一颗心只能装下你
范文一：鼓式制动器效能因数的计算研究
第23卷第3期 南京理工大学学报V01.23No.3 1皇皇皇篁鱼旦 曼里墅型些堕型!堡堑望!塑!!圣堕墅呈塑堡型丝塾塑!堕 』塑:!皇皇皇 鼓式制动器效能因数的计算研究
王良模+孙 刚① 于鹏晓 卢 强 彭育辉
(南京理工大学机械学院,南京210094)
(①南京汽车研究所,南京210028)
摘要双向自增力鼓式制动器受力复杂,影响因素较多,制动效能因数的计算比较 困难。该文通过建立双向自增力鼓式制动器力学模型,用2种方法分别对其.效能 因数进行了计算,同时,通过台架试验测试了该制动器的制动力矩,以获得其效能 因数,并对计算结果和试验结果进行对比分析。结果表明,所建立的双向自增力鼓 式制动器力学模型基本与实际相符,计算方法准确简单。
。关键词汽车,鼓式制动器,制动力
分类号U 461.3
鼓式制动器受力较复杂,影响因素较多,尤其双向自增力式鼓式制动器结构最为复杂, 制动器效能因数的计算比较困难。本文根据2种基本方法,对其效能因数进行了计算分析。
1双向自增力式鼓式制动器力学模型的建立
图1所示双向自增力鼓式制动器,在制动时,前蹄只受张力F,由于前蹄自行增势作用, 造成比F大得多的支点反力F7,而后蹄则受力F和F7。
同时,制动蹄还承受由于制动鼓作用于摩擦衬片材料上
的正压力FN、FN及其摩擦力Fr、Ff。在进行力学分析
时,可把制动器前蹄视为平行支承的浮动蹄,后蹄可视为
有固定支销的紧蹄。
1.1方法1
1.1.1前蹄
如图2所示,前蹄有2个自由度。制动时,它一面绕
瞬时转动中心转动,同时还在平行于制动器对称面的支 承面上滑动,因为支承点A位置不定,最大压力线的坐 标角a也无法确定。但张开力F与支承反力平衡的合力
收稿日期:1998—06—23
*王良模男36岁副教授 图1双向自增力鼓式制动器 Fig.1The reversible self. energizing drum brake
万 方数据
总第105期王良模孙刚于鹏晓卢强彭育辉鼓式制动器效能因数的计算研究221必然是沿水平方向作用。由于切向合力F,。对支点A的
力矩方向与张开力F对点A的力矩方向相同,合力FQ的
作用线必然在制动鼓中心。的下方,否则不能成为水平
的。故压力中心E的角坐标:p1=丌/2+),~口。一咿/2。其
中,y=arctan弘;肛为动摩擦因数;口。为衬片起始角;臼为
衬片包角。E的极坐标方程为
z-focos』9。=黜Rcos卢。
蹄的效能因数为K。-=丁当恭?鲁。令 s】=等,￡,=罟,10,=等,代入上式,简化后得 {l 2瓦,￡12瓦,1012瓦,1(八上武,f司化J口1寻 Ktl 2∥(南 1) (1)
又由图2,对合力点取矩得F7=鱼{墨}素纂笋丝F。
令 i=等等
㈦
口一￡nslny F7=沮 (3)
(3)式即为张开力F与支承反力F7的比例关系。
1.1.2后蹄
如图3所示,由于F7比F大得多,且与支点距离
远,这里可忽略F的作用,近似认为后蹄在F作用下绕
支承销A转动,仅有一个自由度。对支点A求力矩平衡
图2前蹄
Fig.2Front Shoe
推得
. Kt2《2以面辫) (4) Fig.3Back shoe
式中,e2=矗2/R,愚=厂/R,lD2=zo/R,其余有关参数的计算可参见文献[1]。 1.1.3制动器效能因数
制动力矩M=K。FR,又M=K。1FR+K也F坟,将(3)式代入得M=K。1FR+Ⅸt2FR,故有
Kt=Ktl+iK也 (5)
。搴l K 2磊 IDlcos卢1sln),
(6)
1.2方法21.2.1前蹄
如图4所示,前蹄的一端只是支承在一个固定的支座上,假定在支座上没有摩擦,支坐 反力F 7将垂直于支座面,并与张开推力F平行。由于法向作用力FN与摩擦作用力乃的合 力是作用在蹄上的另一个唯一的力,所以该合力也必然平行于F。另外,摩擦力的作用半径 嘉
万 方数据
R,称为摩擦力的有效作用半径,可利用蹄的半径R表示,R,=棵恒大于1,尼可用作图法 或查表法求得。
由图4得制动力矩M。:磊鬲歹—筹亳‰,
K。。:器=磊F东‰ (7)
1、tl—FR—aCos),一口(愚R一口sin),)
式中,y=arctan∥
1.2.2后蹄
如图5所示,后蹄可视为在支承力F7作用下绕A点转动,压力分布为p 2pr—sin曰。 现在讨论决定6臼角所对应的圆弧。作用在该弧面上的半径方向的力为FR8日。对应的摩擦力 为肛FR8臼。
图4前蹄 Fig.4Front shoe
图5后蹄 Fig.5Back shoe
