重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計,重型,貨車,氣壓,制動,系統(tǒng),結構設計 附錄A 柴油發(fā)動機發(fā)展和耐久性 先進的柴油發(fā)動機和后處理技術的發(fā)展，2級排放。 Rakesh Aneja 底特律柴油機公司 Brian Bolton 底特律柴油機公司 Adedejo Bukky Oladipo 底特律柴油機公司 Zornitza Pavlova MacKinnon， 底特律柴油機公司 Amr Radwan 底特律柴油機公司 【摘要】 先進的柴油發(fā)動機和后處理技術已經開發(fā)出來并用于多種發(fā)動機和汽車平臺。2級（ 2007年及以后）排放標準已說明了輕型載貨汽車在FTP-75協(xié)議一次測試循環(huán)超過了車輛底盤式功率機。柴油發(fā)動機在得到了這些低尾氣排放水平的 同時又保留了燃油經濟性的優(yōu)勢特點。 通過將原型后處理系統(tǒng)與先進的燃燒方式（潔凈燃燒）結合，性能和排放取得了不少成果。潔凈燃燒在綜合處理之后控制部分種類廢氣，同時達到氮氧化物和PM降低的目的。啟用引擎的分析工具能夠使子系統(tǒng)發(fā)展和系統(tǒng)整合。實驗技術的開發(fā)方法，利用各種設施，以簡化開發(fā)的最終解決方案，包括利用穩(wěn)態(tài)和暫態(tài)機的測試床，模擬底盤機的測試周期。 【關鍵詞】：柴油發(fā)動機， 2級，SCR，后處理，排放，燃燒 【引言】 在20世紀90年代后期，燃料的使用預測是為未來運輸需求而準備的。展望未來，能源使用其中汽車被證明是相當穩(wěn)定，前景從2000至2020年，而第三類通過第8類車（重型車輛）被預測在這20年時間里將有微弱的增長。然而，一個明顯的增長主要出現在第1類至第2類車（皮卡，面包車和多功能車）。在某些情況下，這些都是用在商業(yè)上，但是增加的主要部分的來源被認為是客車市場用于個人的運輸。隨著這一類汽車使用的增加，能源的使用也會日益增長，從而抬高了能源的使用總量，每天會有數百萬桶的原油消費，從20世紀90年代后期的大約800萬桶增加至2020年的1200-1300萬桶[ 1,2 ]。如圖1所示。 按照預測，到那時汽車的柴油機使用率，其中第一類及第二類輕型卡車的柴油機使用率在美國的交通能源的使用中將有顯著的減少。 然而，很多人質疑柴油發(fā)動機的潛力，實行次級排放的能力是否會影響其可行性。而那些認為可以克服排放的障礙的人又質疑所有的氮氧化物減排技術應用和燃油效率得到降低之后，燃料經濟性的改進將是怎樣。 相對這個問題的回答，一系列與能源部的合作項目已經開展，包括DELTA計劃以及后來的底特律柴油公司的LEADER計劃。研究達到次級排放標準的技術可行性及對燃料經濟性可能產生的影響是這些項目與計劃的目的。底特律柴油公司所采用的方案是一套綜合分析和實驗方法，該方案利用這個項目早期階段的模擬來發(fā)展發(fā)動機設計和策略發(fā)展需要的觀念。 圖1 ： "柴油"汽車的使用，使美國運輸能源使用明顯減少。 方法及結果 用適中有效的方法把控制系統(tǒng)與發(fā)動機控制系統(tǒng)綜合在一起，這種方法使得在保持柴油機對汽油機固有的經濟優(yōu)勢的同時，發(fā)動機的總體排放特性也有明顯的提升。最初，更多的仿真設計指引著人們去設計一個清潔的單缸引擎。這個模型，以實際設計和生產的發(fā)動機以及做好穩(wěn)定狀態(tài)模態(tài)的發(fā)展，并得到了驗證。這方面的努力使該模型變得適用并且使得在穩(wěn)定模式下的工作有質量保證。如果這種實驗得到校準和完善，引擎工況水平穩(wěn)定，它將被用于預測瞬時的引擎工作性能，又仍處在穩(wěn)定狀態(tài)類型中。與分析工具結合在高度被控制的一種穩(wěn)定的狀態(tài)測試，然后再在一個穩(wěn)定狀態(tài)中測試運行。這就找到如何在進氣系統(tǒng)，EGR系統(tǒng)和提高發(fā)動機性能的燃燒系統(tǒng)之間找到平衡的關鍵答案。 隨著穩(wěn)定狀態(tài)的發(fā)展，這些數據和理論被暫態(tài)發(fā)動機測功計驗證，這個測功機位于發(fā)動機能夠進行暫態(tài)發(fā)動機類型工作的位置。同時，車輛綜合在預報和車輛噴射類型的的推動的周期，例如聯(lián)邦城市的驅車周期，FTP-75，US06，而公路燃料經濟測試方式被編入瞬時的引擎測力計。這些可以在一個非?？刂圃O置下運行，從而允許為控制系統(tǒng)和校準得到改進。 隨著馬力測力計系統(tǒng)的發(fā)展，發(fā)動機被用來帶動一系列商用輕型卡車：道奇杜蘭戈，道奇Dakota ，還有世界第1類戴姆勒克萊斯勒霓虹客車，并且部分驗證控制系統(tǒng)發(fā)展校準已制定。這種車輛綜合后，再往回到仿真領域中發(fā)展高保真控制系統(tǒng)和校準發(fā)展。這是一條線索，通過一個迭代網絡的發(fā)動機和后處理的發(fā)展。至于第二，第三和第四次迭代，通過這樣的循環(huán)，后處理日益一體化。 圖2 ：DAKOTA輕型卡車平臺 如圖2所示，該計劃中使用的平臺為第2級示范的，是戴姆勒克萊斯勒道奇Dakota輕型卡車平臺。這平臺搭載的是一臺加強4升V6發(fā)動機[ 3,4 ] 。這種發(fā)動機采用可變幾何渦輪充增壓，共軌燃油噴射，獨特的高壓力回路，冷卻EGR系統(tǒng)，創(chuàng)造了235馬力，4000 rpm優(yōu)越性能表現，并在2002年展示，并參加了2002年在圣迭戈的乘坐和駕駛展示。在項目早期，一個綜合性的減排路線被開發(fā)為輕型卡車和SUV的平臺，如圖3所示。它是基于FTP - 75廢氣排放性，并它在兩個領域得以體現。第一個領域是利用引擎控制策略和先進的清潔燃燒方式確認發(fā)動機的排放。這個項目專利性和先進性的燃燒技術在顯著減少發(fā)動機排放的同時，對燃油經濟性有重大的影響，事實上，對瞬態(tài)燃油經濟性有比較大的影響。 圖3 ：輕型卡車/越野車平臺綜合排放削減路線 如果這個發(fā)動機外排放是確定的，那么第二個目標就確定了：這個先進發(fā)動機控制策略的綜合性是通過排氣管排放通過后處理顯示出來的。發(fā)動機外排放的目標是在第2級10個等級，然后逐年下降非常接近第2級的9級水平，這是有針對性的，其最終目標是達到2級的5級的最終的目標。 在2002DEER會議[5]，初步的結果被顯示發(fā)動機在第2級的10水平且沒有后處理的外排放 。這有重要意義，因為它在取得了非常低的發(fā)動機排放的同時保持了非常高的燃油經濟性，比以汽油機作動力的車高出50%。加入催化的煙塵過濾器，尿素為基礎的可控硅技術和相關的管制措施，氮氧化物和粉塵減少，并且在FTP-75無任何氨滑移的情況下實現第2級6水平的排放。同汽油機相比，這種排放效益要高45%。 自2002年DEER會議以來，發(fā)動機外排放有了很大的提高，如圖4所示。非常接近第2級9水平的排放，在沒有活躍的氮氧化物后處理情況下實現。氮氧化物的? 0.3克每英里很低的微粒。這超過了在初期階段的計劃路線確立的目標。通過以SCR技術為基礎添加到發(fā)動機中，FTP-75實現了第2類第3級排放 ，同時與汽油機相比，燃油效益高出40%。再次，這些排放水平是在FPT-5周期無任何氨滑移的情況下取得的。此外， US06水平也是第2級排放水平在利用催化的煙塵過濾器和以汽油為基礎的SCR技術的情況下取得的。 圖4 ： NOx還原經燃燒和后處理發(fā)展輕型卡車/越野車平臺 將氮氧化物減少原因的歸類，可分為由于燃燒或者發(fā)動機不同，以及通過比較FTP-75汽車的外氮氧化物排放量和FTP-75發(fā)動機的外排放量對后處理綜合性能的影響是用以顯示這項先進技術的好處一種方法。在FTP-75放入循環(huán)中，后處理效率通常在80%-95%。對于低溫的FTP-75循環(huán)來說，這些是相當高水平的氮氧化物減少量。這個項目顯示，去年，通過進一步利用清潔燃燒技術，提升檢查和控制策略，發(fā)動機氮氧化物外排量有了顯著的降低。發(fā)動機氮氧化物外排量減少了一半以上。而且，FTP-75循環(huán)氮氧化物排放減少技術有意義的提高表現在從去年的85%上升到今年的90%。這是通過充分開發(fā)控制系統(tǒng)和先進的復合模式燃燒的潛能實現的。這些充分表現了先進的發(fā)動機和后處理綜合技術，這些是這些技術和項目內在的要求，尤其當你考慮從模擬反復開始，經過穩(wěn)態(tài)，瞬態(tài)發(fā)動機，最終到達汽車使用階段。我們經歷的那種循環(huán)越多，我們就越能通過發(fā)動機設計，發(fā)動機控制和先進的潛能將后處理與發(fā)動機結合。 圖5 ： NOx還原經燃燒和后處理的發(fā)展輕型卡車/越野車平臺 而實現第二級，尤其當破壞傳統(tǒng)的NOx折衷方案曲線時，找出這種氮氧化物權衡曲線仍然停留在上述每個單獨的轉折點顯得很重要。氮氧化物/燃油經濟性權衡曲線仍然以同樣的方式存在。