沖擊會造成對拖拉機行業(yè)的間接沖擊，迫使拖拉機行業(yè)加快產(chǎn)品結構調整，加快產(chǎn)品結構調整步伐，盡快形成拖拉機行業(yè)的競爭優(yōu)勢?。 目前，發(fā)達國家的拖拉機工業(yè)已進入現(xiàn)代化發(fā)展新階段，產(chǎn)品更新速度加快，產(chǎn)品系列日趨完善，大部分產(chǎn)品實現(xiàn)了機電一體化和智能化，生產(chǎn)制造水平和檢測水平進一步提高，計算機數(shù)控技術，新材料、新工藝得到廣泛應用，零部件的標準化和通用化程度進一步提高。我國的拖拉機設計及制造水平近年來也在不斷提高，但仍需進行艱苦卓絕的努力，逐步向國際先進水平靠攏，形成具有中國特色的拖拉產(chǎn)品結構體系。? 第二章 概述 §2.1 制動系的功用與組成 制動系的功用是：① 使拖拉機在行駛中減速或迅速停車；② 幫助急劇減速；③ 使拖拉機能在斜坡上保持停車狀態(tài)。 根據(jù)上述功用，制動系有行車制動和停車制動之分。前者主要保證第一項，兼有第二項功用；后者主要保證第三項功用。此外，為了使拖拉機在行車制動系發(fā)生故障時仍能實現(xiàn)緊急制動，有的大型拖拉機還設有獨立于其它制動系的第二制動系，亦稱緊急制動系。它也可在人力控制下兼作停車制動系。 任何制動系均由制動器和制動操縱系統(tǒng)兩部分組成。輪式拖拉機普篇采用蹄式和盤式制動器，也有采用帶式的。而制動操縱系統(tǒng)有機械式、液壓式和氣壓式之分，其中以機械式應用較多。 簡單的制動系只有一套制動裝置，既作為行車制動系，又作為停車制動系。為此，制動操縱系統(tǒng)應能保證左、右兩邊的制動器同時制動，單邊制動，以及在制動狀態(tài)下使制動器鎖定。當采用機械式操縱系統(tǒng)時，行車制動系可兼作停車制動系，只需在操縱系統(tǒng)中增加一套鎖定機構就可滿足停車制動的要求。當采用液壓式或氣壓式操縱系統(tǒng)時，由于液體或壓縮空氣總有泄漏，無法使制動器長期保持停車狀態(tài)，因此需要專門設置一套機械操縱的停車制動系，或在行車制動器上加裝一套獨立的機械式操縱系統(tǒng)，以滿足長期停車制動的需求。 制動器大都布置在最終傳動主動軸上。與直接布置在驅動軸上相比，這種布置形式可以減小制動器所受轉矩。和布置在轉速更高的中央傳動主動軸上，可使制動器所受力矩進一步減小，但是這樣布置的制動器不能用來幫助轉向。由于拖拉機速度較低，所以前輪上一般不安裝制動器。 §2.2 制動器的工作情況 輪式拖拉機制動器最經(jīng)常的工作就是在行駛中減速乃只停車，為使制動器能在最短的距離中將拖拉機制動住，要求地面對車輪有較大的制動力。制動過程中，制動器的摩擦表面相互緊貼并相互滑磨再變?yōu)闊崃俊ｋS著踏板往下運動，踏板力增大，制動力矩和制動力也增大。但當制動力增大到等于車輪的附著力以后，不論踏板力如何增大，也只能將制動器抱死而不能使制動力再有所增加。制動力的最大值受限于附著力。在應路上行駛時，附著力就是車輪與地面的摩擦力。 由于在使用中往往采用將制動器抱死，觀察輪胎在地面上托印的辦法來判斷制動器工作是否正常，有些人就誤以為將制動器抱死可以產(chǎn)生最大的制動力。實際上，當制動器抱死時，輪胎在地面上滑移，地面的附著系數(shù)將由靜摩擦系數(shù)變?yōu)閯幽Σ料禂?shù)，數(shù)值有所減小，制動力將比不滑移時減小5%～25%，并會造成輪胎嚴重磨損，這顯然是不利的，因此為了獲得最大制動力，不應將制動器抱死，制動器的合理最少力矩應該使制動力略小于開始滑移的極限附著力，以便使動能消耗在制動器中而不是消耗在輪胎表面上。 §2.3 制動系的設計要求 設計制動系時，應考慮下列主要要求： ① 應有足夠的制動力矩保證必要的制動效能。行車制動系的制動效能可用制動減速度或制動距離來表示。NJ80-85《拖拉機基本技術要求》規(guī)定了輪式拖拉機的制動距離應符合下列規(guī)定： 制動器冷態(tài) S1≤0.1v0 + v02/90 制動器熱態(tài) S2≤ 1.25S1 式中 S1 S2 -----分別為冷態(tài)、熱態(tài)制動距離（m）； v0 -----制動出速度（km/h）. GB7258-87《機動車運行安全技術條件》規(guī)定了輪式拖拉機帶掛車在平坦、硬實、干燥和清潔的水泥或瀝青路面（附著系數(shù)為0.7）上的制動距離和制動穩(wěn)定減速度： 拖拉機在20km/h下，掛車空載檢驗時分別為≤5.4m和≥5.4m/h; 拖拉機在20km/h下，掛車滿載檢驗時分別為≤6.4m和≥4.0km/h; 停車制動系應能使拖拉機制動后，在駕駛員不操作的情況下沿上坡及下坡方向可靠保持在規(guī)定的干硬坡道上。