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重型自卸汽车设计（制动系设计）重型自卸汽车设计（制动系设计）摘摘 要要本次我们设计的课题是 64T 重型自卸汽车。我的任务是负责汽车的制动系的设计。该制动系统的主要用途是使行驶中的汽车减速甚至停车，使下坡的汽车速度保持平稳，以及使已停驶的汽车保持不动。本次设计的制动系主要设计方案包含行车制动系统与驻车制动系统两套系统。结构形式方面选用凸轮驱动领从蹄式制动器。采用双回路气力驱动制动系统。前制动气室采用膜片式制动气室，后制动气室采用复合式制动气室。行车制动系统作用在前、后轮上。驻车制动系统为放气制动式，作用于中、后轮上，用手制动阀操纵。当行车制动失效时，驻车制动可做紧急制动用。本次制动系的设计在工作过程中安全可靠，在初速为 30km/h 时制动距离小于 10m，驻车坡度大于 35%，制动轻便等都满足了设计要求；而且在任何速度下制动时，汽车都不丧失操纵性和方向稳定性。当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系都通过传感器传递信号对驾驶员给于音响或光信号等报警提示。从而提高行车安全性。关键词关键词:制动系，制动蹄，气力驱动，凸轮全套图纸，加全套图纸，加 153893706DESIGN OF HEAVY-DUTY DUMP TRUCK(DENSIGN OF BRAKING SYSTEM)ABSTRACTThe design of our 64T is the subject of heavy dump truck. My task is responsible for vehicle braking system design. The brake systems main purpose is to make teavelling in the car slow down or even stopping, the downhill speed of the car remained stable, and to stopthe car has to keep moving.The design of the braking system design options include road vehicl braking systems and brake system in the two systems. Structure in the form of optional cam drive leading trailing. Dual-circuit efforts to drive braking system. Brake chamber before a patch-brake chamber, after the brake chamber used composite brake chamber. Road brake sysrem of the former, on the rear. Braking system for traffic-gas-brake, in effect, the rear wheels, manipulated by hand Zhidong Fa. When the lane brake failure, the car brakes with emergency brake to do.The braking system design in the course of their work secure in the muzzle velocity of 30km/h when the braking distance of less than 10m, the slope is greater than 35% of car, brake light and so meet the design requirements and in any speed under the brake, do not lose control of the vehicle and direction of stability. When the brake drive any component failure and the destruction of its basic functions,through the vehicle braking system sensors send signals to the drivers to sound or light signals in the police and other tips. So as to enhance traffic safety.Keywords:Braking system, Brake shoes, Pneumatic-driven,Cam 目 录第一章第一章 绪论绪论 .- 1 -1.1 本课题的目的和意义 .- 1 -1.2 汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势 .- 1 -1.3 鼓式制动器技术研究进展和现状 .- 2 -1.4 研究重点 .- 3 -第二章第二章 汽车总体参数的选择及计算汽车总体参数的选择及计算 .- 4 -2.1 汽车形式的确定 .- 4 -2.1.1 轴数 .- 4 -2.1.2 驱动形式 .- 4 -2.1.3 布置形式 .- 4 -2.2 汽车质量参数的确定 .- 5 -2.2.1 质量系数 .- 5 -2.2.2 汽车总质量 .- 5 -2.2.3 载荷分配 .- 5 -2.3 汽车主要数据的确定 .- 6 -2.3.1 质心高度 .- 6 -2.3.2 轴距 .- 6 -第三章第三章 制动器的结构型式及要求制动器的结构型式及要求 .- 7 -3.1 鼓式制动器的结构形式 .- 8 -3.1.1 领从蹄式制动器 .- 10 -3.1.2 单向双领蹄式制动器 .- 13 -3.1.3 双向双领蹄式制动器 .- 14 -3.1.4 双从蹄式制动器 .- 15 -3.1.5 单向增力式制动器 .- 15 -3.1.6 双向增力式制动器 .