我們可以在曲線上標出氮氧化物從7級到3級的變化情況，以顯示出：當氮氧化物減少時FTP-75的燃油經濟性也減少到同樣的水平。內在的燃油經濟復蘇潛力的確認是很重要的。在發(fā)展思路的每一步，燃油經濟性下降的原因都被確認，并且記錄在下面的循環(huán)中。 因此，對于2002年第2級6級水平，FTP - 75 的燃油經濟性為：輕型卡車每加侖行駛20英里。在2003年，雖然我們有燃油經濟性和氮氧化物的綜合，但我們現在可以在沒加侖同樣里程數的情況下達到第2類第5級的水平。這表明在同樣的燃油經濟性條件下，氮氧化物的排放量比以前減少了55%。反過來說，如果我們保持相同的氮氧化物，以2003年確定的排放標準，燃油經濟性可以增長到沒加侖行駛20.5英里。或者，我們可以將氮氧化物的排放量有效的減少到第2類第3級標準，這相當于在燃油經濟性減少最少的基礎上將氮氧化物排放量減少了70%以上。有這樣一個信息：經過發(fā)動機不斷的發(fā)展，燃油經濟性不斷的提高，因此進一步減少氮氧化物的排放量不會對燃油經濟性產生多大不利的影響。如果我們把乘用車平臺作比較，這些結果可以被進一步說明，前面的結果已經有所呈現。我們有和輕卡相類似的路線圖，區(qū)分兩種體制：一種是發(fā)動機具有氮氧化物外排和FTP-75粉末的，另一種是與瞄準第2類第5級的后處理系統(tǒng)相結合的。在這種情況下，發(fā)動機外輪廓在沒有后處理的情況下被提煉到一個更加清潔的水平：氮氧化物0.4g/mi和0.5g/mi。通過一個煙塵催化過濾器，FPT-75在沒有任何氮氧化物后處理的情況下實現了第2類第8級水平。以尿素為基礎的SCR技術的應用減少了V，并且氮氧化物和微粒達到第2類第3級水平，同時不存在氨滑移。這些結果顯示在表6中。 隨著發(fā)展思路的提升這個項目顯示了燃油經濟性產生的重大進步，同時在燃油經濟性不受損害的情況下氮氧化物排放量有初步降低。第2類第5級結果是在67mpg的混合經濟，這是FTP-75和高速路燃油經濟的結合。這清晰的顯示出當利用合成分析和實驗方法時，燃油經濟如何得以提高。 圖6 ：客運車平臺的綜合排放削減路線 總結和結論 總之，這個項目利用綜合柴油機和具有含SCR系統(tǒng)的催化過濾器后處理及技術來說明輕卡SUV和乘用車平臺的第2類第3級排放。第2類用來說明超過US06循環(huán)的輕卡平臺和FTP-75結果。用同樣的汽車做測試，這比輕型汽油機卡車高出41%的燃油經濟性。排放量的減少首先歸功于先進的燃燒技術，并且通過在沒有活躍的氮氧化物后處理的情況下實現第9級氮氧化物排放和PM水平實現的。尿素噴射控制策略是取得良好排放的首要原因，它在最大程度減小氨滑移的同時最大程度的減小了氮氧化物排放量。 同時，總的來說，短時間內輕卡和乘用車實現第2類第3級排放的核心原因是綜合測試和分析的發(fā)展策略?？紤]到司機們都看重一項技術的商業(yè)潛能，要求發(fā)動機后處理綜合來降低后處理系統(tǒng)的復雜性就必須使這項技術有更大范圍的實用性。該項目發(fā)展的一個重大障礙是考慮到復合模式的燃燒策略，并且把尿素還原劑噴射策略和過濾器換代策略融合在一個ECU中，我們需要精密的控制技術。 這是我們需要一些必須的例如在15PPM水平以下的少硫燃料和SCR尿素還原劑。我們相信能在關鍵工作領域用尿素還原劑，而這又將為輕工作的發(fā)展奠定基礎。我們需要重點考慮的是第2類水平和測量技術的排放多樣性，后處理的有效壽命和設備多樣性，以及在預言長期排放中這兩者的結合起著重要作用。處理低排放發(fā)動機的結果時數據分析是很必要的。 最后，因資源有限，高風險和短期性，綜合分析和實驗方法有著重要有用，是絕對必要的。其最關鍵的是基礎的動力數據，因為它將這些數據與理論結合，并且將發(fā)動機與后處理技術結合。因此，暫態(tài)時的后處理設備對整合設備和進一步簡化它們起著重要作用。 致謝 我們真誠地感謝FreedomCar汽車技術研究室，以及DDC輕卡項目主任John Fairbanks和DDC后處理項目主任Ken Howden的支持。。 附錄B I摘要汽車制動系的功用是使汽車以適當的減速度降速行駛直至停車；在下坡行駛時，使汽車保持適當的穩(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。汽車的制動性是汽車主動安全性研究的重點內容之一。隨著汽車行駛車速的不斷提高，對汽車制動性能的要求也越來越高。汽車的制動系統(tǒng)除了實現良好的制動性能外，還要盡可能地減小駕駛員的工作強度。因此，動力制動系統(tǒng)在汽車上得到了廣泛的應用。氣壓動力制動是最常見的動力制動系統(tǒng)，多用于中重型汽車。氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓式的。其控制裝置大多數是由制動踏板機構和制動閥等氣壓控制原件組成，也有的在踏板機構和制動閥之間還串聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置。本文以一種重型貨車為研究對象，通過理論分析和計算對其氣壓制動系統(tǒng)結構進行設計。關鍵詞：氣壓制動；制動性；重型貨車；傳動裝置； ABSTRACTAutomobile brake system function is to reduce the speed of cars to slow down and drive right up to parking,When traveling downhill, so that the stability of vehicle speed to maintain proper To make reliable cars parked in the ramp or in situ.The brake performance iS one of the most important safe performances for the automobileWith the increase of running speed of the vehicle；the requirements to the brake performance are getting more and more strictBesides the good brake performance，the brake system of the automobile is required to reduce the pedal force of the driverTherefore，the power servo brake system has made a great development in the automobileThe barometric brake system is the most familiar power servo brake systemThe barometric brake system is the first development of a dynamic braking system. Its energy supply all equipment and gear-type pressure Most of the control device is a brake pedal and the brake and other institutions formed the original, Also some in the brake pedal between institutions and also in series with hydraulic control gear. In this paper, the application of a kind of heavy goods vehicles, Through theoretical analysis and calculation of the structure of its air brake system design.Key words；barometric brake syste;rake performance;heavy-duty truck;Drive Equipment;1 緒論.11.1 制動系的作用.11.2 氣壓制動系的研究現狀.22 制動系的總體設計.32.1 制動系統(tǒng)設計要求.32.2 制動系參數的選擇.42.3 汽車總質量.42.4 制動力與制動力分配系數.42.5 制動器最大制動力矩.93 制動器的設計與計算.123.1 鼓式制動器的主要參數.133.1.1 制動鼓內徑.133.1.2 摩擦襯片寬度 b 及包角.143.1.3 摩擦襯片起始角0.153.1.4 制動蹄支撐點位置坐標 a 和C.153.1.5 制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e.153.1.6 摩擦襯片的型號及摩擦系數.153.2 鼓式制動器的計算.153.2.1 計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律.153.2.2 計算蹄片上的制動力矩.163.2.3 檢查制動蹄有無自鎖.183.3 襯片磨損特性的計算.19 3.3.1 比能量耗散率（單位功負荷、能量負荷）.193.3.2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 f0 (比摩擦力).203.3.3 駐車制動計算.213.4 制動鼓主要零部件的結構設計.213.4.1 制動鼓.213.4.2 制動蹄.223.4.3 制動底板.233.4.4 凸輪式張開機構.233.4.5 摩擦材料.233.4.6 支承.244 氣壓制動驅動機構的設計計算.254.1 制動氣室.264.2 貯氣罐.284.3 空氣壓縮機.305 技術經濟性分析.316 總結.33致謝.34參考文獻.35附錄 A.36附錄 B.44遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 11 緒論1.1 制動系的作用 近百年來，汽車工業(yè)之所以常勝不衰主要得益于汽車作為商品在世界各處都有廣闊的市場，生產批量大而給企業(yè)帶來豐厚的利潤。