NJ80-85《拖拉機基本技術條件》規(guī)定：農(nóng)業(yè)拖拉機停車的坡度為20°，集材拖拉機停車的坡度為25°.該標準比國外標準要求偏高。國外標準均以坡度表示，大部分規(guī)定為18%～25%。 ② 行車制動器在連續(xù)頻繁工作條件下應有較穩(wěn)定的制動效能。由于下長坡時連續(xù)制動或短時間多次重復制動后，都有可能導致制動器溫度過高，摩擦系數(shù)降低，從而使制動效能衰減，這種現(xiàn)象稱為熱衰退。制動器發(fā)生熱衰退后，經(jīng)過充分冷卻,由于溫度下降和摩擦材料表面得到磨合，其制動效能可能重新增高，這種現(xiàn)象稱為熱恢復。要求制動效能的穩(wěn)定性好，也就是要求不易衰退，且能較好恢復。國外一般規(guī)定在同樣控制力下熱態(tài)制動試驗的平均減速度應不低于冷態(tài)制動試驗的60%，或制動力矩不小于冷態(tài)制動試驗的60%～65％。為此，應考慮一下三項具體要求：制動鼓或盤具有良好的吸、散熱能力；摩擦材料具有良好的抗熱衰退性和恢復性；制動器的結構型式對摩擦系數(shù)變化的敏感度較低。 ③ 制動式拖拉機方向穩(wěn)定性較好。為此，左、右兩側車輪的制動力及其增長速度率應力求相等；采用四輪制動時，前、后制動器的制動力矩還應有比較合適的比例關系。GB7258-87規(guī)定了輪式拖拉機掛車以20km/h的速度行駛在水平的水泥或瀝青路面（附著系數(shù)為0.7）上的緊急制動跑偏量應不大于80mm. ④ 操縱輕便。NJ/Z5-85《農(nóng)業(yè)拖拉機操縱裝置最大操縱力》規(guī)定，對于行車制動和停車制動器，允許的最大制動腳踏板操縱力為600N,允許的最大制動器操縱桿操縱力為400N。設計時可根據(jù)所需的制動力矩和制動器類型分別規(guī)定合適的控制力，通常以200N～400N的踏板力較適應人體體力。為使踏板控制力在上述范圍內，應調整制動操縱系統(tǒng)的傳動比。如該傳動比取得過大，踏板行程將增大，不僅布置困難，而且延長了機構反映時間。因此，最大踏板行程應限制在250m以內，最大操縱桿行程應限制在400m以內。設計時應留有余地，一般可在60～100mm內選取。當控制力和行程不能同時滿足時，原則上應提高制動器本身的制動力矩，或在制動系中安裝助力器，或改用動力制動。但也不應使控制力過小，過小的控制力將使駕駛員失去踏板感而難以控制制動強度。 ⑤ 制動平順，制動力應隨控制力的增長速度而平穩(wěn)地增大；放松踏板或操縱桿時，制動作用應迅速消除，無自剎現(xiàn)象。 ⑥ 工作可靠。制動系的零部件應有足夠的強度和耐疲勞性能，要求防水防塵性好，摩擦表面不易被玷污，以免降低制動效能。這點對需要在水田作業(yè)的拖拉機尤為重要。 ⑦ 維修調整方便。必要時應才用可靠的自動調整表面間隙的機構。 §2.4 制動力矩的確定 §2.4.1制動器的結構 一、制動器的敏感度 為了評定不同型式和參數(shù)的制動器工作特性，常用一個無因次指標，稱為制動器的制動因數(shù)。制動因數(shù)通常定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上的摩擦力總和與輸入制動蹄或壓盤的驅動力之比。設制動器的制動力矩為Mr，則在制動鼓或制動盤作用半徑R上的摩擦力為Mr/R ，從而制動器的制動因數(shù) (2—1) 式中，F(xiàn) 為輸入的驅動力。當施加于兩制動蹄或壓盤，或制動帶兩端的驅動力不相等時，常取其平均值為輸入的驅動力，即 F=（F1+F2）/2. 制動因數(shù)越大，表示用一定的驅動力時該制動器可產(chǎn)生的制動力矩越大。在下面各節(jié)所導出的計算公式中，可以看出其大小取決于摩擦副的摩擦系數(shù)、制動器的型式、幾何尺寸和單位壓力分布規(guī)律等。對于給定的制動器，制動因數(shù)僅為摩擦系數(shù)μ的函數(shù)，即 Kr = f(μ) 制動因數(shù)對摩擦系數(shù)變化的敏感度εr可通過一階導數(shù)來確定，即 εr = d Kr/dμ 敏感度εr值越大，表明制動因數(shù)或制動力矩對摩擦系數(shù)的變化越敏感，即在使用中摩擦系數(shù)因溫度升高而發(fā)生變化時，制動力矩的變化越大，制動器的抗熱衰退性差，工作不穩(wěn)定。 