513 20馬力輪式拖拉機(jī)的半軸與制動(dòng)器設(shè)計(jì)（有cad圖等）
513 20馬力輪式拖拉機(jī)的半軸與制動(dòng)器設(shè)計(jì)（有cad圖等）,513,20馬力輪式拖拉機(jī)的半軸與制動(dòng)器設(shè)計(jì)（有cad圖等）,20,馬力,輪式拖拉機(jī),制動(dòng)器,設(shè)計(jì),cad
20馬力輪式拖拉機(jī)的半軸與制動(dòng)器設(shè)計(jì)
摘 要
隨著我國農(nóng)業(yè)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，國內(nèi)市場對拖拉機(jī)的需求不斷增長，結(jié)合我國實(shí)情出發(fā)，特別是對中小型馬力拖拉機(jī)的需求量更大。
本次設(shè)計(jì)是在吸收成熟產(chǎn)品優(yōu)點(diǎn)的基礎(chǔ)上優(yōu)化設(shè)計(jì)處出半軸與制動(dòng)器，拖拉機(jī)的制動(dòng)裝置分行車制動(dòng)裝置和駐車制動(dòng)裝置。行車制動(dòng)裝置使行駛中的拖拉機(jī)強(qiáng)制減速或停車，并使拖拉機(jī)在下短坡時(shí)保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定速度；駐車制動(dòng)裝置使拖拉機(jī)能夠在斜坡上停車并長時(shí)間保持穩(wěn)定狀態(tài)，它也有助于拖拉機(jī)在坡路上起步。制動(dòng)器有盤式和鼓式之分。制動(dòng)器的布置方式分半軸制動(dòng)和輪邊制動(dòng)。制動(dòng)器的驅(qū)動(dòng)方式有液壓驅(qū)動(dòng)和機(jī)械驅(qū)動(dòng)。此設(shè)計(jì)結(jié)合現(xiàn)有的中小型拖機(jī)，采用行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)為一體，操縱機(jī)構(gòu)為機(jī)械制動(dòng)，制動(dòng)器布置在輪邊的鼓式制動(dòng)器。半軸采用半浮式。
關(guān)鍵詞：行車制動(dòng)，駐車制動(dòng)，制動(dòng)力矩，制動(dòng)蹄，制動(dòng)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(hào)說明
L 軸距，mm
e 輪距，mm
ms 總質(zhì)量，Kg
h 離地間隙，mm
hs 質(zhì)心高度，mm
Mr 制動(dòng)力矩，N m
rdq 輪胎滾動(dòng)半徑，mm
地面附著系數(shù)，
D 制動(dòng)鼓直徑 ，mm
β 摩擦襯片包角，
A 摩擦襯片的摩擦面積
F 制動(dòng)蹄的張開力，N
b 摩擦襯片的寬度
BF 制動(dòng)器因數(shù)
V 拖拉機(jī)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(dòng)系的功用和組成…………………………………………3
§2.2 制動(dòng)器的工作情況.………………………………………………3
§2.3 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求………………………………………………4
§2.4制動(dòng)力矩的確定………………………………………………6
§2.4.1制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)…………………………………………………6
§2.4.2拖拉機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)…………………………………………7
§2.4.3 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)……………………………………….8
§2.4.4 制動(dòng)器的力矩計(jì)算………………………………………10
第三章 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力和踏板力的計(jì)算 ……………………………13
§3.1 制動(dòng)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(dòng)力的計(jì)算……………………………………………………15
§3.3制動(dòng)器因數(shù)與制動(dòng)蹄因數(shù)…………………………………………19
§3.3.1 制動(dòng)器因數(shù)…………………………………………………19
§3.3.2 制動(dòng)蹄因數(shù)…………………………………………………19
§3.4 踏板力的計(jì)算……………………………………………25
第四章 半軸的計(jì)算和彈簧結(jié)構(gòu)的計(jì)算……………………………………28
§4.1 半軸的計(jì)算……………………………………………………28