- 16 -3.2 鼓式制动器方案的确定 .- 17 -第四章第四章 理想制动力及其分配理想制动力及其分配 .- 18 -4.1 制动力与制动力分配系数.- 18 -4.2 同步附着系数.- 23 -4.3 制动器最大制动力矩 .- 24 -第五章第五章 制动器的设计计算制动器的设计计算 .- 26 -5.1 鼓式制动器的结构参数.- 26 -5.1.1 制动鼓内径 D .- 26 -5.1.2 摩擦衬片宽度 b 和包角.- 27 -5.1.3 摩擦衬片起始角0.- 28 -5.1.4 制动器中心到张开力0F作用线的距离 e .- 28 -5.1.5 制动蹄支承点位置坐标 a 和 c.- 28 -5.1.6 摩擦片摩擦系数f.- 28 -5.2 制动蹄片上的制动力矩 .- 29 -5.3 行车制动效能计算.- 31 -5.4 驻车制动计算.- 32 -5.5 摩擦衬片的磨损特性计算.- 34 -第六章第六章 制动器的结构及主要零部件设计制动器的结构及主要零部件设计 .- 36 -6.1 制动蹄 .- 36 -6.2 制动鼓 .- 36 -6.3 摩擦衬片 .- 37 -6.4 摩擦材料 .- 38 -6.5 蹄与鼓之间的间隙自动调整装置 .- 39 -6.6 制动支承装置 .- 41 -6.7 张开机构 .- 41 -6.8 制动蹄回位弹簧 .- 41 -第七章第七章 制动驱动机构的结构形式选择与设计计算制动驱动机构的结构形式选择与设计计算 .- 42 -7.1 制动驱动机构的结构形式选择.- 42 -7.2 气压驱动机构的设计计算.- 43 -第八章第八章 结论结论 .- 46 -参考文献参考文献 .- 47 -致谢致谢 .- 48 -外文资料外文资料 .- 49 -外文资料译文外文资料译文 .- 55 -第一章 绪论1.1 本课题的目的和意义本课题的目的和意义车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车的制动性能是由汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整车性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。汽车的制动过程是很复杂的，它与汽车总布置和制动系各参数选择有关。汽车制动系统主要由供能装置、传能装置、控制装置和制动器组成，制动器的实际性能是整个制动系中最复杂和最不稳定的因素，因此制动器的设计在整车设计中显得非常重。1.2 汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势汽车制动系在国内外的研究状况及发展趋势随着汽车安全性的日益提高，汽车制动系统也历经了数次变迁和改进。从最初的皮革摩擦制动，到后来的鼓式、盘式制动器，再到机械式 ABS 制动系统，紧接着伴随电子技术的发展又出现了模拟电子 ABS 制动系统、数字式电控 ABS 制动系统，等等。近 10 年来，西方发达国家又兴起了对汽车线控系统的研究，线控制动系统应运而生，并开展了对电控机械制动系统的研究。简单来说，电控机械制动系统就是把原来液压或者压缩空气驱动的部分改为电动机驱动，借以提高响应速度，增加制动效能, 同时大大简化了结构，降低了装配和维护的难度。由于人们对制动性能要求的不断提高，传统的液压或者空气制动系统在加入大量电子控制系统(如 ABS、TCS、ESP)后，结构和管路布置越来越复杂，加大了液压(空气)回路泄漏的隐患，同时装配和维修的难度也随之提高；因此，结构相对简单、功能集成可靠的电控机械制动系统越来越受到青睐。可以预见，EMB 将最终取代 1 传统的液压(空气)制动器，成为未来汽车制动系统的发展方向。1.3 鼓式制动器技术研究进展和现状鼓式制动器技术研究进展和现状长期以来，为了充分发挥蹄鼓式制动器的重要优势，旨在克服其主要缺点的研究工作和技术改进一直在进行中，尤其是对蹄鼓式制动器工作过程和性能计算分析方法的研究受到高度重视。这些研究工作的重点在于制动器结构和实际使用因素等对制动器的效能及其稳定性等的影响，取得了一些重要的研究成果，得到了一些比较可行、有效的改进措施，制动器的性能也有了一定程度的提高。1997 年，提出了一种“电控自增力鼓式制动器”设计方案，该制动器是通过机械的方法来实现鼓式制动器的自增力，制动效能因数的变化范围为 26。应用一套电控机械装置调整领蹄的支承点来提高制动器的制动效能数，以补偿由于摩擦材料的热衰退而引起的摩擦系数降低。该制动器达到相同的制动力矩所要求的输入力是盘式制动器 1/7。该系统的控制装置允许每个制动器单独工作，从而提高了行车的安全性，另外对驾驶和操纵舒适性也有所提高，但仍然存在一些问题，诸如系统复杂、高能耗、高成本、维护困难等。1999 年提出一种四蹄八片（块）式制动器，通过对结构参数合理匹配设计，制动效能因数有一定地提高，同时制动效能_因数对摩擦系数的敏感性也可以有适当地改善，这就在一定程度上改善了制动效能的稳定性。2000 年，提出一种具有多自由度联动蹄的新型蹄鼓式制动器，该型式的制动器使得制动效能因数及其稳定性得到显著提高；摩擦副间压力分布趋于均匀，可保证摩擦副间接触状态的稳定，并延长摩擦片使用寿命；性能参数可设计性强，可根据对制动效能的需要，较灵活地进行制动器设计。另外，近年来则出现了一些全新的制动器结构形式，如磁粉制动器、湿式多盘制动器、电力液压制动臂型盘式制动器、湿式盘式弹簧制动器等。对于关键磁性介质磁粉，选用了抗氧化性强、耐磨、耐高温、流动性好的军工磁粉；磁毂组件选用了超级电工纯铁 DT4，保证了空转力矩小、重复控制精度高的性能要求；在热容量和散热等方面，采用了双侧带散热风扇，设计了散热风道等，使得该技术有着极好的应用前景。尽管对蹄鼓式制动器的设计研究取得了一定的成绩，但是对传统蹄鼓式制动器的设计仍然有着不可替代的基础性和研发性作用，也可为后续设计提供理论参考。1.4 研究重点研究重点根据设计车型的特点，进行参数选择；确定制动器的结构方案；完成制动器的总体和主要零部件的设计。第二章第二章 汽车总体参数的选择及计算汽车总体参数的选择及计算2.12.1 汽车形式的确定汽车形式的确定汽车的分类按照 GB/T3730.12001 将汽车分为乘用车和商用车。