從操縱省力的角度出發(fā)，希望選用制動因數(shù)較大的制動器。但制動因數(shù)過大，不僅影響制動平順性，還會引起過高的敏感度，使制動器的抗熱衰退性變差，工作不穩(wěn)定。設計時應根據(jù)車輛的使用質量ms、性能和布置的方便性等決定裝置具有合適特征值的制動器類型?！?.4.2 拖拉機的結構參數(shù) 一、拖拉機的軸距 縮小輪距可以避免梨耕時出現(xiàn)的偏牽引現(xiàn)象，并可減小轉向半徑，大會降低橫向穩(wěn)定性。為了適應耕作時的各種行距要求，輪距B應能調節(jié)。小型輪式拖拉機調節(jié)范圍約為1000mm～1400mm,中型則為1100～2000mm.前輪輪胎寬度一般小于后輪，為了使梨耕時前輪也貼近犁溝壁，前輪輪距通常略小于后輪輪距。所以可取1400mm. 二、軸距 縮小輪式拖拉機軸距可減輕重量、縮小轉向半徑，但會降低縱向穩(wěn)定性，并使行駛平順性變差，軸距可根據(jù)由下式確定 P = 20 馬力=20x735=14700N=14.7KN 所以 L = 1.421～1.617m. 取L = 1500m. 三、離地間隙 離地間隙有農(nóng)藝離地間隙Hn和最小離地間隙Hmin之分。農(nóng)藝離地間隙Hn是指后橋半軸殼下部或前軸下沿的離地高度。為了對玉米，高粱進行三遍中耕，Hn不應小于600mm,對棉花中耕不小于800mm.最小離地間隙Hmin一般出現(xiàn)在后橋殼體中段，但四輪驅動拖拉機也可能出現(xiàn)在前橋中段，減小離地間隙可提高穩(wěn)定性，但會降低通過性，Hmin的一般值為：旱田輪式為300～400mm,水田輪式為350～450mm;手扶式為200～250mm;農(nóng)業(yè)用履帶式為250～300mm;工業(yè)用履帶式為300～400mm;集體拖拉機為500以上。 四、質心位置高度 質心位置是指質心的高度坐標、縱向坐標和橫向坐標。質心縱向坐標a是質心至后驅動輪的水平距離，一般用靜態(tài)質量分配系數(shù)λ0來描述。λ0為輪式拖拉機水平停放時兩個后驅動輪上的垂直載荷與拖拉機使用質量之比，它表示質心偏前或偏后的程度，于是得 a =L(1-λ0) 對于兩輪驅動拖拉機，為了獲得較大的附著力，λ0的取值約為0.60～0.65；對于水田用兩輪驅動拖拉機，為保證前輪的操縱性，λ0應稍小，多為0.55～0.60；前、后輪尺寸不同的四輪驅動拖拉機，λ0為0.48～0.58；由于前輪也驅動，所以可減小后輪負荷，一減輕土壤壓實并改善操縱性；對于前、后輪尺寸相同的四輪驅動拖拉機，為使工作時四個輪子載荷相近，λ0約為0.35～0.45. 履帶拖拉機質心的縱向位置，靜止時應稍在接地面中點之前。對于前方配置推土鏟等裝置的工業(yè)拖拉機，則質心應稍后于接地點中心。其目的都是為了使工作時接地壓力均勻。 質心的橫向坐標e是質心至拖拉機縱向對稱平面的距離，對于沒有特殊需要的拖拉機，其主要部件布置基本對稱，e的數(shù)值很小，不必特別加以注意。 質心的高度坐標h是質心至硬地面的距離，在滿足離地間隙的情況下，應盡量降低。 a =L(1-λ0) λ0 = 0.60～0.65 取0.65 所以 a = 1.5 X 0.35 = 0.525m B = L-a = 1.50-0.525 = 0.975m e = B/2 = 1400/2 = 700mm h = 275～320 取h = 300mm h 為離地間隙 hs 為質心高度 取hs = 540mm § 2.4.3 制動器的結構參數(shù) 一、制動鼓直徑D或半徑 當輸入力P一定時，制動鼓的直徑越大，且制動器的散熱性能越好。但直徑D的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增加，使非懸架質量增加，不利于拖拉機的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有一定的間隙，此間隙一般不應小于20mm-30mm,以利于散熱通風，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D的尺寸。 查表得 D = 320mm 制動鼓內徑尺寸應符合QC/T 309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定。 二、動蹄摩擦襯片的包角β及寬度b 摩擦襯片的包角β通常在β=90°～120°范圍內選取，試驗表明。