§4.2 彈簧結(jié)構(gòu)的主要幾何參數(shù)………………………………………30
第五章 結(jié) 論…………………………………………………………………32
參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………33
致 謝 ………………………………………………………………………34
V
第一章 前言
近年來，隨著拖拉機(jī)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(jī)社會(huì)銷量和保有量很大，傳動(dòng)系布置多種多樣。我國作為一個(gè)發(fā)展中的農(nóng)業(yè)大國，實(shí)現(xiàn)農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化是當(dāng)務(wù)之急，而農(nóng)業(yè)機(jī)械化是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的重要內(nèi)容和基本標(biāo)志，拖拉機(jī)則是農(nóng)業(yè)機(jī)械化的龍頭產(chǎn)品。拖拉機(jī)的擁有量和年產(chǎn)銷量，是評(píng)價(jià)一個(gè)國家農(nóng)業(yè)機(jī)械化水平的重要標(biāo)志。
在經(jīng)濟(jì)發(fā)達(dá)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(jī)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(jī)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(jī)，并且要求拖拉機(jī)價(jià)格便宜，實(shí)用，能滿足大多數(shù)人的消費(fèi)能力。因而本設(shè)計(jì)選用20馬力的拖拉機(jī)，屬于小型拖拉機(jī)。拖拉機(jī)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(fù)雜，速度不高。拖拉機(jī)制動(dòng)系是用于強(qiáng)制使運(yùn)動(dòng)著的拖拉機(jī)減速或停止，使拖拉機(jī)下坡時(shí)保持穩(wěn)定，以 及使已停駛的拖拉機(jī)駐車不動(dòng)的機(jī)構(gòu)，要保證拖拉機(jī)的良性發(fā)展，必須采用低成本低價(jià)為的戰(zhàn)略，采用傳統(tǒng)技術(shù)，以低投入實(shí)現(xiàn)高效益的擴(kuò)張，本設(shè)計(jì)采用機(jī)械制動(dòng)器，由于要降低成本采用人力制動(dòng)系統(tǒng)，行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)做成一體，均為機(jī)械式。
我國拖拉機(jī)工業(yè)雖有較大發(fā)展，但大中型拖拉機(jī)的產(chǎn)品技術(shù)水平、質(zhì)量、規(guī)模、企業(yè)結(jié)構(gòu)與發(fā)達(dá)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(huì)使拖拉機(jī)行業(yè)面臨一個(gè)逐漸變化的市場環(huán)境，近幾年，國外大型拖拉機(jī)不斷進(jìn)入我國市場，已使我國拖拉機(jī)行業(yè)逐漸適應(yīng)了變化的市場環(huán)境。由于國產(chǎn)中、小功率拖拉機(jī)的關(guān)稅早在幾年前已降為5%左右，所以加入WTO對拖拉機(jī)產(chǎn)品的直接沖擊不大，但對農(nóng)業(yè)的直接沖擊會(huì)造成對拖拉機(jī)行業(yè)的間接沖擊，迫使拖拉機(jī)行業(yè)加快產(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)整，加快產(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)整步伐，盡快形成拖拉機(jī)行業(yè)的競爭優(yōu)勢?。
目前，發(fā)達(dá)國家的拖拉機(jī)工業(yè)已進(jìn)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(shí)現(xiàn)了機(jī)電一體化和智能化，生產(chǎn)制造水平和檢測水平進(jìn)一步提高，計(jì)算機(jī)數(shù)控技術(shù)，新材料、新工藝得到廣泛應(yīng)用，零部件的標(biāo)準(zhǔn)化和通用化程度進(jìn)一步提高。我國的拖拉機(jī)設(shè)計(jì)及制造水平近年來也在不斷提高，但仍需進(jìn)行艱苦卓絕的努力，逐步向國際先進(jìn)水平靠攏，形成具有中國特色的拖拉產(chǎn)品結(jié)構(gòu)體系。?
第二章 概述
§2.1 制動(dòng)系的功用與組成