对A点取矩得F7.矗2:垒≠[2,(92一日1)一厂(sin2臼2一sin2臼1)+4趔(coS口2一 coS臼1)一∥(cos2口2一coS2曰1)],pm强=4^2F/{R[2厂(日2一日1)一厂(sin2臼2一sin2臼1)+ 4趔(cos口2一cos臼1)一∥(cos2口2一∞S2臼1)]}冷
歹=4^2/{R[2,(臼2一日1)一,(sin2臼2一sill2目1)+
4脉(∞s护2一cos毋1)一∥(coS2曰2一cos2口1)]}(8) p一=∥7
(9) 制动力矩M2=r2,妒。axR2sin口d日=∥乡。。尺2(cos臼l—cOs臼2)。
。口l
将(8)式代人上式得M2=∥F,R2(cos口l—cosp2),
K_已=器=艘(c础-_cos蚴 (10) 1.2.3制动器效能因数
将(6)式、(9)式代入由(5)式得
K。:—j—系譬j+∥沁(c。s臼l—cos曰2) (11) Kt 2磊万彳蒸矿厕+∥洲沁os吼一coS眈’ uu 万 方数据
总笫105期王良模孙刚于鹏晓卢强彭育辉鼓式制动器效能因数的计算研究223 2计算结果分析
根据前面的推导,编制出双向自增力鼓式 制动器效能因数的计算软件。选定某国产双向 自增力鼓式制动器,将有关参数输入计算程序, 得到该制动器效能因数的计算值。同时,通过 台架试验测试该制动器的制动力矩,以获得其 效能因数。表1为效能因数计算值与试验结果 的对比。
表1双向自增力鼓式制动器效能因数 Table 1The efficiency factor of the rever sible self-energizing drum brake
由方法1、方法2计算得到的效能因数与实测值相比,误差在3%以内,可见其计算精 度是较高的。方法2与方法1相比较,公式更简单,制动器结构参数与效能因数的关系较明 显,建议在实际计算中采用此法。
3结论
(1)本文所建立的双向自增力鼓式制动器力学模型基本与实际相符;(2)所讨论的2种 方法均能较为准确地计算出制动效能因数,方法2更简单,建议在实际中采用。
参 考 文 献
1张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社,1981.451~519
2[日]小林明.汽车力学.刘树成译.北京:机械工业出版社,1982.194~221
A Study on the Calculation of Dfum Brake’s Efficiency Factor Wang Liangmo Sun Gang。u Yu Pengxiao
Lu Qiang Peng Yuhui
(SchoOl of Mechanics,NUST,Nanjing 210094)
(①Nanjing Auto Research Institute 210028)
ABStⅡ嫩T The reverSible self-energizing dn lm brake is under
complex forceS and influenced by a variety of factors,it’s rather difficult to calculate the efficiency factor of the brake.In this paper,a
mechanical nlodel of the reversible self—energizing dn 1m brake is eStablished.The effi— ciencv factor of the brake is caIcuIated in two ways,and the efficiency factor is obtained fr()m the braking torque measured on a test machine.A comparative analysis is made between the teSt results and the calculated ones.The results show that the mechanical model of the reversible self —energizing druHl b}ake is in better agreenlent with the practice,and the calculating method is b。th accurate and simpl e.
KEY WORDS autonlObiles,drum bmkeS,braking fOrce
万 方数据
范文二：汽车制动器制动效能因数计算及结果分析
?设计?计算?研究?