摩擦襯片包角β=90°～100°時磨損最小，制動鼓的溫度也最低，而制動效能則最高。再減小β雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角β也不宜大于120°，因為過大不僅不利于散熱，且易使制動作用不平順甚至可能發(fā)生自鎖。綜上所述可選取β=120°。 三、襯片寬度b 襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減小磨損，但b的尺寸過大則不宜保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡量按摩擦片的產(chǎn)品規(guī)格選擇b值，并按QC/T 309—1999選取。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面積隨總質量的增大而增大。而單個摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角β，即 A = Rbβ 式中，β以弧度（rad）為單位，當A、R、β確定后，由上式也可初選襯片寬度b的尺寸。 所以 A = Rbβ = 160x50x = 167.5cm2 四、襯片起始角β0 摩擦襯片起始角β0如圖2—1所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令β0 = 90°-。有時為了適應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。所以 β0 = 90°-= 90°-= 30°. 五、力P的作用線至制動器中心的距離a 在滿足制動輪缸或凸輪能布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫取a=0.8R左右。 所以 a=0.8R = 0.8x160 = 128mm. 六、動蹄支銷中心的坐標位置k與c 如圖2—1所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k應盡可能的小，以使尺寸c盡可能的大，初步設計可暫取c=0.8R左右。 所以 c=0.8R = 0.8x160 = 128mm,k可有經(jīng)驗值取 28mm. §2.4.4 制動力矩的計算 一、行車制動器制動力矩的確定 行車制動器的工況包括行駛中制動和單邊制動幫助急劇轉向。由于輪式拖拉機的轉向阻力矩較小，單邊制動所需的制動力矩不大，因此只需考慮行駛中制動的工況。為了使制動器能將拖拉機迅速制動，以提高行駛安全性，希望制動器有足夠的制動力矩，這樣被制動的車輪上才能長生較大的地面制動力。但當制動力增大到該車輪與地面的附著力后，制動器將抱死，車輪停止轉動而發(fā)生嚴重滑移現(xiàn)象，并在路面上產(chǎn)生托印。此時拖拉機所具有的動能都轉化為輪胎和路面間摩擦產(chǎn)生的熱能這將導致胎面局部劇烈發(fā)熱，使橡膠強度降低，造成輪胎嚴重磨損。同時附著系數(shù)的值也下降，使制動力比最佳滑移率時的最大制動力減小5%～25％，這顯然是不利的。此時，實際制動距離將大于可能達到的最小制動距離，而且還會由于側向附著系數(shù)的顯著降低使制動期間拖拉機的方向穩(wěn)定性變壞。因此，為了獲得良好的制動效果并減小輪胎磨損，應使制動器不致完全抱死，讓車輪處于略有滑移而尚未開始嚴重滑移的最佳制動狀態(tài)，也就是說在一定的踏板力下，制動器制動力矩的大小應使制動力略小于附著力值。因此，拖拉機的動能將只要消耗在制動器摩擦表面的相對滑磨上，并轉變?yōu)闊崮堋？梢?，制動力矩受附著條件限制而不應過大。同時為使制動器的結構緊湊而踏板力又不致增大，制動力矩也不應過大。設計時，考慮到可能發(fā)生制動操縱系統(tǒng)的傳動效率及制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)的降低，一般仍按制動力等于附著力作為計算依據(jù)。對于四輪制動，為了提高制動效能，前、后制動器的制動力分別等于相應車輪與地面的附著力。由輪式拖拉機在行駛過程中制動的受力分析，可得到行車制動器所需的制動力矩。 