制動(dòng)系的功用是：① 使拖拉機(jī)在行駛中減速或迅速停車；② 幫助急劇減速；③ 使拖拉機(jī)能在斜坡上保持停車狀態(tài)。
根據(jù)上述功用，制動(dòng)系有行車制動(dòng)和停車制動(dòng)之分。前者主要保證第一項(xiàng)，兼有第二項(xiàng)功用；后者主要保證第三項(xiàng)功用。此外，為了使拖拉機(jī)在行車制動(dòng)系發(fā)生故障時(shí)仍能實(shí)現(xiàn)緊急制動(dòng)，有的大型拖拉機(jī)還設(shè)有獨(dú)立于其它制動(dòng)系的第二制動(dòng)系，亦稱緊急制動(dòng)系。它也可在人力控制下兼作停車制動(dòng)系。
任何制動(dòng)系均由制動(dòng)器和制動(dòng)操縱系統(tǒng)兩部分組成。輪式拖拉機(jī)普篇采用蹄式和盤式制動(dòng)器，也有采用帶式的。而制動(dòng)操縱系統(tǒng)有機(jī)械式、液壓式和氣壓式之分，其中以機(jī)械式應(yīng)用較多。
簡單的制動(dòng)系只有一套制動(dòng)裝置，既作為行車制動(dòng)系，又作為停車制動(dòng)系。為此，制動(dòng)操縱系統(tǒng)應(yīng)能保證左、右兩邊的制動(dòng)器同時(shí)制動(dòng)，單邊制動(dòng)，以及在制動(dòng)狀態(tài)下使制動(dòng)器鎖定。當(dāng)采用機(jī)械式操縱系統(tǒng)時(shí)，行車制動(dòng)系可兼作停車制動(dòng)系，只需在操縱系統(tǒng)中增加一套鎖定機(jī)構(gòu)就可滿足停車制動(dòng)的要求。當(dāng)采用液壓式或氣壓式操縱系統(tǒng)時(shí)，由于液體或壓縮空氣總有泄漏，無法使制動(dòng)器長期保持停車狀態(tài)，因此需要專門設(shè)置一套機(jī)械操縱的停車制動(dòng)系，或在行車制動(dòng)器上加裝一套獨(dú)立的機(jī)械式操縱系統(tǒng)，以滿足長期停車制動(dòng)的需求。
制動(dòng)器大都布置在最終傳動(dòng)主動(dòng)軸上。與直接布置在驅(qū)動(dòng)軸上相比，這種布置形式可以減小制動(dòng)器所受轉(zhuǎn)矩。和布置在轉(zhuǎn)速更高的中央傳動(dòng)主動(dòng)軸上，可使制動(dòng)器所受力矩進(jìn)一步減小，但是這樣布置的制動(dòng)器不能用來幫助轉(zhuǎn)向。由于拖拉機(jī)速度較低，所以前輪上一般不安裝制動(dòng)器。
§2.2 制動(dòng)器的工作情況
輪式拖拉機(jī)制動(dòng)器最經(jīng)常的工作就是在行駛中減速乃只停車，為使制動(dòng)器能在最短的距離中將拖拉機(jī)制動(dòng)住，要求地面對車輪有較大的制動(dòng)力。制動(dòng)過程中，制動(dòng)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(yùn)動(dòng)，踏板力增大，制動(dòng)力矩和制動(dòng)力也增大。但當(dāng)制動(dòng)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(dòng)器抱死而不能使制動(dòng)力再有所增加。制動(dòng)力的最大值受限于附著力。在應(yīng)路上行駛時(shí)，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(dòng)器抱死，觀察輪胎在地面上托印的辦法來判斷制動(dòng)器工作是否正常，有些人就誤以為將制動(dòng)器抱死可以產(chǎn)生最大的制動(dòng)力。實(shí)際上，當(dāng)制動(dòng)器抱死時(shí)，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?dòng)摩擦系數(shù)，數(shù)值有所減小，制動(dòng)力將比不滑移時(shí)減小5%～25%，并會(huì)造成輪胎嚴(yán)重磨損，這顯然是不利的，因此為了獲得最大制動(dòng)力，不應(yīng)將制動(dòng)器抱死，制動(dòng)器的合理最少力矩應(yīng)該使制動(dòng)力略小于開始滑移的極限附著力，以便使動(dòng)能消耗在制動(dòng)器中而不是消耗在輪胎表面上。
§2.3 制動(dòng)系的設(shè)計(jì)要求
設(shè)計(jì)制動(dòng)系時(shí)，應(yīng)考慮下列主要要求：
① 應(yīng)有足夠的制動(dòng)力矩保證必要的制動(dòng)效能。行車制動(dòng)系的制動(dòng)效能可用制動(dòng)減速度或制動(dòng)距離來表示。NJ80-85《拖拉機(jī)基本技術(shù)要求》規(guī)定了輪式拖拉機(jī)的制動(dòng)距離應(yīng)符合下列規(guī)定：
制動(dòng)器冷態(tài)
S1≤0.1v0 + v02/90
制動(dòng)器熱態(tài)
S2≤ 1.25S1
式中 S1 S2 -----分別為冷態(tài)、熱態(tài)制動(dòng)距離（m）；
v0 -----制動(dòng)出速度（km/h）.