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４７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０１３５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
文献标识码：Ａ文章编号：１０００一３７０３（２００５）０６一０００ｌ—０４
中图分类号：Ｕ４６３．５１
ＣａｌｃｕｌａｔｉｏｎｏｆＢｒａｋｅＥｆｎｃｉｅｎｃｖＦａｃｔｏｒｏｆ
Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ
ＢｒａｋｅｓａｎｄＲｅｓｕｌｔＡｎａｌｖｓｉｓ
ＳｈｉＲｕｉｋａｎｇ，ＺｈａｎｇＤｅｌｉｎ
（ＺｈｅｊｉａｎｇＡｓｉａ—Ｐａｃｉ矗ｃＭｅｃｈａｎｉｃａｌ＆ＥｌｅｃｔｒｉｃａｌＣｏ．，Ｌ上ｄ．）
【Ａｂｓｔｒａｃｔ】Ｂｒａｋｅｅｍｃｉｅｎｃｙｆａｃｔｏｒｓｏｆ４７ｄｉⅡｂｒｅｎｔｔｙｐｅｓｏｆｂｍｋｅｓｏｆａｕｔｏｍｏｔｉｖｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍ
ａｒｅ
ｃａｌｃｕｌａｔ—
ｅｄ，ａｎｄｔｈｅｍｅａｎｖａｌｕｅａｎｄｉｔｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｒａｎｇｅｏｆｂｒａｋｅｔｉｏｎｔｉｏｎ
ｅｍｃｉｅｎｃｙｆａｃｔｏｒｓｏｆｄｉｆｋｒｅｎｔｓｔｍｃｔｕｒｅｔｙｐｅｓｏｆｂｒａｋｅｓｗｈｅｎ衔ｃ—
ｏｆ
ｅｍｃｉｅｎｃｙｉｓ０．３５
ａｒｅ
ｏｂｔａｉｎｅｄ．‘１１１ｅｃｈａｍｃｔｅｒｉｓｔｉｃ
ｃｕｒｖｅ
ｂｍｋｅｅｍｃｉｅｎｃｙｆａｃｔｏｒｓｏｆｖａｒｉｏｕｓｄｏｍｅｓｔｉｃｂｒａｋｅｓｖｓ．ｆｒｉｃ—
ｔｗｏ
ｅ佑ｃｉｅｎｃｙｏｆｌｉｎｉｎｇｉｓｐｌｏｔｔｅｄ．Ｂｍｋｅｅ伍ｃｉｅｎｃｙｆａｃｔｏｒｓｃａｌｃｕｌａｔｅｄｗｉｔｈ
ｏｆ￡ｈｅ
ｄｉｆ伯ｒｅｎｔｍｅｔｈｏｄｓ
ａｒｅ
ｐａｒｅｄａｎｄｖｅｒｉｆｉｅｄ．
ｔｏ
Ｉｎ￡ｅ册ｓ
ｓｏｍｅ
ｂｍｋｅｅ佑ｃｊｅｎｃｙｆａｃ￡ｏｒｃｈａｒａｃｔｅ—ｓｔｉｃｃｕｒｖｅ，ｊｔｉｓｐｕｔｆｏｎｒａｒｄ
ａｒｅ
ｔｏ
ｐｌａｎｂｒａｋｅｐｒｏｄｕｃ￡ｓｅｒｉｅｓａｎｄ
ｅｌｉｍｉｎａ￡ｅ
ｂｍｋｅｓｔｈａｔ
ｂｅｙｏｎｄｔｈｅｐｒｏｄｕｃｔｓｅｒｉｅｓ．
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ，Ｂｒａｋｅ，Ｂｒａｋｅｆａｃｔｏｒ，Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ
１
关于制动器制动效能因数的技术问题制动器制动效能因数（也力是制动摩擦力与轮
ｂ．需论证在相同摩擦因数下，同种结构型式制动器的制动效能因数分布范围；论证采用不同计算方法计算制动效能因数时的计算结果是否一致，能否指导设计并接近实际情况。
ｃ．
缸蹄端推力之比值，是单位蹄端推力所产生的制动摩擦力…，是评价不同结构型式制动器制动效能的指标。它随制动衬片摩擦因数的变化而变化，变化曲线的线性程度关系到制动性能的稳定性和平顺性，也是在整车制动系统设计中对制动器制动力矩设计的重要参数。近年来在制动器的台架试验中，更多地以制动效能因数作为直接评定依据。
目前，在制动器自行设计过程中，涉及制动效能因数的技术问题有如下３种。
ａ．需制定典型的国产制动器制动效能因数曲线。图ｌ是３种已有的制动器制动效能因数曲线［１引，此３种曲线作为表示不同结构型式制动器的特征是充分的，但作为量值参考则不够确切。如图ｌ中，当摩擦因数肛＝０．３５时，同是领从蹄式制动器的制动效能因数分别为１．３、１．７、２．５，相差很多。因此，必须通过对同种结构型式制动器制动效能因数的计算，求得它的算术平均值并绘出准确的典型曲线，其值才能供设计时参考。
２００５年第６期
需解决我国制动器品种多、批量小、生产效
率低，以及严重制约国产件生产成本降低等问题。据不完全统计，我国用户要求制动器产品的规格数与德国大众汽车公司所采用的制动器的规格数相比（图２），后者以其６种制动器规格瞪１覆盖了咖１８０～西２７０ｍｍ鼓径的制动器，而国内至少需２５种（西１７０～西３２０ｍｍ鼓径制动器为４４种）。制动效能因数是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２种以上制动力矩的制动器，以简化体系。
２各种结构型式制动器制动效能因数的计
算
表１是按“法Ⅱ”㈣的计算方法对４７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：
一１一
４０３
?设计?计算?研究?轮
辋名义
直径／
ｍｍ
制动衬片常温摩擦因数肛＝０．４８，通过图５中的曲线３３２９．４３５４．８３８０．２
４０５．６轮辋直径
代和曲线４即可得出Ｂ？厂＝２．５０，其与试验结果基本一
号ｉｎ１２１３１４１５１６轿车制
动鼓工作内径／ｍｍ致，说明这两种计算方法较符合实际。１８０２００２３０２５０２７０（轻
鼠厂值试验验证结果与计算结果还不能完全一货）
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），当肛相同（肛＝０．３５）时，铸件的啦厂