對于后輪制動的輪式拖拉機，每個制動器的制動力矩Mr（N mm）為（忽略不計滾動阻力、旋轉部分的慣性力矩和傳動效率） （2—2） 式中 ms-----拖拉機使用質量 (kg) g-----重力加速度，取 9.8（m/s2） rdq ----- 驅動輪動力半徑（mm） i ----- 制動器與驅動輪之間的傳動力 Φ ----- 附著系數(shù)，一般取Φ=0.7 L ----- 拖拉機軸距（mm） a ----- 拖拉機質心縱向坐標(mm) h ---- 拉機質心坐標(mm). 對于前后輪都制動的四輪驅動拖拉機，前、后橋上每個制動器的制動力矩Mr‘和Mr“分別為 （2—3） （2—4） 式中 rd1 rd2 ----- 分別為前、后驅動輪的動力半徑（mm）; i1 i2 ----- 分別為前、后制動器和前、后驅動輪之間的傳動比。 所以 = = 961.3 又因為制動器有熱衰退現(xiàn)象，所以 Mr‘ = Mr/0.8 = 1201.6 二、停車制動器制動力矩的確定 在規(guī)定坡度角的坡道上安全停車時每個制動器所需的制動力矩Mr（N mm）為 （2—5） 式中 α----- 按標準規(guī)定的坡度角（）； f----- 滾動阻力系數(shù)，一般取f=0.02； n ----- 同時工作的制動器數(shù)目。 所以 = = 1019.8 對于行車制動系與停車制動系共用的制動器，只要取上述兩者中的較大值作為該制動器所需的制動力矩，便可同時滿足兩方面的需要。 第三章 制動蹄片上的制動力和踏板力的計算 §3.1 制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律 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,因此除了摩擦襯片有彈性容易變形外,制動鼓,制動蹄以及支承也會有彈性變形,但與摩擦襯片的變形量相比,則相對很小.故在通常的近似計算中只考慮襯片徑向變形的影響,其他零件變形的影響較小,可忽略不計,即通常作以下一些假設, (1) 制動鼓 制動蹄為絕對剛性; (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. 制動蹄可設計成一個自由度和兩個自由度的形式.其中繞支承銷轉動的蹄片只有一個自由度的運動:而在一般情況下,若浮動蹄的端部支承在斜支承面上,由于蹄的端部將沿支承面滾動或滑動,則這種蹄具有兩個自由度的運動,因此其壓力分布狀況和繞支承銷轉動的蹄的壓力分布狀況有所區(qū)別. 具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律。如圖所示制動蹄在張開力P的作用下繞支承銷中心0轉動一個角度△0時,則摩擦襯片上某任意點A的位移為 由于剛性制動鼓對制動蹄運動的限制,則其徑向位移風量將受壓縮,徑向壓縮量AC為 AC=ABcosβ=0′Acosβ 由圖中的幾何關系可知 0′Acosβ=0′ D=O′0sin 故其徑向變形量為 AC= O′0 sin (1) 式(1)即為該類制動蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律表達式. 由于O′0為常量,而單位壓力與變形成正比,故制動蹄摩擦襯片上任一點的壓力可寫成 q=q0 sin (2) 式(2)表明繞支承銷轉動的制動蹄摩擦襯片的壓力分布規(guī)律呈正弦分布,其最大壓力作用在與O′0連線呈90°的徑向線上. 也可以根據(jù)圖來分析并簡化計算具有一個自由度的增勢蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律和壓力分布規(guī)律.因此摩擦襯片在張開力和摩擦力的作用下,繞支承銷中心A轉動dγ角.摩擦襯片表面任意點B沿制動蹄轉動的切線方向的變形即為線段BB′,其徑向變形分量是線段BB′在半徑0B延長線上的投影,即線段BC.由于dγ角很小,也可以認為 ∠A B1B1′=90° 則所求的摩擦襯片的徑向變形為 =B1C1= B1B1′sinγ=A1B 1sinγdγ 考慮到0A≈OB=R,則由等腰三角形A0B可知 A1B1/sinа=R/ sinγ 代入上式,得摩擦襯片的徑向變形和壓力分布 =R sinаdγ q1=q1maxsinа §3.2 制動力的計算 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系. 為了計算有一個自由度的制動蹄片上的制動力矩TTf1,在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積,并使其位于與y1軸的交角為а處,如圖4—1所示.