GB7258-87《機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件》規(guī)定了輪式拖拉機(jī)帶掛車在平坦、硬實(shí)、干燥和清潔的水泥或?yàn)r青路面（附著系數(shù)為0.7）上的制動(dòng)距離和制動(dòng)穩(wěn)定減速度：
拖拉機(jī)在20km/h下，掛車空載檢驗(yàn)時(shí)分別為≤5.4m和≥5.4m/h;
拖拉機(jī)在20km/h下，掛車滿載檢驗(yàn)時(shí)分別為≤6.4m和≥4.0km/h;
停車制動(dòng)系應(yīng)能使拖拉機(jī)制動(dòng)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(jī)基本技術(shù)條件》規(guī)定：農(nóng)業(yè)拖拉機(jī)停車的坡度為20°，集材拖拉機(jī)停車的坡度為25°.該標(biāo)準(zhǔn)比國外標(biāo)準(zhǔn)要求偏高。國外標(biāo)準(zhǔn)均以坡度表示，大部分規(guī)定為18%～25%。
② 行車制動(dòng)器在連續(xù)頻繁工作條件下應(yīng)有較穩(wěn)定的制動(dòng)效能。由于下長坡時(shí)連續(xù)制動(dòng)或短時(shí)間多次重復(fù)制動(dòng)后，都有可能導(dǎo)致制動(dòng)器溫度過高，摩擦系數(shù)降低，從而使制動(dòng)效能衰減，這種現(xiàn)象稱為熱衰退。制動(dòng)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(dòng)效能可能重新增高，這種現(xiàn)象稱為熱恢復(fù)。要求制動(dòng)效能的穩(wěn)定性好，也就是要求不易衰退，且能較好恢復(fù)。國外一般規(guī)定在同樣控制力下熱態(tài)制動(dòng)試驗(yàn)的平均減速度應(yīng)不低于冷態(tài)制動(dòng)試驗(yàn)的60%，或制動(dòng)力矩不小于冷態(tài)制動(dòng)試驗(yàn)的60%～65％。為此，應(yīng)考慮一下三項(xiàng)具體要求：制動(dòng)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(fù)性；制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式對摩擦系數(shù)變化的敏感度較低。
③ 制動(dòng)式拖拉機(jī)方向穩(wěn)定性較好。為此，左、右兩側(cè)車輪的制動(dòng)力及其增長速度率應(yīng)力求相等；采用四輪制動(dòng)時(shí)，前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力矩還應(yīng)有比較合適的比例關(guān)系。GB7258-87規(guī)定了輪式拖拉機(jī)掛車以20km/h的速度行駛在水平的水泥或?yàn)r青路面（附著系數(shù)為0.7）上的緊急制動(dòng)跑偏量應(yīng)不大于80mm.
④ 操縱輕便。NJ/Z5-85《農(nóng)業(yè)拖拉機(jī)操縱裝置最大操縱力》規(guī)定，對于行車制動(dòng)和停車制動(dòng)器，允許的最大制動(dòng)腳踏板操縱力為600N,允許的最大制動(dòng)器操縱桿操縱力為400N。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)所需的制動(dòng)力矩和制動(dòng)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(yīng)人體體力。為使踏板控制力在上述范圍內(nèi)，應(yīng)調(diào)整制動(dòng)操縱系統(tǒng)的傳動(dòng)比。如該傳動(dòng)比取得過大，踏板行程將增大，不僅布置困難，而且延長了機(jī)構(gòu)反映時(shí)間。因此，最大踏板行程應(yīng)限制在250m以內(nèi)，最大操縱桿行程應(yīng)限制在400m以內(nèi)。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)留有余地，一般可在60～100mm內(nèi)選取。當(dāng)控制力和行程不能同時(shí)滿足時(shí)，原則上應(yīng)提高制動(dòng)器本身的制動(dòng)力矩，或在制動(dòng)系中安裝助力器，或改用動(dòng)力制動(dòng)。但也不應(yīng)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(dòng)強(qiáng)度。
⑤ 制動(dòng)平順，制動(dòng)力應(yīng)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(shí)，制動(dòng)作用應(yīng)迅速消除，無自剎現(xiàn)象。
⑥ 工作可靠。制動(dòng)系的零部件應(yīng)有足夠的強(qiáng)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(dòng)效能。這點(diǎn)對需要在水田作業(yè)的拖拉機(jī)尤為重要。
⑦ 維修調(diào)整方便。必要時(shí)應(yīng)才用可靠的自動(dòng)調(diào)整表面間隙的機(jī)構(gòu)。
§2.4 制動(dòng)力矩的確定
§2.4.1制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)
一、制動(dòng)器的敏感度
為了評(píng)定不同型式和參數(shù)的制動(dòng)器工作特性，常用一個(gè)無因次指標(biāo)，稱為制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)。制動(dòng)因數(shù)通常定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上的摩擦力總和與輸入制動(dòng)蹄或壓盤的驅(qū)動(dòng)力之比。設(shè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為Mr，則在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤作用半徑R上的摩擦力為Mr/R ，從而制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)
(2—1)
式中，F(xiàn) 為輸入的驅(qū)動(dòng)力。當(dāng)施加于兩制動(dòng)蹄或壓盤，或制動(dòng)帶兩端的驅(qū)動(dòng)力不相等時(shí)，常取其平均值為輸入的驅(qū)動(dòng)力，即
F=（F1+F2）/2.
