KD1060型載貨汽車設計（制動系統(tǒng)設計）,kd1060,載貨,汽車,設計,制動,系統(tǒng) KD1060型載貨汽車設計（制動系統(tǒng)設計） 摘 要 制動系至少有兩套制動裝置即行車制動裝置和駐車制動裝置。行車制動裝置是用作強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。駐車制動裝置是用作是汽車停在原地或坡道上。 制動性能是車輛最重要的性能之一，車輛制動系統(tǒng)性能的好壞直接影響到車輛行駛的安全性。因此，有必要對車輛制動系統(tǒng)進行詳細的研究。 本設計對鼓式制動器的結構形式進行綜合的分析，對六種形式的優(yōu)缺點作了比較，根據(jù)對各種制動器方案對比分析，本設計采用了領從蹄式制動器。其主要優(yōu)點是：制動器的效能及穩(wěn)定性均處于中等水平，但由于其在汽車前進與倒退時的制動性能不變，且結構簡單，造價較低，也便于附裝駐車驅動機構；易于調整蹄片與制動鼓之間的間隙。本次設計中，行車制動系采用人力液壓式制動；駐車制動的驅動機構為手動駐車；串聯(lián)雙腔制動主缸，雙回路結構。前后制動器都采用領從蹄式鼓式制動器。設計中根據(jù)總體參數(shù)和制動器的結構與參數(shù)，通過理論推導和計算，對該車制動時的制動力和制動力矩等做了細致的分析。 關鍵詞：制動系統(tǒng)，制動器，行車制動系，應急制動 KD1060 TRUCK DESIGN （BRAKE SYSTEM） ABSTRACT Break system consists of service break arrangement and parking break arrangment.Service break system used to force the vehicle to show down and keep a steady speed when downgrading.The parking break system intended to hold the vehicle immovable when parked on an incline. The braking capability is one of the most important performances of vehicles, and the capability of the brake system directly affects the vehicles’ safety. Therefore, it is necessary to make a research about the vehicle’s braking system in detail. This design carries on the synthesis analysis to the drum type of the brake structural style. It compares the advantages and disadvantages of six kinds of forms, and according to this contrast analysis of the kinds of the brake plan, the horseshoe type’s brake is adopted. Its main merits are that although the brake efficiency and the stability are in the medium level, because the automobile braking performance is invariable when going ahead and going backwards, the construction cost is lower, and it attaches installs in the vehicle’s driving mechanism and adjusts the gap between the brake shoe patch and the brake drum easily.The design uses manual hydraulic break and series connected double cavity general pump. Both the front and rear break is double leading-rear break.According to the vehicle’s parameters and the break’s parameter,after theory analytic and calculating, we analyzed the breaking force and direction stability when breaking specifically. KEY WORD：braking system，brake ，service break system, emergency brake V 常用符號表 —制動器因數(shù) —汽車承受的總地面制動力 —汽車制動器制動力 —輪胎與地面間的附著力 —制動器摩擦副的摩擦系數(shù) —汽車重力 —重力加速度 —汽車質心高度 —制動減速度 —汽車軸距 —汽車總重量 —制動蹄摩擦片與鼓之間的法向力 —制動蹄的張開力 —車輪有效半徑 —制動器對車輪的制動力矩 —汽車行駛速度 —地面對車輪的法向力 —汽車制動器制動力分配系數(shù) —輪胎與地面間的附著系數(shù) —同步附著系數(shù) 目 錄 第一章 概 述…………………………………………………………………1 第二章 制動系的結構形式及其選擇……………………………………3 §2.1制動器結構形式簡介……………………………………………3 §2.2制動器的結構形式選擇…………………………………………4 §2.3制動驅動機構的結構型式選擇………………………………8 §2.4 液壓式制動驅動機構雙回路系統(tǒng)方案選擇……………10 第三章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 …………………………………11 §3.1與設計相關的整車參數(shù)的確定………………………………11 §3.2制動力及其分配系數(shù)…………………………………………11 §3.3同步附著系數(shù)……………………………………………………14 §3.4最大制動力矩……………………………………………………16 §3.5制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù)………………………………17 第四章 制動器的設計計算………………………………………………20 §4.1制動器因數(shù)的計算………………………………………………20 §4.2張開力計算………………………………………………………22 §4.3摩擦襯片的磨損特性計算……………………………………22 §4.4駐車制動計算……………………………………………………24 §4.5 汽車制動性能計算……………………………………………25 第五章 液壓制動驅動機構的設計計算………………………………27 §5.1制動輪缸直徑與工作容積的確定……………………………27 §5.2制動主缸直徑與工作容積確定………………………………28 §5.3制動踏板力F與踏板行程的設計計算………………………28 §5.4真空助力器………………………………………………………29 §5.5制動力分配的調節(jié)裝置………………………………………31 第六章 制動器主要零部件的結構設計與強度計算………………30 §6.1制動器主要零部件的結構設計………………………………30 §6.2制動器主要零件強度計算 ……………………………………31 結論……………………………………………………………………………33 參考文獻………………………………………………………………………34 致謝…………………………………………………………………………… 第一章 概 述 制動系是用于使行駛中的汽車以適當?shù)臏p速度降速行駛直至停車，使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停止的汽車在原地或斜坡上駐留不動的機構。 汽車的制動系統(tǒng)可以分為4種制動系統(tǒng)，即行車制動系統(tǒng)、應急制動系統(tǒng)和駐車制動系統(tǒng)，另外還有輔助制動系統(tǒng)。 汽車制動系至少應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(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置和輔助制動裝置；牽引汽車還應有自動制動裝置。 行車制動裝置用于強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(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住在一定位置甚至在斜坡上，同時它也有助于汽車在坡路上起步。為防止其產生故障，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。 汽車制動系應滿足如下要求： 一、符合有關要求和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準法規(guī)制定的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 二、具有足夠的制動效能。包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動能力是用一定的制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠停駐的最大坡度來評定。 三、工作可靠。汽車制動至少應有兩套獨立的制動裝置，且其驅動機構應各自獨立，行車制動裝置驅動機構應采用雙回路系統(tǒng)，當其中一回路失效時，另一回路仍能可靠工作。 四、制動效能的熱、水穩(wěn)定性好。 五、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?shù)谋壤?，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。 六、制動踏板的位置和行程符合人——機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便，舒適，能減少疲勞。踏板行程不大于170mm,其中考慮了摩擦襯片或襯塊的容許磨損量。各國法規(guī)規(guī)定，制動的最大踏板力一般為700N。設計時，緊急制動（約占制動總次數(shù)的5%～10%）踏板力的選取范圍為350～550N采用伺服制動或動力制動應取小值。 七、作用滯后的時間要盡可能的短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平的時間（制動滯后時間）和從開放踏板至完全解除制動的時間（解除制動滯后時間）。 八、制動時不應產生振動和噪聲。 九、與懸架轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。 