若令摩擦襯片的寬度為b,則單元面積為bRdа,其中R為制動鼓半徑, dа為單元面積的包角. 制動鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為 dN=qbRdа=qmaxbRsindа 而摩擦力fdN產(chǎn)生的制動力矩為 dTTf = dN fR = qmaxbR2fsinаdа 在а′至а″區(qū)段上積分上式,得 TTf = qmaxbR2f(cosа′-cosа″) 當法向壓力均勻分布時,則有 dN=qbRdа TTf = qmaxbR2f (а″-а′) 由上述式可求出不均勻系數(shù) △=(а″-а′)/ (cosа′-cosа″) 式中給出的是由壓力計算制動力矩的方法,在實際計算中也可采用由張開力P計算制動力矩TTf1的方法,且更為方便. 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩TTf1可表達如下: TTf1 = fN1 式中: f----摩擦系數(shù); N1----單元法向力的合力; ----摩擦力fN1的作用半徑. 若已知制動蹄的幾何參數(shù)及發(fā)向壓力的大小,便可用式算出蹄的制動力矩. 如圖所示,為了求得力N1與張開力P1的關系式,寫出制動蹄上力的平衡方程式: P1cosа0S1X-N1(cosσ1+fsinσ1)=0 P1a- S1Xc’+fρ1 N1=0 式中： S1X----支承反力在x1軸上的投影； σ1----x1軸與力N1的作用線之間的夾角。 對式求解，得 N1=h P1/[ c’(cosσ1+ fsinσ1)- fρ1] （3—1） 式中：h=a+c=a+ c’ cosа. 將式代入，增勢蹄的制動力矩 TTf1為 TTf1 = P1fhρ1/[ c’(cosσ1+ fsinσ1)- fρ1]=P1B1 （3—2） 對于減勢蹄可類似地表示為 TTf2＝P2fhρ2/[ c’(cosσ2+ fsinσ2)＋ fρ2]=P2B2 （3—3） 為了確定ρ1，ρ2及σ1 ，σ2，必須求出發(fā)向力N及其分量。如果將dN看作是它在投影x1軸和y2軸上分量dNX和dNy的合力，則根據(jù)式有 NX= = qmaxRb(2β-sinа″+sin2а′)/4 式中：β=а″-а′ NY= = qmaxRb(cos2а′-cos2а″)/4 因此 σ=arctan(NY/NX)= arctan[(cos2а′-cos2а″)/ (2β-sin2а″+sin2а′)] 根據(jù)上式，并考慮到 N1 = 則有 ρ1＝ （3—4） 如果順著制動鼓旋轉的制動蹄和逆著制動鼓旋轉的制動蹄的а′和角不同，顯然兩種蹄的σ和ρ1值不同。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 Tf =Tf1+ Tf2=P1B1+ P2B2 對液壓驅動的制動器，由于P1=P2故所需的張開力為 P= Tf/( B1+ B2) 對凸輪張開力機構，其張開力可又前述作用在蹄上的力矩平衡條件得到的方程式求出 P1=0.5 Tf/ B1 P2=0.5 Tf/ B2 計算蹄式制動器時，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由上式得出自鎖條件，當該式的分母等于零時，蹄自鎖，即蹄式制動器的自鎖條件為 C’(cosσ1+fsinσ1)-fβ1=0 如果式 f< Ccosσ1/（ρ1- Csinσ1） 成立，則不會自鎖。 由上式可得出領蹄表面得最大壓力為 qmax1= P1hρ1/BR2(cosа′-cosа″)[C‘（cosσ1+f sinσ1）-fρ1] 式中： b----摩擦襯片的寬度 f----摩擦系數(shù)。 1） = = 3167.8 N 2) = = 7930.4 3) 最大單位壓力Pmax(MPa) Pmax = = = 0.65 MPa<[p] 4) 計算單位滑磨功率P′(MPa m/s) P′ = μPmaxv = 0.3x0.65x1.495 = 0.29 <[p] 因為 V車 = 30 km/h = 5.3 m/s 所以 v鼓 = x0.6 = 1.495 m/s §3.3 制動器因數(shù)與制動蹄因數(shù) §3.3.1制動器因數(shù) 制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 BF=Tf/PR （3—5） 式中：Tf----制動器的摩擦力矩； R----制動鼓或制動盤的作用半徑； P----輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力的平均值為輸入力。 