最主要的是科學技術的不斷進步，使汽車能逐漸完善并滿足使用者的需求。隨著我國汽車產業(yè)的不斷發(fā)展和新交通法規(guī)的實施，我國的汽車及其運輸管理開始走向正軌，農用運輸車將逐漸退出市場，而重型運輸自卸車逐漸呈現出廣闊的發(fā)展前景。然而車輛交通安全歷來是人們最為關心的問題之一，它直接關系到人民生命和財產的損失，因此汽車制動系統(tǒng)的可靠性研究至關重要。汽車制動系是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使以停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。汽車制動系直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全、停車可靠，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。汽車制動系統(tǒng)至少有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置：重型汽車或經常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽引車還應有自動制動裝置。行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當的穩(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。駐車制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽車在坡路上起步。駐車制動裝置應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓驅動，以免其產生故障。應急制動裝置用于當行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，這時則可利用應急制動裝置的機械力源(如強力壓縮彈簧)實現汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，它可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備，因為普通的手力駐車制動器也可以起應急制動的作用。 輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上，利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等輔助制動裝置，則可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕或解除行車制動器的負荷。通常，在總質量為 5t 以上的客車上和 12t 以上的載貨汽車上裝備這種輔助制動減速裝置。任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪，而馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 2駐車制動則多采用手制動桿操縱，且具有專門的中央制動器或利用車輪制動器進行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置必須具有獨立的制動驅動機構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構，分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸和制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣簡、控制閥和制動氣室等。過去，大多數汽車的駐車制動和應急制動都使用中央制動器，其優(yōu)點是制動位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸的制動力矩較小，容易滿足操縱手力小的要求。但在用作應急制動時，往往使傳動軸超載?，F代汽車由于車速提高，對應急制動的可靠性要求更嚴，因此，在中、高級轎車和部分總質量在 1.5t 以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操縱的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。重型載貨汽車由于采用氣壓制動，故多對后輪制動器另設獨立的由氣壓控制而以強力彈簧作為制動力源的應急兼駐車制動驅動機構，也不再設置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用了上述措施外，還保留了由氣壓驅動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性1.2 氣壓制動系的研究現狀氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng)。其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓式的。其控制裝置大多數是由制動踏板機構和制動閥等氣壓控制原件組成，也有的在踏板機構和制動閥之間還串聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置。氣壓制動由于可獲得較大的制動驅動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅動系統(tǒng)的連接裝置結構簡單聯(lián)接和斷開都很方便,因此廣泛用于總質量為 8t 以上尤其是 15t 以上的載貨汽車,越野汽車和客車上.但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機,貯氣罐,制動閥等裝置,使結構復雜,笨重,輪廓尺寸大,造價高;管路中氣壓的產生和撤除均較慢,作用滯后時間較長(0.30.9s),因此在制動閥到制動氣室和貯氣罐的距離較遠時有必要加設氣動的第二級控制元件繼動閥(即加速閥)以及快放閥;管路工作壓力較低(一般為 0.50.7MPa),因而制動氣室的直徑大,只能置于制動器之外,再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄,使非簧載質量增大;另外,制動氣室排氣時也有較大噪聲。汽車在行駛過程中駕駛員要經常使用制動器，為了減輕駕駛員的工作強度，目前汽車基本上都采用了伺服制動系統(tǒng)或動力制動系統(tǒng)。載重汽車一般均采用動力制動系統(tǒng)。遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 32 制動系的總體設計 2.1 制動系統(tǒng)設計要求1）能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。2）具有足夠的制動效能。包括行車制動效能和駐坡制動效能。3）工作可靠。汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時，另一套應保證汽車制動效能不低于正常值的 30%；駐車制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。4）制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數急劇減小而發(fā)生所謂的“水衰退”現象。