十、制動系中應有音響或光信號等報警裝置以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中也應有必要的安全裝置；一旦主，掛之間的連接制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅使駐車制動將其停駐。 十一、能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現(xiàn)象；氣溫低時制動管路不應出現(xiàn)結冰。 十二、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，應力求減小制動時飛散到大氣中的有害于人體的石棉纖維。 隨著電子技術飛速發(fā)展，汽車防抱死系統(tǒng)（ABS）在技術上已經(jīng)成熟，開始在汽車上普及。近年來還出現(xiàn)了集ABS和其他擴展功能于一體的電子控制制動系統(tǒng)（EBS）和電子助力制動系統(tǒng)(BAS)。另外，車距報警及防追尾碰撞系統(tǒng)也已在部分轎車上開始使用。 50 第二章 制動系的結構型式及選擇 §2.1 制動器結構形式簡介 除山區(qū)行駛的汽車輔助制動裝置利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等緩速措施外，汽車制動器幾乎均為機械摩擦式。 汽車制動器按其在汽車上的位置分車輪制動器和中央制動器。前者是安裝在車輪處，后者則安裝在傳動系某軸上，例如變速器第二軸的后端或傳動軸的前端。 摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。鼓式制動器又分為內張式鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上或變速器殼或與其相固定的支架上；其旋轉摩擦元件為制動鼓，利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱帶式制動器。在汽車制動器中帶式制動器曾僅用于某些汽車的中央制動器，現(xiàn)在汽車已很少使用。由于外束型鼓式制動器通常簡稱為帶式制動器，而且在汽車上已很少使用。故通常所說的鼓式制動器即是內張型鼓式結構。 盤式制動器的旋轉元件是一個垂向安放且以兩側面為工作面的制動盤，其固定摩擦元件一般是位于制動盤兩側并帶有摩擦片的制動塊。當制動盤被兩側的制動塊夾緊時，摩擦表面便產生作用于制動盤上的摩擦力矩。盤式制動器常用作轎車的車輪制動器，也可用于各種汽車的中央制動器。車輪制動器主要用于行車制動，有的也可兼作駐車制動之用。 鼓式制動器和盤式制動器的結構形式有多種，其主要結構形式如圖2-1所示。 §2.2制動器的結構形式選擇 和鼓式制動器相比： 一、盤式制動器制動效能較低，用于液壓制動系統(tǒng)時所需制動促動管路壓力較高； 制動器 鼓式 盤式 液壓驅動 氣壓驅動 液壓制動 氣壓制動 領從蹄式 雙領蹄式 雙從蹄式 增力式 從蹄無支撐 從蹄無支撐 單向雙領蹄式 雙向雙領蹄式 單向增力式 雙向增力式 凸輪 曲柄 楔 圓弧線凸輪 漸開線凸輪 阿基米得線凸輪 單楔 雙楔 全盤式 鉗盤式 固定鉗 浮動鉗 滑動 擺動 圖2-1 制動器的結構形式 二、兼用于駐車制動時，需要加裝的駐車制動傳動裝置較鼓式制動器復雜，因而在后輪上的應用受到限制； 三、除封閉的多片全盤式制動器外，其他盤式制動器難于完全防止油污和銹蝕； 四、為獲得較大制動力矩采用多片全盤式制動器時，其制動盤冷卻條件差，溫升較大； 五、襯塊工作面積小，磨損快，溫升高，使用壽命低，需用高材質的摩擦材料，本次設計的目標車型為輕型載貨汽車，從商品的經(jīng)濟性角度出發(fā)，不宜選擇成本較高的盤式制動器。 綜合考慮以上因素，本次設計行車制動采用鼓式制動器。 鼓式制動器的制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是否一致分為領蹄和從蹄兩種。制動蹄張開時的轉動方向和制動鼓旋轉方向一致的制動蹄稱為領蹄，反之則稱為從蹄。 鼓式制動器按蹄的類型分為： 圖2-2 鼓式制動器簡圖 （a）領從蹄式；（b）雙領蹄式；（c）雙向雙領蹄式； （d）單向增力式；（e）雙向增力式 §2.2.1 領從蹄式制動器 如圖2-2（a）示，圖上旋向箭頭代表汽車前進時制動鼓旋向，則蹄1為領蹄，蹄2為從蹄。汽車倒車時制動鼓旋向變?yōu)榉聪颍瑒t相應地使領蹄與從蹄相互對調了。這種當制動鼓正反方向旋轉總有一領蹄和一從蹄的鼓式制動器稱領從蹄式制動器。 對兩蹄張開力相等的領從蹄式制動器，制動時領蹄由于摩擦力矩的“增勢”作用，使其進一步壓緊制動鼓而使其所受法向力加大；從蹄由于摩擦力矩的“減勢”作用而使其所受法向力減小，從而導致領蹄磨損較嚴重。為使兩摩擦片壽命均衡可適當減小從蹄摩擦襯片包角。由于兩蹄法向力不等，其差值要由車輪輪轂軸承承受。這種兩蹄法向力不能相互平衡的制動器稱非平衡式制動器。 領從蹄式制動器的效能和穩(wěn)定性處于中等水平，汽車前進、倒退行駛時制動性能不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；調整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易，故而廣泛應用于輕、中、重型貨車前后輪制動器及轎車后輪制動器。 §2.2.2 雙領蹄式制動器 汽車前進時兩制動蹄均為領蹄的制動器稱雙領蹄制動器。但倒車時兩蹄又均變成從蹄，故又稱其為單向雙領蹄制動器。如圖2-2（b）示，兩制動蹄各用一單活塞制動輪缸推動，兩套制動蹄、制動輪缸等機件在制動底板上以中心對稱布置，屬平衡式制動器。 雙領蹄式制動器有較高的正向制動效能，但倒車時制動效能大降。采用前雙領蹄式制動器與后領從蹄式制動器相匹配，可較容易的獲得所希望的前、后輪制動力分配，并使前、后輪制動器的許多零件有相同的尺寸。