所以 BF = Tf/PR = = 1.4 §3.3.2制動蹄因數(shù) 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤壓緊力均為P,則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2fP，此處f為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動器的制動因數(shù)為 BF = 2fP/P = 2f 對于全盤式制動器，則為 BF = 2nf 式中：f―――摩擦系數(shù)； N―――旋轉制動盤數(shù)目。 對于鼓式制動器，若作用于兩蹄的張開力分別為P1 ,P2 制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為R，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為TTf1和TTf2，則兩蹄的效能因數(shù)即制動蹄因數(shù)分別為 BF1 = TTf1/P1R BF2 = TTf2/P2R 整個鼓式制動器的制動器因數(shù)則為 BF = Tf/PR = （TTf1+ TTf2）/0.5(P1+ P2)R （3—6） 當P1 = P2 = P時，則有 （3—7） 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如圖所示作用在襯片的B點上。這一法向力引起作用力制動蹄襯片上的摩擦力為Nf,f為摩擦系數(shù)。a ,b ,c ,h ,R 及а為結構尺寸。 對領蹄取繞支點A的力矩平衡方程，即 Ph + Nfc – Nb = 0 由上式得到領蹄的制動蹄因數(shù)為 （3—8） = =0.87 當制動鼓逆轉時，上述制動蹄則又成為從蹄，這時摩擦力N f的方向與上次的相反，用上述分析方法，同樣可得出從蹄繞支點A的力矩平衡方程，即 Ph － Nfc － Nb = 0 由上式得從蹄得制動蹄因數(shù)為 BFT2 = Nf/p = （3—9） = =0.46 由上式可知：當f趨進于b/c時，對于某一有限張開力P ,制動鼓摩擦力趨于無窮大，這時制動器將自鎖。自鎖效應只是制動蹄襯片摩擦系數(shù)和制動器幾何尺寸得函數(shù)。 當時，BFT1趨近與無窮大，這時制動器將自鎖，則f = 因為f = = = 0.97 0.3 所以制動器不會發(fā)生自鎖。 由上述對領從蹄式制動器得制動因數(shù)的分析與計算可以看出，領蹄由于摩擦力對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，而從蹄則由于該兩種力矩反向而使其制動蹄因數(shù)值小。兩者在f＝0.3～0.35范圍內，當張開力P1＝P2時，相差達3倍之多。圖所示為領蹄與從蹄的制動蹄因數(shù)及其導數(shù)與摩擦系數(shù)的曲線關系。由圖可見，當f增大到一定值時領蹄的BFT1和dBFT1/df均趨與無窮大。它意味著此時只要施加一極小張開力P1，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。這時只能通過倒轉制動鼓以消除制動。領蹄的BFT1和dBFT1/df隨f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BFT2及dBFT1/df隨f的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢作用。 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致摩擦系數(shù)的變化。而摩擦系數(shù)的變化則會導致制動效能即制動器因數(shù)的改變。制動器因數(shù)BF對摩擦系數(shù)f的敏感性可由dBF/df來衡量，因而dBF/df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f除決定于摩擦副材料外，還與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關，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，多次重復地緊急制動可導致制動器因數(shù)值減50％，而長下坡時的連續(xù)和緩制動也會使該值降至正常值的30％。 