一般規(guī)定在出水后反復制動 515 次，即應恢復其制動效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防止泥沙、污物等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野汽車為了防止水相泥沙侵入而采用封閉的制動器。5）制動時的操縱穩(wěn)定性好。即以任何速度制動，汽車都不應當失去操縱性和方向穩(wěn)定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應有適當的比例，最好能隨各軸間載荷轉移情況而變化；同一軸上左、右車輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操縱性；后輪抱死而側滑甩尾，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過 15時，會發(fā)生制動時汽車跑偏。對于汽車列車，除了應保證列車各軸有適當的制動力分配外，也應注意主、掛車之間各軸制動開始起作用的時間，特別是主、掛車之間制動開始時間的協(xié)調。6）制動效能的熱穩(wěn)定性好。7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學的要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適能減少疲勞。馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 48）作用滯后的時間要盡可能地短。9) 制動時不應產生振動和噪聲。10)與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動、汽車轉向時不會引起自行制動。11）制動系中應有音響或光信號等警報裝置，以便能及時發(fā)現制動驅動件的故障和功能失效。12）制動系的機件應使用壽命長、制造成本低，對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求。12.2 制動系參數的選擇貨車的主要參數長寬高（mm）799024652958軸 距（mm） 4600質心距前軸（mm）3000質心距前軸（mm）1600前 輪 距（mm） 2022后 輪 距（mm） 1830最小離地間隙（mm）186整車整備質量（kg）6900最大裝載質量（kg）16000前滿載軸荷分配（KG）6200 后滿載軸荷分配（KG）11400最 高 車 速（km/h）120質心高度 (mm) 空載 643mm 滿載 1200mm2.3 汽車總質量汽車的總質量是指整備完好，裝備齊全并按規(guī)定載滿客貨時的汽車質量：aogmmm =6900+9100 =16000Kg2.4 制動力與制動力分配系數 汽車制動時，如果忽略路面對車露的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 5一角速度的車輪， ，其力矩平衡方程為：0 （2-1）0fB eTF r=fB eTF r3841649. 028 . 916000mN 式中： 制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向fT反力，；mN 地面作用于車輪上的制動力，即地面與車輪之間的摩擦力，又稱為地面制動力，BF其方向與汽車行駛方向反力，N ；車輪有效半徑，m ；選為約為 0.49m。er令 （2-2） ffeTFr并稱之為制動器制動力，他是在車輪周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因為又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且fFBF0僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系fFfF數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大時，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大fTfFBFBF于附著力即FBFFZ或 maxBFFZ式中 輪胎與地面間的附著系數； Z地面對車輪的法向反力。當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑fFBFF移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再fT/ffeFTrBF旋轉的周緣力的極限值。當制動到以后，地面制動力達到附著力值后就不在0BFF增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。fFpFrT馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 6圖 21 制動力與蹋板力 FP 關系Figure 2-1 Braking force and ta board strength FP relations直至 20 世紀 50 年代，當時道路條件還不是很好，汽車行駛速度也不是很高，后輪抱死側滑的后果也不是顯得像前輪抱死喪失轉向能力那樣嚴重，因此往往將值定的較0低，即處于常附著系數范圍的中間較偏區(qū)段。但當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會調頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢滿載時的同步附著系數，貨車取0。00.5當時，,利用率最高。00q1汽車減速度為：=0.59.8=4.9，0/du dtqgg即, 制動強度0qq附著系數利用率（或附著力利用率）來表達，可定義為 BFqG式中 汽車總的地面制動力；BF 汽車所受重力；G 制動強度；q根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為：1Z2Z（2-3）74991)9 . 48 . 92 . 16 . 1 (6 . 48 . 916000)(21dtdughLg遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 7（2-4）81808)9 . 48 . 92 . 10 . 3(6 . 48 . 916000)(12dtdughLLGg式中：G汽車所受重力 L汽車軸距 L 汽車質心離前軸距離1 L 汽車質心離后軸距離2 汽車質心高度gh g重力加速度 汽車制動減速度 m/sdtdu2汽車總的地面制動力為：940806 . 015680021GqdtdugGFFFBBB式中前軸車輪的地面制動力1BF 后軸車輪的地面制動力2BF由上面兩式可求得前后軸車輪附著力為：449946 . 0)2 . 15 . 06 . 1 (6 . 48 . 916000)()(221ggBqhLLGLhFLLGF490856 . 0)2 . 15 . 00 . 3(6 . 48 . 916000)()(112ggBqhLLGLhFLLGF上式表明：汽車在附著系數為任一確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是制動強度或總制動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足qF夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即：1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑；2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑；3）前、后輪同時抱死拖滑。在以上三種情況中，顯然是（3）情況的附著條件利用得最好。由上式中不難求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 8附著力同時被充分利用的條件是：GFFFFBBff2121)/()(/122121ggBBffhLhLFFFF44994749916 . 0111BfFF49085818086 . 0222BfFF式中：前軸車輪的制動器制動力1fF 后軸車輪的制動器制動力2fF 前軸車輪的地面制動力1BF 后軸車輪的地面制動力2BF 、地面對前后軸車輪的法向反力12 G汽車所受重力 、汽車質心離前后軸距離1L2L 汽車質心高度gh由上式可知，前后輪同時抱死時，前、后輪制動器的制動力，是的函數。