制動(dòng)因數(shù)越大，表示用一定的驅(qū)動(dòng)力時(shí)該制動(dòng)器可產(chǎn)生的制動(dòng)力矩越大。在下面各節(jié)所導(dǎo)出的計(jì)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(dòng)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(dòng)器，制動(dòng)因數(shù)僅為摩擦系數(shù)μ的函數(shù)，即
Kr = f(μ)
制動(dòng)因數(shù)對摩擦系數(shù)變化的敏感度εr可通過一階導(dǎo)數(shù)來確定，即 εr = d Kr/dμ
敏感度εr值越大，表明制動(dòng)因數(shù)或制動(dòng)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(shí)，制動(dòng)力矩的變化越大，制動(dòng)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(dòng)因數(shù)較大的制動(dòng)器。但制動(dòng)因數(shù)過大，不僅影響制動(dòng)平順性，還會(huì)引起過高的敏感度，使制動(dòng)器的抗熱衰退性變差，工作不穩(wěn)定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)車輛的使用質(zhì)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(dòng)器類型?！?.4.2 拖拉機(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)
一、拖拉機(jī)的軸距
縮小輪距可以避免梨耕時(shí)出現(xiàn)的偏牽引現(xiàn)象，并可減小轉(zhuǎn)向半徑，大會(huì)降低橫向穩(wěn)定性。為了適應(yīng)耕作時(shí)的各種行距要求，輪距B應(yīng)能調(diào)節(jié)。小型輪式拖拉機(jī)調(diào)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(shí)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(jī)軸距可減輕重量、縮小轉(zhuǎn)向半徑，但會(huì)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(jìn)行三遍中耕，Hn不應(yīng)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(qū)動(dòng)拖拉機(jī)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(huì)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(jī)為500以上。
四、質(zhì)心位置高度
質(zhì)心位置是指質(zhì)心的高度坐標(biāo)、縱向坐標(biāo)和橫向坐標(biāo)。質(zhì)心縱向坐標(biāo)a是質(zhì)心至后驅(qū)動(dòng)輪的水平距離，一般用靜態(tài)質(zhì)量分配系數(shù)λ0來描述。λ0為輪式拖拉機(jī)水平停放時(shí)兩個(gè)后驅(qū)動(dòng)輪上的垂直載荷與拖拉機(jī)使用質(zhì)量之比，它表示質(zhì)心偏前或偏后的程度，于是得
a =L(1-λ0)
對于兩輪驅(qū)動(dòng)拖拉機(jī)，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(qū)動(dòng)拖拉機(jī)，為保證前輪的操縱性，λ0應(yīng)稍小，多為0.55～0.60；前、后輪尺寸不同的四輪驅(qū)動(dòng)拖拉機(jī)，λ0為0.48～0.58；由于前輪也驅(qū)動(dòng)，所以可減小后輪負(fù)荷，一減輕土壤壓實(shí)并改善操縱性；對于前、后輪尺寸相同的四輪驅(qū)動(dòng)拖拉機(jī)，為使工作時(shí)四個(gè)輪子載荷相近，λ0約為0.35～0.45.
履帶拖拉機(jī)質(zhì)心的縱向位置，靜止時(shí)應(yīng)稍在接地面中點(diǎn)之前。對于前方配置推土鏟等裝置的工業(yè)拖拉機(jī)，則質(zhì)心應(yīng)稍后于接地點(diǎn)中心。其目的都是為了使工作時(shí)接地壓力均勻。
質(zhì)心的橫向坐標(biāo)e是質(zhì)心至拖拉機(jī)縱向?qū)ΨQ平面的距離，對于沒有特殊需要的拖拉機(jī)，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(zhì)心的高度坐標(biāo)h是質(zhì)心至硬地面的距離，在滿足離地間隙的情況下，應(yīng)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(zhì)心高度 取hs = 540mm
§ 2.4.3 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)
一、制動(dòng)鼓直徑D或半徑
當(dāng)輸入力P一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑越大，且制動(dòng)器的散熱性能越好。但直徑D的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且D的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì)量增加，使非懸架質(zhì)量增加，不利于拖拉機(jī)的行駛平順性。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，此間隙一般不應(yīng)小于20mm-30mm,以利于散熱通風(fēng)，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(dòng)鼓直徑D的尺寸。
查表得 D = 320mm
制動(dòng)鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)符合QC/T 309-1999《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定。
二、動(dòng)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(nèi)選取，試驗(yàn)表明。摩擦襯片包角β=90°～100°時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)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?yàn)檫^大不僅不利于散熱，且易使制動(dòng)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(dòng)鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動(dòng)時(shí)使單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)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(jì)資料可知，單個(gè)鼓式車輪制動(dòng)器總的襯片面積隨總質(zhì)量的增大而增大。而單個(gè)摩擦襯片的摩擦面積A又取決于制動(dòng)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(dāng)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(dòng)蹄外緣的中央，并令β0 = 90°-。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓 力點(diǎn)對稱布置，以改善制動(dòng)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(dòng)器中心的距離a
在滿足制動(dòng)輪缸或凸輪能布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離a盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取a=0.8R左右。
所以 a=0.8R = 0.8x160 = 128mm.
六、動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)位置k與c
如圖2—1所示，制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸k應(yīng)盡可能的小，以使尺寸c盡可能的大，初步設(shè)計(jì)可暫取c=0.8R左右。
所以 c=0.8R = 0.8x160 = 128mm,k可有經(jīng)驗(yàn)值取 28mm.