不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式、以及布置形式上有区别。2.1.1 轴数轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎负荷能力以及汽车的结构等。包括乘用车以及汽车总质量小于 19t 的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在 19t 以上的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴或四轴以上的形式。由于本设计的汽车是重型，所以采用三轴布置方案。2.1.2 驱动形式驱动形式由于本设计的汽车总质量大于 19t，所以采用 64 的驱动形式。2.1.3 布置形式布置形式货车可以按照驾驶室与发动机相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可按发动机位置不同，分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。平头式货车的发动机位于驾驶室内，其主要优点是：汽车总长和轴距尺寸短，最小转弯直径小，机动性能好；不需要发动机罩和翼子板，汽车整备质量减小，驾驶员视野得到明显改善，采用翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比比较高。平头式货车得到广泛的应用。所以本设计采用偏置式的布置形式，并且采用发动机前置后桥驱动。2.22.2 汽车质量参数的确定汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车整备质量 、载客量、装载质量、质量系数 0m、汽车总质量 、轴荷分配等。0mam本设计中给出装载质量=41t。em2.2.1 质量系数质量系数质量系数是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即。0m0m/em0m该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的设计水平0m和工艺水平越先进。参考同类型的汽车的质量系数值（表 2-1）后，综合选定本设计中的质量系数值 表 2-1 不同类型汽车的质量系数0m汽车类型0m轻型080-110中型120-135货车重型130-170由此可以确定质量系数，=41000/23000=1.783。0m0m2.2.2 汽车总质量汽车总质量汽车总质量是指装备齐全，并按照规定装满客，货时的整车质量。am商用货车的总质量由整备质量、装载质量和驾驶员以及随行人员质量三am0mem部分组成，即 Kg1065aemmmn式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。代入数据，n=1， =23t， =41t 可得到总质量=64.065t。0memma2.2.3 载荷分配载荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性，为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小，因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的性能要求，使用条件等，合理地选择轴荷分配。表 2-2 各类汽车的轴荷分配满载空载车型前轴后轴前轴后轴乘用车发动机前置前轮驱动发动机前置后轮驱动发动机后置后轮驱动47% 60%45% 50%40% 46%40% 53%50% 55%54% 60%56% 66%51% 56%38% 50%34% 44%44% 49%50% 62%商用货车后轮单胎4 2后轮双胎，长、短头式4 2后轮双胎，平头式4 2后轮双胎6 432% 40%25% 27%30% 35%19% 25%60% 68%73% 75%65% 70%75% 81%50% 59%44% 49%48% 54%31% 37%41% 50%51% 56%46% 52%63% 69%本设计选择后轮双胎，平头式的数据进行计算。6 42.32.3 汽车主要数据的确定汽车主要数据的确定2.3.1 质心高度质心高度汽车的质心高度参考同类型重型货车可以选择空载时的质心高度为=1044mm，满载时的质心高度取为=1464mm。ghgh2.3.2 轴距轴距轴距 L 对整备质量、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距小时，上述指标均减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短，会带来一系列缺点，车厢长度不足或后悬过长，制动或上坡时轴荷转移过大，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏，车身纵向角震动过大，此外还会导致万向节传动的夹角过大等问题。综合各方面数据选择重型货车的轴距 L=4580mm。第三章 制动器的结构型式及要求汽车制动器除各种缓速装置外，几乎都是机械摩擦式的，即是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车的，根据旋转元件的不同分为鼓式和盘式两大类，不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，鼓式刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，而且盘式制动器比鼓式制动器要贵些，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。其工作原理如图 3-1 所示。图 3-1 鼓式制动器工作原理1、2制动蹄 3、5支承销 4制动鼓带有摩擦片的制动蹄 1、2 通过支承销 5、3 铰装在制动底版上。制动时，轮缸活塞（转动凸轮轴）对制动蹄施加张开力 P，使其绕支承销转动，并抵靠在制动鼓 4 表面上。