1fF2fF將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，1fF2fF簡稱 I 曲線，如圖圖 22 載貨汽車的曲線與 線Figure 2-2 TruckCurve and beta line如圖，如果汽車前、后制動器的制動力，能按 I 曲線的規(guī)律分配，則能保證汽1fF2fF車在任何附著系數的路面上制動時，都能是前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 9軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比為一定值，并以前制動器制動力與汽車1fF總制動器制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數：fFffFF1又由于在附著條件所限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，因此又可通稱為制動力分配系數。前面已分別給出了制動強度 q 和附著系數利用率根據所選定的同步附著系數求0得： （2-5）51. 06 . 42 . 16 . 06 . 11-=LhLg01進而求得：qhLLGGqFFgBB)(021 qhLLGGqFFgBB)012()1 ()1 (當時，故 ，q=，011BFF22BFFGFB1當=0.4 時，可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即0由上面的式得：11FFB（2-6）1 .583442 . 1)4 . 05 . 0(6 . 14 . 06 . 18 . 916000)(022gBhLGLFq=37. 02 . 1)4 . 05 . 0(6 . 14 . 06 . 1)(022ghLL93. 02 . 1)4 . 05 . 0(6 . 16 . 1)(022ghLL當，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即時6 . 00有上面的式得：22FFB（2-7）6 .904612 . 1)5 . 06 . 0(0 . 30 . 36 . 08 . 916000)(011gBhLGLFq=57. 02 . 1)5 . 06 . 0(0 . 36 . 00 . 3)(011ghLL馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 1096. 02 . 1)5 . 06 . 0(0 . 30 . 3)(011ghLL對于值恒定的汽車，為使其在常遇到附著系數范圍內不致過低，其值總是選0得小于可能遇到的最大附著系數。所以在的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱0死。2.5 制動器最大制動力矩為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性應合理地確定前后輪制動器的制動力矩，最大制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的。這時制動力與地面作用車輪的法向力成正比雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時21,的制動力之比為： （2-8）62. 001022121ggffhLhLFF式中：L ，L 汽車質心離前后軸的距離12 同步附著系數0 h 汽車質心高度g通常上式的比值：轎車約為：1.3-1.6，貨車約為：0.5-0.7制動器所能產生的制動力矩受車輪的計算力矩所制約，即 （2-9）1 .2204749. 04499411effrFTmN （2-10）6 .2405149. 04908522effrFTmN 式中：前軸制動器的制動力1fF 后軸制動器的制動力2fF 作用于前軸車輪上的地面法向反力1 作用于后軸車輪上的地面法向反力2 車輪的有效半徑er對于常遇的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，0為了保證在的良好的路面上（例如）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移00.7（此時制動強度） ，前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為：q遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 11 （2-11）egefrhLLGrT)(21max1 =49. 06 . 0)2 . 16 . 06 . 1 (6 . 48 . 916000 =23251mN （2-12）max1max21ffTT =2325147. 047. 01 =26219mN 對選取較大值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的0最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制0q動力矩為 （2-13）egfrqhLLGT)(1max2 =49. 06 . 0)2 . 16 . 00 . 3(6 . 48 . 916000 =22849.2mN （2-14）max2max11ffTT =2 .2284947. 0147. 0 =20262.5mN 式中：該車所能遇到的最大附著系數 q制動強度 r車輪有效半徑一個車輪制動器應有的最大制動力矩為上列公式計算結果的半值。馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 123 制動器的設計與計算制動器是制動系統(tǒng)中用以產生阻礙車輛運動或運動趨勢的力的部件，后一提法適用于駐車制動器。一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉元件施加制動力矩，使后者的旋轉角速度降低同時依靠車輪與路面的附著作用，產生路面對車輪的制動力，以使汽車減速。制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質量較大的商用車商上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。凡利用固定元件與旋轉元件工作表面的摩擦作用產生制動力矩的制動器動器，都稱為摩擦制動器。行車制動、駐車制動及第二（或應急）制動系統(tǒng)所用的制動器幾乎都屬于摩擦制動器。摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類。前者摩擦副中的旋轉元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉元件則為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。旋轉元件同裝在車輪或半軸上，即制動力矩分別直接作用于兩側車輪上的制動器，稱為車輪制動器。旋轉元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸上其制動力矩須經過驅動橋再分配遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 13到兩側車輪上的制動器，則稱為中央制動器。車輪制動器一般用于行車制動，也有兼用于第二制動(或應急制動)和駐車制動的。中央制動器一股只用于駐車制動和緩速制動。鼓式制動器又分為多種形式：領從蹄式、單向雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式和雙向增力式等結構形式的制動器。領從蹄式制動器主要由制動鼓、制動蹄、和驅動裝置組成，蹄片裝在制動鼓內，結構緊湊，密封容易。領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行使的制動效果不變；結構簡單成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片與制動鼓之間的間隙。從而廣泛應用于中、重型貨車前后輪及轎車后輪制動器。盤式制動器摩擦副中的旋轉元件是以端面工作的金屬盤，此圓盤稱為制動盤。其固定元件則有多種結構形式，大體上可分為兩類。一類是工作面積不大的摩擦塊與其金屬背板組成的制動塊，每個制動器中有 24 個。這些制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤兩側的夾鉗形支架中，總稱為制動鉗。這種制動盤和制動鉗組成的制動器，稱為鉗盤式制動器。另一類固定元件的金屬背板和摩擦片也呈圓盤形，因其制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接觸，故該類制動器稱為全盤式制動器。