值（约为５．５）低于钢板组合件的Ｂｅ厂值（约为６．０）吲，这是因为“法Ｉ”和“法Ⅱ”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。
５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。
ａ．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（肛＝ｏ．３５）下，同种结构型式制动器制动效能因数不同。由图６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。
制动鼓工作内径／ｍｍ
图６
３种结构型式制动器制动效能因数
ｂ．在制动鼓工作内径的范围内，划分若干尺
——４——
寸区间，以该尺寸区间的最大工作内径作为标准尺寸，代替区间内其它尺寸的鼓（图２）。按轮辋直径配置制动鼓工作内径的标准值如表３所列。
表３轮辋直径与制动鼓内径匹配
轮辋名义直径／ｍｍ
３０４３２９．４３５４．８３８０．２４０５．６轮辋直径代号ｉｎ１２１３１４１５１６
轿车制动鼓工作内径／ｍｍ
１８０
２００
２３０
２５０
２７０（轻货）
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ＡＢＳ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。
ｃ．
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２种衬片使同一制动器获得２种性能；另一种是分别采用３种不同摩擦级衬片（ＥＥ级、ＦＦ级和ＧＧ级），以获得３种性能的制动器。
６结束语
ａ．经计算得到了当制动衬片摩擦因数ｐ＝０．３５时，国产各类制动器制动效能因数Ｂ盯值的分布范围、平均值和典型的制动效能因数曲线。
ｂ．
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ｃ．
ＪＥｌＴｒＡ１３”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。
ｄ．
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同，说明参数优选设计有潜力。
ｅ．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（鼓径和轮缸应作为轿车、客车制动器重要指标，以满足制动平顺性要求。
擦因数相同时，参数和布置不同，则效能因数也不相同）获得多个变型，丰富产品系列而不增加尺寸
?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：Ｕ４６３．３３＋５．１
文献标识码：Ａ文章编号：１０００—３７０３（２００５）０６—０００５—０４ｔｈｅ
Ｓｔｕｄｙ
ａ
ｏｎ
ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎＤｅｓ蟾ｎＭｅｔｈｏｄｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉＶｅＳｈｏｃｋ
Ａｂｓｏｒｂｅｒ
ＮｅｗＴｙｐｅ
Ｆｕ
Ｌｉｊｕａｎ，ＣａｏＪｉａｎｇｕｏ，ＤｅｎｇＤｉｎｇｙｉｎｇ，ＹａｎｇＨａｎｌｉ
（ＣｈｏｎｇｑｉｎｇＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ）
【Ａｂｓｔｒａｃｔ】Ｂａｓｅｄ
ｓｔｌｌＪｃｔｕｒｅ
ｏｎ
ｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓ
ｏｆｔｈｅｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｍｏｄｅｌｏｆ
ｏｎ
ａ
ｍａｇｎｅｔｏ—ｒｈｅｏｌｏｇｉｃａｌ
ｎｕｉｄ—ｂａｓｅｄｓｈｏｃｋａｂｓｏｒｂｅｒ，
ａｒｅ
ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ
ｗｈｉｃｈｈａｖｅｉｎｎｕｅｎｃｅｓ
ｐｅｒｆｏ册ａｎｃｅ
ｏｆｔｈｅＭＲｎｕｉｄ—ｂａｓｅｄｓｈｏｃｋａｂｓｏｒｂｅｒｓ
ｄｅｔｅ瑚ｉｎｅｄ．
ＣｏｍｂｉｎｅｄｔｈｅｎｏｎｌｉｎｅａｒｍａｇｎｅｔｉｃｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆＭＲｎｕｉｄｗｉｔｈｔｈｅｐｅＩｆｏＨｒＩａｎｃｅｏｆｎｏｎ—Ｎｅｗｔｏｎｈｙｄｍ—ｍｅｃｈａｎｉｃｓ，ｔｈｅ
ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ
ｍｏｄｅｌｗｈｏｓｅｔａ唱ｅｔｆｕｎｃｔｉｏｎｉｓ
ｔｏ
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ａｒｅ
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ，Ｓｈｏｃｋａｂｓｏｒｂｅｒ，Ｍａｇｎｅｔ０一ｒｈｏｌｏｇｉ翰ｌｎｌｌｉｄ，ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｄｅｓｉｇｎ
１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３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
出版社，１９９９．
３
ＳＡＥ
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［１］。
２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，其剪应力与彳坐标的速度
研究与开发，１９９４（２）
８
ＧＢ／１１
Ｊ１６５２小轿车和轻型货车钳盘式制动器摩擦材料测５６２０—２００２道路车辆汽车和挂车制动名词术语及
功试验台效能特性试验
４张洪欣．汽车设计．北京：机械工业出版社，１９８９（第２版）．
５
９
其定义
德国资料．Ｋｅｎｎｕｎｇ
ＡｌｓＦｕｎｋｔｉｏｎ
ＤｅｓＢｅｌａｇｒｅｉｂ
ＷｅｒｔｅｓＢｅｉ
Ｖｗ－ＴＬｌｌ０鼓式制动器和盘式制动器用制动衬片技术条
件
ＶｅｒｓｃｈｉｅｄｅｎｅｎＢｒｅｍｓＳｙｓｔｅｍｅｎ．
１０余志生．汽车理论．北京：机械工业出版社，１９９９．
（责任编辑文楫）
修改稿收到日期为２００５年３月３０日。
６
日本技术资料．行车制动器制动踏板力的计算．１９８５．
７张德林．提高制动器制动力矩计算精度的方法研究．汽车２００５年第６期
一５一
汽车制动器制动效能因数计算及结果分析
作者：作者单位：刊名：英文刊名：年，卷(期)：被引用次数：
施瑞康， 张德林， Shi Ruikang， ZHANG Delin浙江亚太机电股份有限公司汽车技术
AUTOMOBILE TECHNOLOGY2005(6)5次
参考文献(10条)
1.德国资料.Kennung Als Funktion Des Belagreib Wertes Bei Verschiedenen Brems Systemen2.余志生 汽车理论 1999
3.GB/T5620-2002.道路车辆 汽车和挂车制动名词术语及其定义 20034.张德林 提高制动器制动力矩计算精度的方法研究 1994(02)5.日本技术资料.行车制动器制动踏板力的计算 19856.VW-TL 110.鼓式制动器和盘式制动器用制动衬片技术条件7.张洪欣 汽车设计 1989
8.SAEJ 1652.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9.维尔弗里德;施陶特 汽车技术专业教程 199910.清华大学汽车教研组 汽车的制动性能 1975
引证文献(5条)
1.靳少杰.徐颖强.林富华 鼓式制动器摩擦片-鼓接触点确定方法及变化规律分析[期刊论文]-汽车工程 2010(5)2.韩媛 盘式制动器的制动效能分析[期刊论文]-科技资讯 2009(29)
3.张元涛.冯引安 双闭环模糊PI控制在汽车制动器台架试验系统中的应用[期刊论文]-机床与液压 2007(12)4.张元涛.冯引安 制动器台架试验系统中的双闭环模糊PI控制[期刊论文]-公路与汽运 2007(2)5.陈燎.张家龙.周孔亢 单轴挂车电磁制动器制动力的分析研究[期刊论文]-农业工程学报 2006(11)
本文链接：http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_qcjs200506001.aspx
范文三：鼓式制动器效能因数的计算研究
收稿日期 :1998-06-23
王良模 男 36岁 副教授
第 23卷 第 3期 南 京 理 工 大 学 学 报
Vol. 23No. 3鼓式制动器效能因数的计算研究
王良模 孙 刚 ① 于鹏晓 卢 强 (, 南京 (① , )
摘要 , 制动效能因数的计算比较
困难 。 , 用 2种方法分别对其效能 , , 以获得其效能 。 结果表明 , 所建立的双向自增力鼓 , 计算方法准确简单 。 关键词 汽车 , 鼓式制动器 , 制动力 分类号 U 46113鼓式制动器受力较复杂 , 影响因素较多 , 尤其双向自增力式鼓式制动器结构最为复杂 , 制动器效能因数的计算比较困难 。 本文根据 2种基本方法 , 对其效能因数进行了计算分析 。
1 双向自增力式鼓式制动器力学模型的建立
图 1所示双向自增力鼓式制动器 , 在制动时 , 前蹄只受张力 F ,
由于前蹄自行增势作用 , 图 1
双向自增力鼓式制动器 Fig. 1 The reversible self Οenergizing drum brake 造成比 F 大得多的支点反力 F ′ , 而后蹄则受力 F 和 F ′ 。 同时 , 制动蹄还承受由于制动鼓作用于摩擦衬片材料上 的正压力 F N 1
、 F N 2及其摩擦力 F f 1、 F f 2
。 在进行力学分析 时 , 可把制动器前蹄视为平行支承的浮动蹄 , 后蹄可视为 有固定支销的紧蹄 。 111 方法 111111 前蹄
如图 2所示 , 前蹄有 2个自由度 。制动时 , 它一面绕
瞬时转动中心转动 , 同时还在平行于制动器对称面的支 承面上滑动 , 因为支承点 A 位置不定 , 最大压力线的坐
标角 α也无法确定 。 但张开力 F 与支承反力平衡的合力
图 2 前蹄 Fig. 2 Front Shoe
必然是沿水平方向作用 。 由于切向合力 F f 1对支点 A 的 力矩方向与张开力 F 对点 A 的力矩方向相同 , 合力 F Q 的 作用线必然在制动鼓中心 O 的下方 , 否则不能成为水平 的 。 故压力中心 E 的角坐标 :β1=