§2.4.4 制動(dòng)力矩的計(jì)算
一、行車制動(dòng)器制動(dòng)力矩的確定
行車制動(dòng)器的工況包括行駛中制動(dòng)和單邊制動(dòng)幫助急劇轉(zhuǎn)向。由于輪式拖拉機(jī)的轉(zhuǎn)向阻力矩較小，單邊制動(dòng)所需的制動(dòng)力矩不大，因此只需考慮行駛中制動(dòng)的工況。為了使制動(dòng)器能將拖拉機(jī)迅速制動(dòng)，以提高行駛安全性，希望制動(dòng)器有足夠的制動(dòng)力矩，這樣被制動(dòng)的車輪上才能長生較大的地面制動(dòng)力。但當(dāng)制動(dòng)力增大到該車輪與地面的附著力后，制動(dòng)器將抱死，車輪停止轉(zhuǎn)動(dòng)而發(fā)生嚴(yán)重滑移現(xiàn)象，并在路面上產(chǎn)生托印。此時(shí)拖拉機(jī)所具有的動(dòng)能都轉(zhuǎn)化為輪胎和路面間摩擦產(chǎn)生的熱能這將導(dǎo)致胎面局部劇烈發(fā)熱，使橡膠強(qiáng)度降低，造成輪胎嚴(yán)重磨損。同時(shí)附著系數(shù)的值也下降，使制動(dòng)力比最佳滑移率時(shí)的最大制動(dòng)力減小5%～25％，這顯然是不利的。此時(shí)，實(shí)際制動(dòng)距離將大于可能達(dá)到的最小制動(dòng)距離，而且還會(huì)由于側(cè)向附著系數(shù)的顯著降低使制動(dòng)期間拖拉機(jī)的方向穩(wěn)定性變壞。因此，為了獲得良好的制動(dòng)效果并減小輪胎磨損，應(yīng)使制動(dòng)器不致完全抱死，讓車輪處于略有滑移而尚未開始嚴(yán)重滑移的最佳制動(dòng)狀態(tài)，也就是說在一定的踏板力下，制動(dòng)器制動(dòng)力矩的大小應(yīng)使制動(dòng)力略小于附著力值。因此，拖拉機(jī)的動(dòng)能將只要消耗在制動(dòng)器摩擦表面的相對滑磨上，并轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮堋？梢?，制?dòng)力矩受附著條件限制而不應(yīng)過大。同時(shí)為使制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)緊湊而踏板力又不致增大，制動(dòng)力矩也不應(yīng)過大。設(shè)計(jì)時(shí)，考慮到可能發(fā)生制動(dòng)操縱系統(tǒng)的傳動(dòng)效率及制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)的降低，一般仍按制動(dòng)力等于附著力作為計(jì)算依據(jù)。對于四輪制動(dòng)，為了提高制動(dòng)效能，前、后制動(dòng)器的制動(dòng)力分別等于相應(yīng)車輪與地面的附著力。由輪式拖拉機(jī)在行駛過程中制動(dòng)的受力分析，可得到行車制動(dòng)器所需的制動(dòng)力矩。
對于后輪制動(dòng)的輪式拖拉機(jī)，每個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩Mr（N mm）為（忽略不計(jì)滾動(dòng)阻力、旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩和傳動(dòng)效率）
（2—2）
式中 ms-----拖拉機(jī)使用質(zhì)量 (kg)
g-----重力加速度，取 9.8（m/s2）
rdq ----- 驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑（mm）
i ----- 制動(dòng)器與驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)力
Φ ----- 附著系數(shù)，一般取Φ=0.7
L ----- 拖拉機(jī)軸距（mm）
a ----- 拖拉機(jī)質(zhì)心縱向坐標(biāo)(mm)
h ---- 拉機(jī)質(zhì)心坐標(biāo)(mm).
對于前后輪都制動(dòng)的四輪驅(qū)動(dòng)拖拉機(jī)，前、后橋上每個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩Mr‘和Mr“分別為
（2—3）
（2—4）
式中 rd1 rd2 ----- 分別為前、后驅(qū)動(dòng)輪的動(dòng)力半徑（mm）;
i1 i2 ----- 分別為前、后制動(dòng)器和前、后驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)比。
所以
=
= 961.3
又因?yàn)橹苿?dòng)器有熱衰退現(xiàn)象，所以
Mr‘ = Mr/0.8 = 1201.6
二、停車制動(dòng)器制動(dòng)力矩的確定
在規(guī)定坡度角的坡道上安全停車時(shí)每個(gè)制動(dòng)器所需的制動(dòng)力矩Mr（N mm）為
（2—5）
式中 α----- 按標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的坡度角（）；
f----- 滾動(dòng)阻力系數(shù)，一般取f=0.02；
n ----- 同時(shí)工作的制動(dòng)器數(shù)目。
所以
=
= 1019.8
對于行車制動(dòng)系與停車制動(dòng)系共用的制動(dòng)器，只要取上述兩者中的較大值作為該制動(dòng)器所需的制動(dòng)力矩，便可同時(shí)滿足兩方面的需要。
第三章 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力和踏板力的計(jì)算
§3.1 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律及徑向變形規(guī)律
制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對制動(dòng)器因數(shù)BF有很大影響.掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律,有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù).但用解析方法精確計(jì)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(dòng)鼓,制動(dòng)蹄以及支承也會(huì)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(jì)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(jì),即通常作以下一些假設(shè),
(1) 制動(dòng)鼓 制動(dòng)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(dòng)蹄可設(shè)計(jì)成一個(gè)自由度和兩個(gè)自由度的形式.其中繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄片只有一個(gè)自由度的運(yùn)動(dòng):而在一般情況下,若浮動(dòng)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(dòng)或滑動(dòng),則這種蹄具有兩個(gè)自由度的運(yùn)動(dòng),因此其壓力分布狀況和繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的蹄的壓力分布狀況有所區(qū)別.