由于其難于附加駐車制動驅動機構，故不用作后輪制動器。 §2.2.3雙向雙領蹄式制動器 汽車前進、倒退時其兩蹄均為領蹄，且兩蹄兩端均為浮式支撐。如圖2-2（c）示。 雙向雙領蹄式制動器有較高的制動效能，制動性能穩(wěn)定，故廣泛應用于中、輕型載貨汽車和部分轎車的前、后輪制動器。其結構較復雜，且需另設中央制動器用于駐車制動。 §2.2.4 單向增力式制動器 單向增力式制動器的兩蹄片只有一個固定支點，兩蹄下端經(jīng)推桿相互連接成一體，制動器僅有一個輪缸用來產生推力張開蹄片，如圖2-2（d）示。 單向增力式制動器在汽車前進制動時制動效能很高，但倒車制動時其制動效能最低。故僅用于少數(shù)輕、中型貨車和轎車的前輪制動器。 §2.2.5 雙向增力式制動器 將單向增力式制動器的單活塞制動輪缸換用雙活塞制動輪缸，其上端的支撐銷也作為兩蹄共用，即為雙向增力式制動器，如圖2-2（e）示。雙向增力式制動器也是非平衡式制動器。 雙向增力式制動器的制動效能非常高，施加很小的張開力，即可獲得較大的制動力。其常以行車制動器與駐車制動器共用的形式應用于大型高速轎車，也廣泛應用于汽車中央制動器。 上述制動器的特點是用制動器效能、效能的穩(wěn)定性和摩擦襯片磨損均勻程度來評價。增力式制動器效能最高，雙領蹄次之，領從蹄式更次之，雙從蹄式制動器的效能最低，故極少采用。而就工作穩(wěn)定性來考慮，則相反，雙從蹄式最好，增力式最差。本次設計車型最高車速≤70km/h，對制動器的效能要求不是很高，而制動器的效能穩(wěn)定性相對較重要。 摩擦系數(shù)的變化是影響制動器工作效能穩(wěn)定性的主要因素。還應指出，制動器的效能不僅與制動器的結構型式、結構參數(shù)和摩擦系數(shù)有關，也受到其他因素的影響。例如制動器摩擦襯片與制動鼓僅在襯片的中部接觸時，輸出的制動力矩就?。欢谝r片的兩端接觸時，輸出的制動力矩就大。制動器的效能常以制動效能因數(shù)或簡稱制動因數(shù)BF（brake factor）來衡量，制動器效能因數(shù)的定義為，在制動鼓或制動盤的作用半徑上所得到的摩擦力與輸入力之比，即： （2-1） 式中：—制動器的摩擦力矩； —輸入力，一般取作用于兩蹄的張開力的平均值； —制動鼓或制動盤的作用半徑。 基本尺寸比例相同的各種內張式制動器的制動因數(shù)BF與摩擦系數(shù)之間的關系如圖2-3示。BF值大，其制動效能就好。在制動過程中由于熱衰退，摩擦系數(shù)會變化，因此摩擦系數(shù)變化時，BF值變化小的，制動器效能穩(wěn)定性就好。 圖2-3 制動器因數(shù)BF與摩擦系數(shù)f的關系曲線 1—增力式制動器； 2—雙領蹄式制動器； 3—領從蹄式制動器；4—盤式制動器； 5—雙從蹄式制動器 綜上，本設計所選制動器結構形式如下：前輪為雙領蹄式制動器；后輪為領從蹄式制動器，制動蹄上下支承面均加工成弧面，采用浮式支承，這可使整個制動蹄沿支承平面有一定的浮動量，制動蹄可以自動定心，保證與制動鼓全面接觸。同時在該制動器中附設駐車制動機械促動裝置，兼作駐車制動器。 §2.3制動驅動機構的結構型式選擇 §2.3.1行車制動器驅動機構的結構型式選擇 制動驅動機構用于將司機或其他動力源的制動作用力傳給制動器，使之產生制動力矩。 表2—1 制動驅動機構的結構型式 圖2—4 雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的五種分路方案 1—雙腔制動主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個分路；3—雙回路系統(tǒng)的另一分路 根據(jù)制動力源的不同，制動驅動機構可分為簡單制動、動力制動以及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2-1示。 本設計制動驅動機構結構形式選為真空伺服制動系，在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)（真空助力器）產生，而在伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅動液壓系統(tǒng)產生一定程度的制動力。 §2.3.2駐車制動器驅動機構的結構型式選擇 駐車制動驅動機構采用手操縱機械式鋼絲軟軸遠距離操縱的形式，其操縱機構布置在駕駛室內。 §2.4 液壓式制動驅動機構雙回路系統(tǒng)方案選擇 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應為雙回路系統(tǒng)，以便當一回路發(fā)生故障時，其他完好的回路仍能可靠地工作。雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統(tǒng)5種方案圖如圖2-4示。 本設計采用前后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱Ⅱ型，如圖2-4（a）所示。其特點是管路布置最簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸鼓式制動器相配合，成本較低，若后輪制動管失效，則一旦前輪抱死就會失去轉彎制動能力。這種布置方案在貨車上應用最為廣泛。 綜上，本次設計制動系的結構型式方案總結如下： 行車制動器 設計為雙管路Ⅱ型回路真空助力液壓控制，前、后領從蹄式制動器，前鼓式雙活塞雙制動輪缸單向雙領蹄式制動器；后鼓式雙活塞單向制動輪缸領從蹄式制動器，兼充駐車制動器，并可用于應急制動。駐車制動驅動機構為手操縱機械鋼絲軟軸遠距離操縱式，其操縱機構布置在駕駛室內。 