这是制动蹄 1、2 分别受到制动鼓作用的法向反力 、 ，和1Y2Y切向力 、 ，而制动蹄的切向反力对制动鼓产生一个与其旋转方向相反的1X2X制动力矩（+）R， （R 为制动鼓工作半径） ，从而达到使汽车减速的目的。1X2X制动系应满足如下要求：(1)能适应有关标准和法规的规定。(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。(3)工作可靠。(4)制动效能的热稳定性好。(5)制动效能的水稳定性好。 (6)制动时的操纵稳定性好。(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求。(8)作用滞后的时间要尽可能地短。(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。(10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。(11)能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰。(12)制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维6。3.13.1 鼓式制动器的结构形式鼓式制动器的结构形式鼓式制动器一般可按其制动蹄受力情况进行分类（见图 3-2） ，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状态以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。图 3-2 制动器的结构形式鼓式制动器的各种结构形式如图 3-3a-f 所示。图 3-3 鼓式制动器示意图（a）领从蹄式（用凸轮张开） ；（b）领从蹄式（用制动轮缸张开） ；（c）双领蹄式（非双向，平衡式） ；（d）双向双领蹄式；（e）单向增力式；（f）双向增力式不同形式鼓式制动器的主要区别有：（1）蹄片固定支点的数量和位置不同。（2）张开装置的形式与数量不同。 （3）制动时两蹄片之间有无相互作用。因蹄片的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别，并使制动效能不一样。在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动效能。在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动效能因素的无因次指标。制动效能因素的定义为：在制动鼓或制动盘的作用半径 R 上所得到的摩擦力（）与输/MR入力之比，即0F 0MKF R式中，K 为制动器效能因素；R 为制动器输出的制动力矩。制动效能的稳定性是指其效能因素 K 对摩擦因素 的敏感性。使用中 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 的变化敏感性小。3.1.1 领从蹄式制动器领从蹄式制动器如图 3-3(a)、(b)所示，图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，蹄 1 为领蹄，蹄 2 为从蹄。汽车倒车时制动鼓的变为反向旋转，随之领蹄与从蹄相互对调。制动鼓正、反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄式制动器。由图 3-3(a)、(b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称减势蹄。 “增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。对于两蹄的张开力的领从蹄式制动器结构，如图 3-3(b)所示，两PPP21蹄压紧制动鼓的法向力相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，其差值由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。对于如图 3-3(a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩分别相等，而作用于两蹄的张开力 P1、P2 则不等，且必然有 P10 的车轮，其力矩平衡方程为: （4-1）0eBfrFT式中： 制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与fT车轮旋转方向相反，Nm； 地面作用于车轮上的制动力，之间的摩擦力，又称为地面制即地BF面与轮胎动力，其方向与汽车行驶方向相反，N； 车轮有效半径，m。er令 = / (4-2)fFfTer即制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0 时，大小亦fFBF相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、fFfF摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力 受着附fTfFBFBF着条件的限制，其值不可能大于附着力 ，即F （4-BFZF 3）式中 轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在fFBFF地面上滑移。此后制动力矩 即表现为静摩擦力矩，而即成为与fTeffrTF/相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0 以后，地面制动BF力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使BFFfFPF摩擦力矩增大而继续上升如图 3.1。fT 图 4-1 制动器制动力与踏板力关系曲线根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力 Z1，Z2 为： （4-)(21dtdughLLGZg4） （4-)(12dtdughLLGZg5）式中 ：G汽车所受重力； L汽车轴距； 汽车质心离前轴距离；1L图 4-2 汽车制动时整车受力分析图 汽车质心离后轴距离；2L 汽车质心高度；gh g 重力加速度； 汽车制动减速度。