3.1鼓式制動器的主要參數汽車類別選用乘用車，汽車的總質量 m 為 1.6t、汽車質心高度 h =1.2m、軸距agL=4.6m、汽車質心離前軸距離 l =3.0m、汽車質心離后軸距離 l =1.6m 其它幾何參數如圖123-1馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 14圖 3-1 鼓式制動器主要幾何參數Fig3-1 The main geometric parameters of drum brakes3.1.1 制動鼓內徑輸入力 F 一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強，但 D 的增0大受輪輞內徑限制。而且 D 的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸掛質量增加，不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，通常要求該間隙不小于 20mm，否則不僅制動鼓散熱條件差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠的壁厚，用來保證有較大的剛度和熱容量，以減少制動時的溫升。制動鼓的直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。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，另外制動鼓直徑 D 與輪輞直徑 D 之比的一般范圍為：r轎車：D/ D =0.64-0.74r貨車：D/ D =0.70-0.83r轎車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小 125mm-150mm，載貨汽車和客車的制動鼓內徑一般比輪輞外徑小 80mm-100mm。對于深槽輪輞由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 15得多，所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小應予注意。設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑如表 3-113表 3-1 制動鼓最大內徑Tablet .3-1 The largest diameter brake drum輪輞直徑/in121314151620，22.5轎車180200240260-制動鼓最大內徑/mm貨車、客車220240260300320420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。由上述表格和輪胎標準初選制動鼓內徑 410mm3.1.23.1.2 摩擦襯片寬度摩擦襯片寬度 b b 及包角及包角制動鼓半徑 R 既定后。摩擦襯片寬 b 和包角便決定了襯片的摩擦面積 A ，而PA =Rb，制動蹄各蹄總的摩擦面積越大則單位壓力愈小從而磨損特性愈好。根據PpA國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數如表 3-22表 3-2 摩擦襯片面積Tablet .3-2 Friction lining area汽車類別汽車總重力 G /KN0單個制動器的襯片摩擦面積 A/cmP2轎車9-1515-25100-200200-300貨車10-1515-2525-3535-7070-120120-170100-200150-250250-400300-650550-1000600-1500由根據表 2-2 選取對于車總質量 m =12t-17t 時，A =600-1500 cmaP2制動鼓半徑 R=D/2=410/2=205mm 確定后，襯片的摩擦面積為 A =RbP初選=100初選 A =1400/2=700cm2P則 b= A /R=200.6mm，根據 ZBT2400589 選取 b=210mmP馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 163.1.3 摩擦襯片起始角 0一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 0=100-/2=100-100/2=503.1.4制動蹄支撐點位置坐標 a 和 c應在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下，使 a 盡可能大而 c 盡可能小。初步設計選 a=0.8R=164mm, c=40mm3.1.5制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離 e 盡可能大，以提高制動效能。初步設計時暫定 e=0.8R=164mm3.1.6摩擦襯片的型號及摩擦系數選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。摩擦襯片的型號及性能如表 3-33表 3-3 內張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途Tablet.3-3 Shoe brake linings Model Properties and Applications產品規(guī)格摩擦系數硬度（HBS）適用范圍SY-11070.39-0.4520-50主要用于轎車等輕負荷車SY02040.36-0.4220-50主要用于中型載重汽車SY-90020.38-0.4320-50主要用于重型載貨汽車由表 3-3 選取 SY-1107 規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數為 0.43.2 鼓式制動器的計算3.2.1計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律除摩擦片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支撐也有變形，所以計算法向壓力在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難。通常只考慮襯片徑向變形的影響，其他零件變形的影響較小而忽略不計。如圖 3-2。蹄片在張開力和摩擦力作用下，繞支撐銷轉動 dr 角，由于 dr 角很小，可認為A1B1B1=90，所以摩擦襯片表面的徑向變形為1=B1C1=A1B1Sin r1drOA1OB1=RA1B1/Sin =R/Sin r遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 171= R Sin dr由此公式課看出蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律。圖 3-2 制動蹄片受力分析圖Fig3-2 Brake shoe stress analysis 3.2.2 計算蹄片上的制動力矩制動轉矩目前一般采用效能因數法或分析圖解法計算，本書采用效能因數法計算。為此必需先求出制動蹄的效能因數，而后求制動力矩。設制動蹄的制動力矩和效能因數分別為 T 和 Kt，輸入張開力 F，制動鼓半徑為 R，則 3（3-1）FRKTt效能因數是單位為 1 的系數。對于一定結構型式的制動蹄，只要已知制動鼓轉向，制tK動蹄的主要幾何參數的相對值（即這些參數與 R 之比）以及摩擦系數，該蹄的即可確tK馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 18定。然后根據既定的 F 和 R 值求 T。（1）領蹄 假定蹄鼓之間的單位壓力是沿周向均勻分布的，這一假定與實際情況相差較遠，據此算出的制動力矩較實際數值大，根據上面的分析計算可知，蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律，根據數學推導得領蹄效能因數為1tK（3-2）) 1sincoscos/(1KKt式中 6 . 1205/ )164164(/ )(/ReaRh82. 0205/168/22RcaRfK1316840arcsinarcsinarcsin2221cacfc1 . 1)sin/(2sin42713509022oo0151.12)tansinsinarctan(08 .214 . 0arctanarctan3 . 7275 .128 .21oo0將以上所計算得到的數值代入式（3-2）中可得出53. 11tK（2）從蹄制動效能因數，其公式為2tK（3-3）) 1sincoscos/(2KKt式中 6 . 1205/ )164164(/ )(/ReaRh 82. 0205/168/22RcaRfK1316840arcsinarcsinarcsin2221cacfc1 . 1)sin/(2sin42713509022oo01遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 195 .12)tansinsinarctan(08 .214 . 0arctanarctano2 .41276 . 