具有一個(gè)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(dòng)蹄在張開力P的作用下繞支承銷中心0轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)角度△0時(shí),則摩擦襯片上某任意點(diǎn)A的位移為
由于剛性制動(dòng)鼓對制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制,則其徑向位移風(fēng)量將受壓縮,徑向壓縮量AC為
AC=ABcosβ=0′Acosβ
由圖中的幾何關(guān)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(dòng)蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律表達(dá)式.
由于O′0為常量,而單位壓力與變形成正比,故制動(dòng)蹄摩擦襯片上任一點(diǎn)的壓力可寫成
q=q0 sin (2)
式(2)表明繞支承銷轉(zhuǎn)動(dòng)的制動(dòng)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(jì)算具有一個(gè)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(zhuǎn)動(dòng)dγ角.摩擦襯片表面任意點(diǎn)B沿制動(dòng)蹄轉(zhuǎn)動(dòng)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(rèn)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(dòng)力的計(jì)算
在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí),必須建立制動(dòng)蹄對制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系.
為了計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)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(dòng)鼓半徑, dа為單元面積的包角.
制動(dòng)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(dòng)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(dāng)法向壓力均勻分布時(shí),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(jì)算制動(dòng)力矩的方法,在實(shí)際計(jì)算中也可采用由張開力P計(jì)算制動(dòng)力矩TTf1的方法,且更為方便.
增勢蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩TTf1可表達(dá)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(dòng)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(dòng)力矩.
如圖所示,為了求得力N1與張開力P1的關(guān)系式,寫出制動(dòng)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(dòng)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(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)蹄和逆著制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)的制動(dòng)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(dòng)器來說，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即
Tf =Tf1+ Tf2=P1B1+ P2B2
對液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器，由于P1=P2故所需的張開力為
P= Tf/( B1+ B2)
對凸輪張開力機(jī)構(gòu)，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(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無自鎖的可能。由上式得出自鎖條件，當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖，即蹄式制動(dòng)器的自鎖條件為
C’(cosσ1+fsinσ1)-fβ1=0
如果式
f< Ccosσ1/（ρ1- Csinσ1）
成立，則不會(huì)自鎖。
由上式可得出領(lǐng)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(jì)算單位滑磨功率P′(MPa m/s)
P′ = μPmaxv
= 0.3x0.65x1.495
= 0.29 <[p]
因?yàn)? V車 = 30 km/h = 5.3 m/s
所以 v鼓 = x0.6
= 1.495 m/s
§3.3 制動(dòng)器因數(shù)與制動(dòng)蹄因數(shù)
§3.3.1制動(dòng)器因數(shù)
制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)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(dòng)器的摩擦力矩；
R----制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑；
P----輸入力，一般取加于兩制動(dòng)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(dòng)蹄因數(shù)
對于鉗盤式制動(dòng)器，設(shè)兩側(cè)制動(dòng)塊對制動(dòng)盤壓緊力均為P,則制動(dòng)盤在其兩側(cè)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(dòng)襯塊間的摩擦系數(shù)，于是鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)為
BF = 2fP/P = 2f
對于全盤式制動(dòng)器，則為
BF = 2nf
式中：f―――摩擦系數(shù)；
N―――旋轉(zhuǎn)制動(dòng)盤數(shù)目。
對于鼓式制動(dòng)器，若作用于兩蹄的張開力分別為P1 ,P2 制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即制動(dòng)鼓工作半徑為R，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為TTf1和TTf2，則兩蹄的效能因數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為
BF1 = TTf1/P1R
BF2 = TTf2/P2R
整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)則為
BF = Tf/PR = （TTf1+ TTf2）/0.5(P1+ P2)R
（3—6）
當(dāng)P1 = P2 = P時(shí)，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(diǎn)，需要較精確地分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在張力P的作用下，制動(dòng)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(diǎn)上。這一法向力引起作用力制動(dòng)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(jié)構(gòu)尺寸。
對領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程，即
Ph + Nfc – Nb = 0
由上式得到領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為
（3—8）
=