π/2+γ-θ0-θ
/2。 其 中 , γ=arctan μ; μ为动摩擦因数 ; θ0为衬片起始角 ; θ为 衬片包角 。 E 的极坐标方程为
l =l 0cos β1=θ+sin θR cos β1蹄的效能因数为 K t1=βγ
a -l 0cos β1sin γR ξ1=
h R , ε1=R , ρ1=R
, , K t1=/(β11) (1)
图 3 后蹄
Fig. 3 Back shoe 又由图 2, F ′ =(γ
) a -l 0sin γ
F 。
令
i =
h -(a -l γ
) a -l 0sin γ
(2)
F ′ =i F
(3) (3) 式即为张开力 F 与支承反力 F ′ 的比例关系 。 11112 后蹄
如图 3所示 , 由于 F ′ 比 F 大得多 , 且与支点距离
远 , 这里可忽略 F 的作用 , 近似认为后蹄在 F 作用下绕 支承销 A 转动 , 仅有一个自由度 。 对支点 A 求力矩平衡 推得
K t2=ξ2/(ρ2cos β2sin γ-1
) (4) 式中 , ξ2=h 2/R , k =f /R , ρ2=l 0/R , 其余有关参数的计算可参见文献 [1]。 11113 制动器效能因数
制动力矩 M =K t FR , 又 M =K t1FR +K t2F ′ R ,
将 (3) 式 代入得 M =K t1FR +
i K t2FR , 故有
K t =K t1+i K t2
(5)
K t =ξ1
/(ερ1cos β1sin γ-1) +ξ(ρ2cos β2sin γ
-1)
(6)
112 方法 211211 前蹄
如图 4所示 , 前蹄的一端只是支承在一个固定的支座上 , 假定在支座上没有摩擦 , 支坐 反力 F ′ 将垂直于支座面 , 并与张开推力 F 平行 。 由于法向作用力 F N 与摩擦作用力 F f 的合 力是作用在蹄上的另一个唯一的力 , 所以该合力也必然平行于 F 。 另外 , 摩擦力的作用半径
1
22总第 105期 王良模 孙 刚 于鹏晓 卢 强 彭育辉 鼓式制动器效能因数的计算研究
R f 称为摩擦力的有效作用半径 , 可利用蹄的半径 R 表示 , R f =kR 恒大于 1, k 可用作图法
或查表法求得 。
由图 4得制动力矩 M 1=μFh a cos γ-μ(k R -a sin γ
) , K t1=FR =
μh a cos γ-μ(kR -a sin γ
) (7)
式中 , γ=arctan μ
11212 后蹄
如图 5所示 , 后蹄可视为在支承力 F ′ A , p p max sin θ。
现在讨论决定 δθ角所对应的圆弧 。 FR θ。 对应的摩擦力
为 μFR
δθ
。 图 4 前蹄
Fig. 4 Front
shoe
图 5 后蹄
Fig. 5 Back shoe
对 A 点取矩得 F ′ ? h 2=
4
[2f (θ2-θ1) -f (sin2θ2-sin2θ1) +4μR (cos θ2-
cos θ1) -μf (cos2θ2-cos2θ1) ], p max =4h 2F/{R [2f (θ2-θ1) -f (sin2θ2-sin2θ1) +4μR (cos θ2-cos θ1) -μf (cos2θ2-cos2θ1) ]}。
令 j =4h 2/{R [2f (θ2-θ1) -f (sin2θ2-sin2θ1) +
4μR (cos θ2-cos θ1) -μf (cos2θ2-cos2θ1) ]}(8) p max =j F ′ (9)
制动力矩 M 2=
∫
θ2
θ1
μp max R 2sin θd θ=μp max R 2(cos θ1-cos θ2) 。
将 (8) 式代入上式得 M 2=μj F ′ R 2
(cos θ1-cos θ2) ,
K t2=
F ′ R
=μj R (cos θ1-cos θ2) (10)
11213 制动器效能因数
将 (6) 式 、
(9) 式代入由 (5) 式得 K t =μh a cos γ-μ(k R -a sin γ
) +μij R (cos θ1-cos θ2) (11)
222南 京 理 工 大 学 学 报 第 23卷第 3
期
2 计算结果分析
根据前面的推导 , 编制出双向自增力鼓式 制动器效能因数的计算软件 。 选定某国产双向 自增力鼓式制动器 , 将有关参数输入计算程序 , 得到该制动器效能因数的计算值 。同时 , 通过 台架试验测试该制动器的制动力矩 , 以获得其 效能因数 。 表 1为效能因数计算值与试验结果 的对比 。
表 1 双向自增力鼓式制动器效能因数 Table 1 The efficiency factor of the rever Ο
sible self Οenergizing drum brake
效能因数 K 方法 11255101方法 22841975110
由方法 1、 方法 2误差在 3%以内 , 可见其计算精 度是较高的 。 方法 2, , 制动器结构参数与效能因数的关系较明 显 , 3 结论
(1) 本文所建立的双向自增力鼓式制动器力学模型基本与实际相符 ; (2) 所讨论的 2种
方法均能较为准确地计算出制动效能因数 , 方法 2更简单 , 建议在实际中采用 。
参
考
文
献