78 .21oo0代入公式（3-3）62. 02tK前面已經分析領從蹄中頂端推力 F1=F2，則可得1 . 262. 053. 121tttKKK對于凸輪張開機構，張開力 F： （3-4）16320/5 . 01BTFf有前面所算數據所得 T 代入公式（3-4）中，便可得到 F 值為 16320N。汽車制動力總和fF 與整車質量 m 的百分比：a%60%102%10016000/16320/amF則可知該制動力符合標準。根據以上計算后得到的值，F 值，以及已知的 R 值代入公式（3-1）中，最終到：tK)(68542 . 0163201 . 2mNFRKTt3.2.3 檢查制動蹄有無自鎖計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。如果 f ccos1 /(R1- cSin1) 就不會自鎖。f=0.4c=)(22ac mm8 .168)16440(22摩擦力的作用半徑221)2sin2sin2()2cos2(cos)cos(cos4RR22)27212722()1272272()12727(2054SinSinCosCosCosCos=229.6mm式中00000271340arcsin402cc馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 20127o0027100o32. 9)2sin2sin2()2cos2(cosarctan14 . 0823. 0)32. 9sin8 .1686 .229(32. 9cos8 .168sincos111fcRc所以制動器不會自鎖，合格。3.3 襯片磨損特性的計算摩擦襯片(襯塊)的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓(制動盤)的材質及加工情況，以及襯計(襯塊)本身材質等許多因素的影響。因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。從能量的觀點來說，汽車制動過程即是將汽車的機械能(動能和勢能)的一部分轉變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制功器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制功時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中。而被制動器所吸收，致使制動器溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片(襯塊)磨損將越嚴重。對于盤式制動器的襯塊，其單位面積上的能量負荷比鼓式制動器的襯片大許多倍，所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高。各種汽車的總質量及其制動襯片(襯塊)的摩擦面積各不相同，因面有必要用一種相對的量作為評價能員負荷的指標。目前，各國常用的指標是比能量耗散率，即每單位襯片(襯塊)摩擦面積的每單仿時間耗散的能量。通常所用的計量單位為。比能量耗2/W mm散率有時也稱為單位功負荷，或簡稱能量負荷。3.3.1 比能量耗散率（單位功負荷、能量負荷）雙軸汽車單個后輪制動器比能量耗散率為e2=ma ( v12 - v22 )(1-)/4tA2 （3-5）其中：ma為汽車總質量（t） ，初選乘用車 18t 為汽車回轉質量換算系數，緊急制動停車時 v2=0，認為 =1v1為制動初速度，對于總質量 3.5t 以上的貨車 v1=65Km/h(18m/s) j 為制動減速度，計算時一般取 j=0.6g m/s2 j=du/dtA2為后制動器襯片的摩擦面積遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 21t 為制動時間，t=(v1-v2) / j =(18-0)/0.6g=3.07 s 為制動力分配系數，=Ff1/( Ff1+Ff2)前軸車輪的制動器制動力 Ff1=Z1 后軸車輪的制動器制動力 Ff2=Z2取 軸距 L=4.6m質心高度 hg=1.2m汽車質心離前軸距離 L1=3.0m 汽車質心離后軸距離 L2=1.6m附著系數=0.7（見表 3-4）表 3-4 路面狀況與附著系數對應表Tablet 3-4. Pavement behavior and coefficient of adhesion correspondence table路面狀態(tài)附著系數干燥水泥路面0.71.0潮濕水泥路面0.40.6Ff1=Z1 =G(L2+hgj/g)/L =0.7160009.8(1.6+1.20.69.8/9.8)/4.6=55357 NFf2=Z2=G(L1-hgj/g)/L=0.7160009.8(3.0-1.20.69.8/9.8)/4.6 =54402 N=55357/(55357+54402)=0.51e2=116000 (182-0)(1-0.51)/(43.07140000) =1.47W/mm21.8 W/mm2 合格。鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 1.8W/ mm 為宜2。23.3.2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 f0 (比摩擦力) )單個車輪制動器的比摩擦力為：Ff0 （3-6）RATf馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 22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由前面計算 Tf=202620.5=10131 R=205mm A=120000mm代入式得 Ff0=0.42N/mm20.48N/mm23.3.3 駐車制動計算圖 3-3 為汽車在上坡路上停駐時的受力情況:圖 3-3 汽車在上坡路上停駐時受力分析Fig3-3. Stress Analysis of the ascent vehicle docked上、下坡時可能停駐的極限坡路傾角為:=arc tanL1/(L-hg)= arc tan0.71.6/(4.6-0.71.2)=16.5= arc tanL1/(L+hg)= arc tan0.71.2/(3.0+0.70.6)=12.3經過計算 與 都不小于 16%20%， 合格。遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 233.4 制動鼓主要零部件的結構設計3.4.1 制動鼓制動鼓應具有非常好的剛性和大量的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料應于摩擦襯片的材料相匹配，以保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。中型、重型載貨汽車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動鼓；在工作載荷作用下制動鼓會變形，導致蹄與鼓間的單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的布圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動。為防止這些現象發(fā)生，應提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也常加鑄一些軸向肋條以提高其散熱性能。也有在鋼板沖壓的制動鼓內側離心澆鑄上合金鑄鐵內鼓筒，組合構成制動鼓。制動鼓在工作載荷作用下會變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且會損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動。為防止這些現象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱件能。制動鼓相對于輪轂的對中是以某一直徑的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后還需進行動平衡。其許用不平衡度對轎車為 15Ncm-20Ncm；對貨車為 30Ncm-40Ncm。制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有利于增大其熱容量，但試驗表明，壁厚由 11mm 增至 20mm 時，摩擦表面的平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：轎車為 7mm-12mm；中、重型載貨汽車為 13mm-18mm。制動鼓在閉口一側外緣可開小孔，用于檢查制動器間隙。