=0.87
當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄則又成為從蹄，這時(shí)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(diǎn)A的力矩平衡方程，即
Ph － Nfc － Nb = 0
由上式得從蹄得制動(dòng)蹄因數(shù)為
BFT2 = Nf/p = （3—9）
=
=0.46
由上式可知：當(dāng)f趨進(jìn)于b/c時(shí)，對于某一有限張開力P ,制動(dòng)鼓摩擦力趨于無窮大，這時(shí)制動(dòng)器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺寸得函數(shù)。
當(dāng)時(shí)，BFT1趨近與無窮大，這時(shí)制動(dòng)器將自鎖，則f = 因?yàn)閒 = = = 0.97 0.3
所以制動(dòng)器不會(huì)發(fā)生自鎖。
由上述對領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器得制動(dòng)因數(shù)的分析與計(jì)算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力對對蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開力對蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值大，而從蹄則由于該兩種力矩反向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值小。兩者在f＝0.3～0.35范圍內(nèi)，當(dāng)張開力P1＝P2時(shí)，相差達(dá)3倍之多。圖所示為領(lǐng)蹄與從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與摩擦系數(shù)的曲線關(guān)系。由圖可見，當(dāng)f增大到一定值時(shí)領(lǐng)蹄的BFT1和dBFT1/df均趨與無窮大。它意味著此時(shí)只要施加一極小張開力P1，制動(dòng)力矩將迅速增至極大的數(shù)值。此后即使放開制動(dòng)踏板，領(lǐng)蹄也不能回位，而是一直保持制動(dòng)狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時(shí)只能通過倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓以消除制動(dòng)。領(lǐng)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(dòng)過程中，襯片的溫度、相對滑動(dòng)速度、壓力以及濕度等因素的變化會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的變化。而摩擦系數(shù)的變化則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。制動(dòng)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(dòng)器的敏感度，它是制動(dòng)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(guān)，制動(dòng)時(shí)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(tái)架試驗(yàn)表明，多次重復(fù)地緊急制動(dòng)可導(dǎo)致制動(dòng)器因數(shù)值減50％，而長下坡時(shí)的連續(xù)和緩制動(dòng)也會(huì)使該值降至正常值的30％。
由圖可看出，領(lǐng)蹄的制動(dòng)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(gè)鼓式制動(dòng)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(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)對摩擦系數(shù)的導(dǎo)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(jì)算
摩擦稱片的磨損與摩擦副的材質(zhì)、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(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)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(dòng)過程，是將其機(jī)械能的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷牡倪^程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)制動(dòng)摩擦產(chǎn)生的熱量來不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則摩擦襯片的磨損亦愈嚴(yán)重。
制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量。
磨損特性指標(biāo)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(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為
Ff0 = Tf / RA
式中： Tf -----單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩；
R -----制動(dòng)鼓半徑；
A -----單個(gè)制動(dòng)器的襯片摩擦面積。
所以 Ff0 = Tf / RA
= 1201.6x103/2x160x167.5x102
= 0.23 N/mm2
當(dāng)制動(dòng)減速度j=0.6g時(shí)，鼓式制動(dòng)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(dòng)鼓間的平均壓力qp 作為衡量磨損的指標(biāo)，即
qp ＝ N / A ≤[qp]
式中： N ---- 摩擦襯片與制動(dòng)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(xiàn)推薦取[ qp]=2 MPa ，當(dāng)前人們更加重視磨損問題，可取[ qp]=1.4-1.6 MPa（當(dāng)摩擦系數(shù)f=0.3-0.5時(shí)）。
磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動(dòng)過程中由最高制動(dòng)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(zhì)量，kg;
vamax ---- 汽車最高車速，m/s
A∑ ---- 車輪制動(dòng)器各制動(dòng)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(jì)算
如圖有力的平衡可得
F1 a = F2 b 得出
又因?yàn)? 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(dòng)蹄與制動(dòng)鼓之間得間隙為0.2～0.5mm.按0.5mm計(jì)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(jì)算和彈簧結(jié)構(gòu)的計(jì)算
§4.1 半軸的計(jì)算（半浮式）
一、縱向力FX2最大和側(cè)向力Fy2為0
此時(shí)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(yīng)力б和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為
б= （4—3）
=
= 79.8 MPa
= （4—4）
=
= 7.3.8 MPa
合成應(yīng)力 бn =
=
= 167.8 MPa
二、側(cè)向力Fy2最大和縱向力FX2 = 0
此時(shí)意味著發(fā)生側(cè)滑，外輪上的垂直反力Fz20和內(nèi)輪上的垂直反力Fz2i分別為
Fz20 =
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