第三章 制動系的主要參數(shù)及其選擇 §3.1與設計相關的整車參數(shù)的確定 由設計任務書，參考同類車型（HFC1060D1輕型載貨汽車），相關的整車參數(shù)確定如下： 汽車滿載質量 =6045kg; 汽車空載質量 =2850kg; 汽車軸距 =3308; 滿載時前后軸荷 =2176kg（36%） =3869kg（64%）； 空載時前后軸荷 =1539kg（54%） =1311kg（46%）； 質心距前軸的距 =2117 =1521.68； 質心距后軸的 =1191 =1786.32； 滿載時質心高度 =1100; 空載時質心高度 =1000; 車輪滾動半徑 =410; §3.2制動力及其分配系數(shù) 汽車制動時，忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，對任一角速度>0的車輪，其力矩平衡方程為： (3-1) 式中：—制動器對車輪作用的制動力矩，； —地面作用于車輪的制動力，稱地面制動力，; —車輪有效半徑，； 令 (3-2) 并稱之為制動器制動力，僅由制動器的結構參數(shù)所決定。 當踏板力增大時，隨增大而增大，但又受附著條件限制，其值不可能大于附著力，見圖3-1，即 (3-3) 式中：—輪胎與地面間的附著系數(shù)； —地面對車輪的法向反力。 圖3-1 地面制動力與制動器制動力的關系 圖3-2汽車受力分析圖 圖3-2為汽車在水平路面上制動時的受力情況。圖中忽略空氣阻力、旋轉質量減速時產生的慣性力矩以及汽車的滾動阻力矩。另外，還忽略了制動時車輪邊滾邊滑的情況，且附著系數(shù)只取一定值。由圖3-2，對后軸車輪的接地點取力矩，得平衡式： (3-4) 式中：—汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N; —汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N; —汽車軸距，； —汽車質心距前軸距離，； —汽車質心距后軸距離，； —汽車質心高度，； —汽車所受重力，N; —汽車制動減速度，。 令，稱制動強度，則式（3-4）又可表達為 (3-5) 若在附著系數(shù)為的路面上制動，前后輪均抱死，此時汽車總地面制動力等于汽車前后軸車輪的總附著力，見圖3-2即有 （3-6） 帶入式（3-4）則得水平地面作用于前、后車輪的法向力另一表達式： （3-7） 汽車總地面制動力為 （3-8） 式中：—制動強度 —前后軸車輪的地面制動力。 由式（3-3）~（3-5）及（3-8）可求出前后軸車輪的附著力為 （3-9） 上式表明：汽車在附著系數(shù)為任一確定值的路面上制動時，各軸車輪附著力即極限制動力并非為常數(shù)，而是制動強度或總制動力的函數(shù)。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據(jù)汽車前后軸的軸荷分配，以及前后車輪制動器制動力分配、道路附著系數(shù)和坡度情況等，制動情況有3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。 顯然第（3）種情況附著條件利用最好。 由式（3-8）（3-9）求得附著系數(shù)為的路面上，前后車輪附著力同時被充分利用的條件為 （3-10） 式中：，—前后軸車輪的制動器制動力，N; ，—前后軸車輪的地面制動力，N; ，—地面對前后車輪法向力，N; —汽車質心距前軸距離，mm； —汽車質心距后軸距離，mm； —汽車所受重力，N; —汽車質心高度，mm。 由式（3-10）消去得 （3-11） 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想前后制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖3-3示。如汽車前后制動器制動力能按I曲線規(guī)律分配，則可保證任一附著系數(shù)的路面上制動時，均可使前后車輪同時抱死。然而，目前貨車前后制動器制動力之比為一定值，以 （3-12） 表示，即為制動力分配系數(shù)。 §3.3同步附著系數(shù) 由式（3-12）得 （3-13） 上式在圖3-3中是一條通過坐標原點且斜率為（1-）/的直線，它是具有制動器制動力分配系數(shù)為的汽車的實際前、后制動器動力分配線，簡稱線。 圖中線與I曲線交點處的附著系數(shù)即為同步附著系數(shù)。它是汽車制動性能的一個重要參數(shù)，由汽車結構系數(shù)所決定。 圖 3-3 某貨車的線與I曲線 圖 3-3 某貨車的線與I曲線 對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動器才會同時抱死。當汽車在不同值的路面上制動時，可能有以下情況： (1)當<，β線位于I曲線下方，制動時前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。 (2)當>，β線位于I曲線上方，制動時后輪先抱死，這時容易發(fā)生后軸側滑使汽車失去方向穩(wěn)定性。 (3)當=，制動時汽車前、后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也失去轉向能力。 分析表明，只有在=的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 的選擇與很多因數(shù)有關。若主要是在較好的路面上行駛，則選的值可偏高些，反之可偏低些。從緊急制動的觀點出發(fā)，值宜取高些。汽車若常帶掛車行駛或常在山區(qū)行駛，值宜取低些。國外文獻推薦貨車滿載時的同步附著系數(shù)。 本次設計車型為輕型載貨汽車，最大車速為70k，車速相對較低，此取。 聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會(ECE)的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷情況下，轎車的制動強度在0.150.8，其他汽車的制動強度在0.150.3的范圍內時，前輪均應能先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在0.20.8的范圍內，必須滿足0.1+0.85(-0.2)。 §3.4最大制動力矩 由式（3-10）（3-13）得 （3-14） 代入， 對于常遇到的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數(shù)值的汽車，這種汽車后輪制動抱死的可能性小，而汽車行駛方向的控制更為重要，為了保證在的良好的路面上能夠制動到后軸車輪和前軸車輪先后抱死滑移，前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力力矩為： （3-15） （3-16） 式中：為該車所能遇到的最大附著系數(shù)。一個車輪制動器應有的最大制動力矩為按上列公式計算所得結果的一半值。 取，由式（3-15）（3-16）得單個車輪制動器最大制動力矩 §3.5制動器的結構參數(shù)與摩擦系數(shù) §3.5.1 制動鼓內徑D和制動鼓厚度 輸入力一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但制動鼓內徑D受輪輞內徑限制。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20～30，否則不僅制動鼓散熱條件太差，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，以減小制動時的溫升。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。 貨車制動鼓直徑與輪輞直徑之比： =0.70～0.83 載貨汽車和客車制動鼓內徑一般比輪輞外徑小80～100。設計時可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑（見表3-1） 本車輪輞6.0，，， 參表3-1及《汽車行業(yè)標準》，選，。 表3-1 制動鼓內徑參考值 輪輞直徑（） 12 13 14 15 16 20，22.5 制動鼓最大內徑（） 轎車 180 200 240 260 — — 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓在工作時如同一個懸臂梁，所以壁厚的選取主要從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些有助于增大熱容量，試驗表明，壁厚從11增至20，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁厚：中、重型貨車為13～18。 §3.5.2．摩擦襯片寬度b和包角 摩擦襯片寬度尺寸的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度快，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，可以減少磨損，但質量大，不易加工，不易保證與制動鼓全面接觸，且增加了成本。設計時一般按～初選。且應盡量按國產摩擦襯片規(guī)格選擇。 參《汽車行業(yè)標準》取，。 摩擦襯片的摩擦面積為： = 式中為摩擦襯片包角，單位為弧度。 制動器各蹄襯片總的摩擦面積越大，制動時所受單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大，具體數(shù)據(jù)見表3-2。 表3-2 襯片摩擦面積襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質量／t 單個制動器摩擦襯片總面積／ 轎車 0.9-1.5 1.5～2.5 100～200 200～300 貨車及客車 1.0—1.5 1.5—2.5 2.5～3.5 3.5—7.0 7.0—12.0 12.0—17.0 120～200 150～250 (多為150～200) 250～400 300～650 550～1000 600～1500 (多為600-1200) § 圖3-4鼓式制動器的主要幾何參數(shù) 3.5.3摩擦襯片起始角 前輪制動一般襯片布置在制動蹄外緣的中央，即令。 前輪： 后輪： §3.5.4制動器中心到張開力作用線的距離 初定 。 §3.5.5制動蹄支承點位置坐標和 初步暫定 。 §3.5.6摩擦片摩擦系數(shù) 摩擦片摩擦系數(shù)對制動力矩的影響很大，主要考慮其熱穩(wěn)定性當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于250℃時，保持摩擦系數(shù)～0.40已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取可使計算結果接近實際。選。 各參數(shù)詳見圖3-4。 第四章 制動器的設計計算 §4.1 制動器因數(shù)的計算 鼓式制動器制動因數(shù)的計算通常是根據(jù)摩擦襯片的壓力分布規(guī)律、徑向變形規(guī)律以及張開力與摩擦襯片法向壓力的解析關系，利用微積分和列制動蹄力平衡方程式的方法通過其定義（式（2-1））求得。 由于這種方法導出過程較繁瑣，我們采用以下公式計算制動器的制動器因數(shù)。 §4.1.1支承銷式雙領蹄制動器的制動器因數(shù) 單個領蹄的制動蹄因數(shù)為： 圖 4-1支承銷式雙領蹄制動器的制動器因數(shù)計算用圖 （4-1） 式中： （4-2） （4-3） —角對應的圓弧，單位為弧度； —摩擦系數(shù)，0.3。 