1 张洪欣 1汽车设计 1北京 :机械工业出版社 ,19811451~519
2 [日 ]小林明 1汽车力学 1刘树成译 . 北京 :机械工业出版社 ,19821194~221
A Study on the C alculation of Drum B rake πs E ff iciency F actor
Wang Liangmo Sun Gang ① Yu Pengxiao
Lu Qiang Peng Yuhui
(School of Mechanics ,NUST
,Nanjing 210094) (① Nanjing Auto Research Institute 210028)
ABSTRACT The reversible self Οenergizing drum brake is under complex forces and influenced by a variety of factors ,it ’ s rather difficult to calculate the efficiency factor of the brake. In this paper ,a mechanical model of the reversible self Οenergizing drum brake is established. The effi 2ciency factor of the brake is calculated in two ways ,and the efficiency factor is obtained from the braking torque measured on a test machine. A comparative analysis is made between the test results and the calculated ones. The results show that the mechanical model of the reversible self
Οenergizing drum brake is in better agreement with the practice , and the calculating method is both accurate and simple. KE Y WOR DS automobiles ,drum brakes ,braking force
3
22总第 105期 王良模 孙 刚 于鹏晓 卢 强 彭育辉 鼓式制动器效能因数的计算研究
范文四：鼓式制动器效能因数计算模型的研究1
鼓式制动器效能因数计算模型的研究
作者:冯文涛
作者单位:铁岭师专,112000
刊名:
农业与技术
英文刊名:AGRICULTURE & TECHNOLOGY
年,卷(期):2005,25(2)
被引用次数:2次
参考文献(3条)
1. 方泳龙 汽车制动系设计专家系统 1995(03)
2. 张金换 汽车安全保护系统 1997
3. 吉林工业大学汽车教研室 汽车没计 1981
引证文献(2条)
1. 孙丽 鼓式制动器设计与效能分析 [期刊论文]-现代制造工程 2010(8)
2. 杨国俊 . 李伟平 接触分析在鼓式制动器设计中的应用 [期刊论文]-机械设计 2009(3)本文链接:http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_nyyjs200502077.aspx
范文五：鼓式制动器效能因数计算模型的研究
鼓式制动器效能因数计算模型的研究
冯 文 涛
(铁岭师专 112000)
【摘 要】本论文主要介绍汽车制动系统中鼓式制动器效能因数的计算模型。
【关键词】鼓式制动器;效能因数;制动蹄
中图分类号:U270.7文献标识码:A
图1 双向自增力鼓式制动器结构图 1 背景及意义
2.1 双向自增力式鼓式制动器力学模型的建立 图1
所示双向自增力式鼓式制动器，两蹄片之间 随着社会的发展，汽车的增多，交通安全问题
相互连接，两蹄都是领蹄，在制动时，前蹄只受张 也日益突出。由车辆本身问题造成的交通事故中,
制动系统故障引起的车祸达事故总数的45%。因此， 力F，由于前蹄自行增势作用，造成比F大得多的支
提高制动器的设计和制造水平具有非常重要的现实 点反力F，而后蹄则受两个力F和F。同时，制动11 意义。由于准确计算制动器的效能因数是汽车制动 蹄 还承受由于制动鼓作用于摩衬片材料上的正压力 器设计的关键，而且双向自增力式鼓式制动器是制 F 、F 及其摩擦力 μ F 、 μ F 在进行力学分 N1 N 2 N1 N 2 动器中结构最为复杂的，所以本论文主要对双向自 析时，可把制动器前蹄视为平行支承的浮动蹄，后 增力式鼓式制动器效能因数计算模型进行研究。 蹄可视为有固定支销的紧蹄。制动器效能因数同制
动蹄片间的压力分布规律有关，在计算分析中，均
假设:
? 制动鼓与制动蹄是刚体 2双向自增力式鼓式制动器效能因数的计算
? 摩擦片的变形符合虎克定律，摩擦片的摩擦
系数在整个接触面上下随压力变化，而为一定值。
下面讨论几种效能因数的计算方法。
a 前蹄
图2 前蹄图3后蹄
如图2所示，前蹄的一端只是支承在一个固定的
支 1 座上，假定在支座上没有摩擦，支座反力F将垂直于
Vol.25 No.2 农 业 与 技 术 2005 年 4 月?190?