由圖可看出，領蹄的制動蹄因數(shù)雖大于從蹄，但器效能穩(wěn)定性卻比從蹄的差。就整個鼓式制動器而言，也在不同程度上存在以BF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)的導數(shù)（dBF/df）為常數(shù)，故其效能穩(wěn)定性最好。 §3.3.3摩擦襯片的摩損特性計算 摩擦稱片的磨損與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑摩速度等多種因素有關，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，是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崃慷牡倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。此時由于在短時間內制動摩擦產(chǎn)生的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荷。能量負荷愈大，則摩擦襯片的磨損亦愈嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量。 磨損特性指標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 Ff0 = Tf / RA 式中： Tf -----單個制動器的制動力矩； R -----制動鼓半徑； A -----單個制動器的襯片摩擦面積。 所以 Ff0 = Tf / RA = 1201.6x103/2x160x167.5x102 = 0.23 N/mm2 當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力 Ff0以不大于 0.48 N/mm2 為宜。 也可采用摩擦襯片與制動鼓間的平均壓力qp 作為衡量磨損的指標，即 qp ＝ N / A ≤[qp] 式中： N ---- 摩擦襯片與制動鼓間的法向力； A ---- 摩擦襯片的摩擦面積。 所以 qp ＝ N / A = = = 0.55MPa<[ qp] 有文獻推薦取[ qp]=2 MPa ，當前人們更加重視磨損問題，可取[ qp]=1.4-1.6 MPa（當摩擦系數(shù)f=0.3-0.5時）。 磨損和熱的性能指標也可用襯片在制動過程中由最高制動初速度停車所完成的單位襯片面積的滑磨功，即比滑磨功L1來衡量： Lf ＝ mavamax2/2A∑≤[ Lf] 式中：ma ---- 汽車總質量，kg; vamax ---- 汽車最高車速，m/s A∑ ---- 車輪制動器各制動襯片的總摩擦面積，cm2 [ Lf] ---- 許用比滑磨功，對轎車取[ Lf]= 1000j/ cm2 --1500 j/ cm2;對客車和貨車取[ Lf]=600 j/ cm2---800 j/ cm2. 所以 Lf ＝ mavamax2/2A∑ = = 133.7 j/ cm2 < [ Lf] §3.4 踏板力的計算 如圖有力的平衡可得 F1 a = F2 b 得出 又因為 得 所以 ＝ ＝ 158.2 N 所以踏板力F = 2(F1+ F彈簧) ＝2x(158.2+30) = 376.4 N < 400 N 踏板得自由行程s 制動蹄與制動鼓之間得間隙為0.2～0.5mm.按0.5mm計算 θ ＝ rad L’ = X120 = 50 θ’ = ＝ 5 x = mm 所以s = θ’ a = x 320 = 35 mm. 第四章 半軸的計算和彈簧結構的計算 §4.1 半軸的計算（半浮式） 一、縱向力FX2最大和側向力Fy2為0 此時垂直力Fz2 = （4—1） = = 5096 N 縱向力最大值 FX2 = Fz2 = （4—2） = = 4076.8 N 半軸的彎曲應力б和扭轉切應力為 б= （4—3） = = 79.8 MPa = （4—4） = = 7.3.8 MPa 合成應力 бn = = = 167.8 MPa 二、側向力Fy2最大和縱向力FX2 = 0 此時意味著發(fā)生側滑，外輪上的垂直反力Fz20和內輪上的垂直反力Fz2i分別為 Fz20 =