以上各式中有關結構尺寸參數(shù)見圖4-1。 整個制動器因數(shù) = （4-4） 前制動器結構參數(shù)： ，，，， 后制動器結構參數(shù)： ，，，， 計算得： , §4.1.3 制動蹄自鎖條件檢驗計算 對于支承銷式雙領蹄制動器，蹄不自鎖的條件為： （4-5） 由式（4-14） 前制動器 后制動器， 故蹄均不自鎖 。 §4.2 張開力計算 由式（2-1），液壓驅動制動器所需張開力 (4-6) 對前、后輪制動器 §4.3摩擦襯片的磨損特性計算 §4.3.1 比能量耗散率e 緊急制動時汽車制動器能量負荷最大，襯片的磨損最嚴重。 在緊急制動時雙軸汽車單個前輪和后輪制動器的比能量耗散率分別為： （4-7） （4-8） 式中： —汽車總質量； —汽車制動初速度，；（總質量3.5t以上的貨車取=65（18）；）； —制動減速度，，計算時?。? —制動時間，； 、—前后制動器襯片的摩擦面積； —制動力分配系數(shù)。 鼓式制動的比能量耗損率以不大于為宜。 由上 所以摩擦襯片選取合適。 §4.3.2 比摩擦力 比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力，單個車輪制動器的比摩擦力為 （4-9） 式中，—單個制動器的制動力矩； —制動鼓半徑； —單個制動器的襯片摩擦面積。 當制動減速度時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于為宜。 ； ； 故摩擦襯片合格。 §4.3.3 平均壓力 （4-10） 式中：—摩擦襯片與制動鼓間的法向力； —摩擦襯片的摩擦面積。 當前由于磨損問題受到更大重視，可取[]=1.40～1.60MPa(當摩擦系數(shù)=0.30～0.35時)，緊急制動時允許取[]＝2～2.5MPa。 計算得 二者均小于[]＝2～2.5MPa，故摩擦襯片合格。 §4.3.4 比滑磨功 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至停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功來衡量： （4-11） 式中—汽車總質量，kg； —汽車最高車速，； —車輪制動器各制動襯片(襯塊)的總摩擦面積，； []—許用滑磨功，貨車取[]＝600～800。 故摩擦襯片合適。 §4.4 駐車制動計算 圖4-3為汽車在上坡路上停駐時的受力情況。 圖4-3 汽車在上坡路上停駐時的受力情況 根據(jù)后軸車輪附著力與制動力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由 （4-12） 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 （4-13） 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 （4-14） 一般對輕型貨車要求最大停駐坡度不應小于25%，單個后輪駐車制動器的制動力矩上限為。 由式（4-24）（4-25） 其上坡最大停駐坡度為58.4%； 其下坡最大停駐坡度為36.3%。 單個后輪駐車制動器的制動力矩上限為 §4.5 汽車制動性能計算 §4.5.1 制動減速度 （4-15） 式中：為該車所遇最大附著系數(shù)， 則 §4.5.2 制動距離 理論制動距離 （4-16） 式中： j—制動減速度。 V—制動初速度，30km/h。 滿足要求。 第五章 液壓制動驅動機構的設計計算 §5.1 制動輪缸直徑與工作容積的確定 制動輪缸對制動蹄施加的張開力與輪缸直徑和制動管路壓力的關系為： (5-1) 制動油路壓力一般不超過10-12MPa。 第個輪缸的工作容積為 (5-2) 式中，—第個輪缸活塞的直徑； —輪缸中活塞的數(shù)目； —第個輪缸活塞在完全制動時的行程，初步設計時可取=2.0～2.5。 所有輪缸的總工作容積為： (5-3) 式中：為輪缸數(shù)目。 取， 前制動器輪缸：; 后制動器輪缸：， 參GB7524—87，選，。 取，由式（5-2）（5-3）計算得 §5.2 制動主缸直徑與工作容積確定　 初步設計時，制動主缸的工作容積可取為： （5-4） 式中： 為所有輪缸的總工作容積。 主缸活塞行程可用下式確定 (5-5) 一般 取，由式（5-4）（5-5）得 ，參GB7524—87，選。 §5.3 制動踏板力與踏板行程的設計計算 制動踏板力用下式計算： 圖5-1　液壓制動驅動機構的計算用簡圖 (5-6) 式中， —踏板機構傳動比 ，、 見圖5-1。 —踏板機構及液壓主缸的機械效率，可取=0.82～0.86。 貨車最大踏板力一般為700，設計時，制動踏板力可在200～350的范圍內選取。 由式（5-6）,取， 真空助力比 制動踏板工作行程用下式表示： (5-7) 式中，—主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取=1.5～2.0； —主缸活塞空行程，即主缸活塞從不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。 踏板全行程對貨車不大于180，作用在制動手柄上的力貨車不大于600N，行程不大于220。 §5.4 真空助力器 裝配雙膜片真空助力器,放大倍數(shù)。 第六章 制動器主要零部件的結構設計與強度計算 §6.1 制動器主要零部件的結構設計 §6.1.1 制動鼓 圖 6-1 組合式制動鼓 本設計采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓(如圖6-1)；其質量小，工作面耐磨，并有較高的摩擦因數(shù)。沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條和若干軸向肋條以提高其剛度和散熱性能。 制動鼓相對于輪轂的對中如圖6-1所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，制動鼓工作表面的圓度和同軸度公差≤0.03，徑向跳動量≤0.05，靜不平衡度≤1.5。 §6.1.2制動蹄 制動蹄采用T形型鋼輾壓制成，制動蹄的斷面形狀如圖6-2a，并在制動蹄腹板上開有徑向槽，使制動蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，并減少制動時的尖叫聲。制動蹄腹板和翼緣的厚度分別為8和。摩擦襯片的厚度選為14。襯片鉚接在制動蹄上，噪聲較小。 圖6-2汽車制動蹄的斷面形狀 §6.1.3 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，應有足夠的剛度，因為剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。本設計制動底板采用鋼板沖壓而成，沖出翻邊和凸臺，底板具有凹凸起伏的形狀。 §6.1.4 制動蹄的支承 前輪制動器制動蹄采用偏心支承銷式，支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。后輪制動器采用浮式支撐，結構簡單且制動蹄可自行定位。 §6.1.5 制動器間隙的調整及機構 本車制動間隙采用手動調整。在制動底板開有一觀察孔，以便用塞尺檢查摩擦片與制動鼓之間的間隙。若發(fā)現(xiàn)制動器間隙以增大到使制動器效能明顯降低時： 對前輪制動器，可轉動調整凸輪進行局部調整。當制動鼓磨損重新修整其內圓面后裝配制動器時，為保證蹄鼓的正確接觸狀態(tài)和間隙值，應轉動偏心銷和調整凸輪進行全面調整；對后輪制動器，則要調整制動輪缸兩端的調整螺母，帶動螺桿的可調支座作軸向移動，則可調整制動器間隙，調整好后，用鎖片插入調整螺母的齒槽中，以固定調整螺母位置。 §6.2 制動器主要零件強度計算 §6.2.1 制動蹄支承銷剪切應力計算 支承銷所受剪切應力應滿足以下條件： （6-1） 式中：—支承銷的截面積； —摩擦系數(shù)； —許用剪切應力，。 ，，，，見圖6-3。 由式（6-1） 圖 6-3 制動 代入數(shù)值有， 取。 圖 6-3支承銷剪切應力計算用圖 第七章 結 論 1、本次設計任務為輕型貨車制動器設計。制動系的結構型式方案如下： 行車制動器為雙管路Ⅱ型回路真空助力液壓控制前、后蹄式制動器，前鼓式單活塞雙制動輪缸單向雙領蹄式制動器，制動蹄采用偏心支承銷式支承；后鼓式雙活塞單制動輪缸領從蹄式制動器，制動蹄采用浮式支撐，兼充駐車制動器，并可用于應急制動。駐車制動驅動機構為手操縱機械鋼絲軟軸遠距離操縱式，其操縱機構布置在駕駛室內。 2、本車的制動性能符合任務書要求的最小制動距離（空載小于等于7.5米），本次設計的最小制動距離為5.06m。 3、制動器摩擦襯片的磨損特性指標均滿足要求: 比能量耗散率 比摩擦力 平均壓力 比滑磨功 故以上各特性指標均滿足設計要求。 參考文獻 [1] 劉惟信主編. 汽車制動系的結構分析與設計計算. 北京：清華大學出版社，2004 P667—P749 [2] 劉惟信主編. 汽車設計. 北京：清華大學出版社，2001 [3] 陳家瑞主編. 汽車構造（第2版下冊）. 北京：機械工業(yè)出版社，2004 P179-P197 P282-P371 [4] 余志生主編. 汽車理論. 北京：機械工業(yè)出版社，2003 [5] 王望予主編. 汽車設計（第4版）. 北京：機械工業(yè)出版社，2004 P16-P39 P257-P285 [6] 劉鴻文主編. 材料力學.北京：高等教育出版社，1992 P44-P50 [7] 汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊—設計篇.北京：人民交通出版社，2001 P492-P568 [8] 汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊—制造篇.北京：人民交通出版社，2001 P186-P200 [9] 自動車技術會小林明等編. 汽車工程手冊編譯委員會譯.汽車工程手冊（第二分冊）.機械工業(yè)出版社，1984 P258-P294 [10]自動車技術會小林明等編. 汽車工程手冊編譯委員會譯.汽車工程手冊（第三分冊）.機械工業(yè)出版社，1984 P423-P524 [11]羅錦陵，宋美娟，周宏湖主編.汽車配件實用手冊.上海：上海交通大學出版社，1997 P587-P607 [12]肖永清，楊忠敏主編.汽車制動系統(tǒng)的使用與維修.北京：中國電力出版社，2004 [13]薛漢池. 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Brakes are actually energy conversion devices, which convert the kinetic energy (momentum) of the vehicle into thermal energy (heat).When stepping on the brakes, the driver commands a stopping force ten times as powerful as the force that puts the car in motion. The braking system can exert thousands of pounds of pressure on each of the four brakes. Two complete independent braking systems are