用半径R称为摩擦力的有效作用半径，利用蹄的半径N R支座面，并与张开推力F平行。由于法向作用力F
与
R =kR t μ 来表示， ，k恒大于1，k可用作图法或查N 摩擦作用力 F 的合力是作用在蹄上的另一个唯一
的力，所以该合力也必然平行于F。另外，摩擦力的作 θ 表 法求得。这里包容角为制动鼓半径为R。 由图得制动力矩:
μFhkR 1 T = 1 a cos γ ?μ (kR ?a sin γ )
μhkM 11 (1)K = = t1 FR a cos γ ?μ (kR ?a sin γ )
?1 其中 γ =tg μ
b 后蹄
后蹄可视为在支承力作用下F下，绕A点转动，压力分布1
为:
F =F sin θ 0
现在讨论论定δθ 角所对应的圆弧。作用在该弧面上的半径方向的力为 FRδθ 。对应的摩擦力为
μFRδθ 。
4hF 2 F = 0 [() () () ()]R2 f θ? θ?f sin 2θ? sin 2θ+ 4μRcosθ? cosθ? μf cos 2θ? cos 2θ 2 1 2 1 2 1 2 1 对A点取矩
得: F R 0 F ?h = [2f (θ ? θ )?f (sin2θ ?sin2θ )+4μR(cosθ ?cosθ ) ?μf (cos2θ ?cos2θ )] 2 2 1 2 1 2 1 2 1 4
4h 2令 j = [() () ()()]R2 f θ?θ?f sin2θ? sin2θ+ 4μRcosθ? cosθ? μf cos2θ? cos2θ 2 1 2 1 2 1 2 1
(2)
(3)F= j F 0 1 制动力矩:
θ 1 2 2 T = μF R sin θdθ =μ F R (cosθ ? cosθ )2 0 0 1 2 ? θ2
将(2)式代入上式得:
2 T=μ jFR (cosθ? cosθ ) 2 1 1 2
M 22 =μ jR (cosθ? cosθ )K = 1 2 t 2 FR 1
c 制动器效能因数
农 业 与 技 术 Vol.25 No.2 ?191?2005 年 4 月
K =K + iK 由(5)式 t t1 t 2
将(6)、(3)式代入上式得:
μhkR 12 K =+μ ijR (cosθ? cosθ ) t 1 2 a cos γ ?μ (γ) kR ?a sin
有着关键性的作用，对制动系统的设计也具有积极
的作用。 3 结束语参考文献
[1] 吉林工业大学汽车教研室.汽车设计.北京:机械工业出版社, 双向自增力式鼓式制动器，由于其受力较复杂，
影响因素较多，制动效能因素的计算比较困难。本 1981
文根据基本的方法，通过推导整理，对双向自增力 [2] 张金换等.汽车安全保护系统.清华大学汽车电子研讨班教材之 式鼓式制动器效能因数进行了计算分析，其结果对 二.1997:91-94 双向自增力式鼓式制动器的设计与制动性能分析具 [3] 方泳龙等.汽车制动系设计专家系统.汽车工程.1995(3): 129- 有重要意义。其它几种类型的鼓式制动器的效能因 136 数的计算比较简单，在此不予具体讨论。
本文对双向自增力式鼓式制动器效能因数的推
导作了简单的讨论，其对效能因数在制动器设计中
(上接第 186 页)的服务范围，改善服务条件，开展主动交流，提供是其它教育形式难以替代的。在图书馆，人文精神 更多更新更美的优秀书刊，努力营造有利于广大读 具有较大的自由度，具有浓厚的学习气氛，但绝不 者身心健康，使他们乐于阅读的良好环境。转变服 放任自流。而要有纪律，这时无须强制，只有提醒 务方式，用生动活泼和丰富多彩的特色服务去吸引 和启示，它使不文明的言行自惭形秽，使一些人能 读者，扩大读者队伍，具备普及性、全面性、发展 自我约束不良行为。在这种和谐、愉快、浓郁的文 性、主体性、多样性、开放性等几个服务特点，最 化氛围中能够培养人们的良好学风，积极向上的精 终实现人性化的服务目标。
神风貌。 参考文献
综上所述，作为 21 世纪的公共图书馆在朝着建 [1]吴建中.21 世纪图书馆新论.上海科技文献出版社 1998 设现代化图书馆目标努力前进的过程中，必须始终
把人文精神贯穿于“图书馆文化”之中，通过树立 [2]罗春华.图书馆文化是绿色文化.图书馆论坛 2002.4 “以人为本”的服务观念，更新服务手段，开设新 [3]袁景珍.对图书馆文化的理性思考.图书馆学刊 2004.3
[4]加强高校图书馆建设全面营造育人氛围.图书馆建设.2002.2
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