本車選用 HT200 鑄造制動鼓3.4.2 制動蹄轎車和微型、輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼輾壓或鋼板沖壓焊接制成；大噸位載貨汽車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的結構尺寸和斷面形狀應保證其剛度好，但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一、兩條徑向曹，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動蹄摩擦襯片于制動鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片的磨損較為均勻，并可減少制動時的尖叫聲。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 24制動蹄腹板和翼緣的厚度，轎車的約為 3mm-5mm；貨車的約為 5mm-8mm。摩擦襯片的厚度，轎車多為 4.5mm-5mm；貨車多為 8mm 以上。襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上，粘貼的允許其磨損厚度較大，使用壽命增長，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。本車制動蹄 HT200 鑄造3.4.3 制動底板制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，因此它應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH37012 的制動底板。剛度不足會使制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。3.4.4 凸輪式張開機構凸輪式張開機構的凸輪及其軸是由 45 號鋼模鍛成一體的毛坯制造，在機加工后經高頻淬火處理。凸輪及其軸是由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐，而支架則用螺栓或鉚釘固定在制動底板上。為了提高機構的傳動效率，制動時凸輪是經過滾輪推動制動蹄張開。滾輪由 45 號鋼制造并高頻淬火。3.4.5 摩擦材料摩擦材料的基本要求：1）摩擦系數高而穩(wěn)定。一般摩擦材料的摩擦系數，都隨溫度、壓力、相對滑動速度、工作表面的清潔程度而變化，其中溫度影響尤為顯著。2）耐磨性好。3）有一定的機械強度和良好的工藝性。4）有一定的耐油、耐濕、抗腐蝕及抗膠合性能。5）容許比壓力大及不傷制動輪。當前，在制動器巾廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑、調整摩擦性能的填充刑(出無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)勺噪聲消除別(主要成分為石墨)等混合后，在高溫廠模壓成型的。模壓材料的撓性較差故應佐按襯片或襯塊規(guī)格模壓。其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其他性能。無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。若金屬纖維和粉末的含量在 40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在美、歐各國廣泛用于轎車的盤式制動遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 25器上，已成為制動摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占總質量的 60%-80%） ，摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。3.4.6 支承二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動鼓的工作表面同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由 45 號鋼制造并高頻淬火。其支座為可鍛鑄鐵(KTH 37012)或球墨鑄鐵(QT 40018)偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好件并防止這些零件的腐蝕磨損。具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的止確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄的正確位置。馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 264 氣壓制動驅動機構的設計計算氣壓制動系必須采用空氣壓縮機,貯氣罐,制動閥等裝置,使結構復雜,笨重,輪廓尺寸大,造價高;管路中氣壓的產生和撤除均較慢,作用滯后時間較長(0.30.9s),因此在制動閥到制動氣室和貯氣罐的距離較遠時有必要加設氣動的第二級控制元件繼動閥(即加速閥)以及快放閥;管路工作壓力較低(一般為 0.50.7MPa),因而制動氣室的直徑大,只能置于制動器之外,再通過桿件及凸輪或楔塊驅動制動蹄,使非簧載質量增大;另外,制動氣室排氣時也有較大噪聲。圖 4-1 為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖。圖 4-1 氣壓雙回路制動系示意圖Fig4-1.Schematic diagram of dual-circuit brake system pressure1氣喇叭；2氣喇叭開關；3氣壓調節(jié)閥；4前制動器室；5雙針氣壓表；6主儲氣筒（供后制動器） ；7放水閥；8低壓報警器；9取氣閥；10儲氣筒單向閥；11主儲氣筒（供前制動器） ；12快放閥；13后制動器室；14連接頭；15掛車分離開關；17梭閥；18安全閥；19濕儲氣筒；20并列雙腔制動閥；21單缸空氣壓縮機此制動系統(tǒng)中，它備有兩個主儲氣筒 11 和 6。單缸空氣壓縮機 21 輸出的壓縮空氣首遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 27先經儲氣筒單向閥 9 進入濕儲氣筒并進行油水分離，然后分為兩個回路：一個回路經主儲氣筒 11 及并列雙腔制動閥 20 的后腔，通向前制動器室 4；另一回路經主儲氣筒 6 及并列雙腔制動閥 20 的前腔和快放閥 12，通向后制動氣室 13。當其中一個回路因故障而失效時，另一回路可繼續(xù)工作，以使汽車保持有一定的制動能力，因此也提高了汽車的行駛安全性。然而，絕不應如此僅利用一個制動回路長時間行車，以免發(fā)生意外。其中，空氣壓縮機以壓力達到 1.0Mpa 的壓縮空氣向貯氣罐充氣但由調壓器調定的貯氣罐壓力，一般為 0.670.73Mpa 而安全閥限定的貯氣罐最高壓力則為 0.9Mpa 左右。為了在空氣壓縮機停止工作的時間內仍能保證制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸以及汽車上的其他氣動裝置正常工作，在計算時可取工作氣壓為 0.6Mpa，貯氣罐有也應有較大的容積儲備。為了減少氣壓制動系統(tǒng)尤其是貯氣罐的體積和質量，個別車型也有采用貯氣罐壓力達 1.8Mpa、工作壓力達 0.9Mpa 的高壓氣制動系統(tǒng)的。 氣壓系統(tǒng)設計首先要解決好空氣壓縮機、貯氣罐等壓縮空氣的供給裝置與制動氣室、空氣伺服氣室、駐車制動操縱氣缸等氣壓使用裝置間的合理匹配。為此，就要進行初步的設計計算。4.1 制動氣室制動氣室有膜片和活塞式兩種。膜片式的結構簡單，對室壁的加工要求不高，無摩擦副，密封性較好，但所容許的形成較小，膜片壽命也不及活塞式的。活塞式制動氣室的行程較長，推力一定，但有摩擦損失。制動氣室輸出的推桿推力 Q 應保證制動器制動蹄所需的張力。例如，當采用非平衡式凸輪張開裝置時，兩蹄的張開力與制動氣室輸出的推力 Q 之間的關系可由下式Q=13= 8705N （4-1）（21pph2a式中:a/2-P1P2 對凸輪中心的力臂；h-Q 力對凸輪軸線的力臂。根據凸輪形狀的不同，a 和 h 可能會隨凸輪轉角而變化 a 取 30mm，h 取 328mm。為了輸出推力 Q,則制動氣室的工作面積應為A=cm2 （4-2）hpPP2)21(apQ14510687055式中：p-制動氣室的工作壓力。對于活塞式制動氣室：馬林丕：重型貨車氣壓制動系統(tǒng)結構設計 28A=2D4式中:D-活塞或氣缸直徑。 hp2P1Pa2D）（對于膜片式制動氣室，膜片的有效承壓面積可按下式近似地計算：A=13 （4-3）（22ddDD12=cm22 .149)120155120155(1214. 322式中:D-制動氣室殼體