dtdu 若在附着系数为（我们选择在沥青路面上制动，则选取=0.6）的路面上制动，前、后轮均抱死（同时抱死或先后抱死均可） ，此时汽车总的地面制动力为 (4-6)GqdtdugGFFFBBB21式中 q（）制动强度，亦称比减速度或比制动力；gdtduq ，前后轴车轮的地面制动力。1BF2BF此时 等于汽车前、后轴车轮的总的附着力，亦等于作用于质心的制BFF动惯性力 ，即有dtdum= （4-7）BFFGdtdum则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的表达式： （4-8）)(21ghLLGZ （4-9）)(12ghLLGZ在本设计中，重型货车在满载时的基本数据如下：轴距 L=4580mm,质心距前轴距离 L =458078%=3528mm，L =L- L =1052mm，汽121车所受的重力 G=m g=640659.8=627837N，同步附着系数=0.6，汽车满载时的a质心高度 h =1464mm。g重型货车在空载时的基本数据如下：质心距前轴的距离=458063%=2870mm， =L-=1710mm，=1044mm，1L2L1Lgh=230659.8=226037N。G故 满载时： Z =145806278376 . 014641052=264623.69N Z =245806278376 . 014643528=363213.3N 空载时：=1Z45802260376 . 010441710=125613.4N 2Z =45802260376 . 010442870=110728.5N由以上两式可求得前轴车轮附着力为: (4-10)()(221ggBhLLGLhFLLGF后轴车轮附着力为 : （4-)()(112ggBhLLGLhFLLGF11）故满载时前、后轴车轮附着力即地面最大制动力为： F=Z=264.620.6=158.77kN11 F=Z=363.210.6=217.93 kN22 空载时前、后轴车轮附着力 =115.310.6=69.19 kN1F1Z =110.730.6=66.44 kN2F2Z当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即:(1)前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；(2)后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；(3)前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由式(4.7)、式(4.10)、 （4.11）不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是 (4-12)GFFFFBBff2121 (4-13)/()(/122121ggBBffhLhLFFFF式中 前轴车轮的制动器制动力，；1fF111ZFFBf后轴车轮的制动器制动力， ；2fF222ZFFBf前轴车轮的地面制动力；1BF 后轴车轮的地面制动力；2BF，地面对前、后轴车轮的法向反力；1Z2ZG 汽车重力；，汽车质心离前、后轴距离；1L2L汽车质心高度。gh由式(4.12)、(4.13)得 (4-14)2(421121222fgfggfFhGLFGLhLhGF式中 L汽车的轴距。将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分1fF2fF配曲线，简称 I 曲线，如图 4.3 所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按 I 曲线的规律分配，则能保证1fF2fF汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能使前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力 之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数1fFfF： （4-1112fffffFFFFF15）图 4-3 空载与满载时理想制动力分配曲线则： = （4-LhLg216）代入数据得空载时： =0.510 满载时： =0.421由于在附着条件限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。又由于满载和空载时的理想分配曲线非常接近，故应采用结构简单的非感载式比例阀。4.24.2 同步附着系数同步附着系数式(4-15)可表达为： (4-17)112ffFF上式在图 4.3 中是一条通过坐标原点且斜率为(1-)/的直线，它是具有制动器制动力分配系数为 的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称 线。图中 线与 I 曲线交于 B 点，可求出 B 点处的附着系数= ,则称线与 I 曲0线交点处的附着系数为同步附着系数。它是汽车制动性能的一个重要参数，0由汽车结构参数所决定。同步附着系数的计算公式 (4-18)ghLL20满载时：=0.5980空载时：=0.5990利用附着系数就是在某一制动强度 q 下，不发何生任车轮抱死所要求的最小路面附着系数 。4.34.3 制动器最大制动力矩制动器最大制动力矩最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力,成正比。由式（2.8）可知，双轴汽车前，后车轮附1Z2Z着力同时被充分利用或前，后同时抱死时的制动力之比为= （4-12ffFF12ZZ21ggLhLh19）式中 , 汽车质心离前，后轴距离；1L2L 同步附着系数；0 汽车质心高度。gh通常，上式的比值：轿车约为 1.31.6；货车约为 0.50.7.制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 = （4-1fT1feF r20） = （4-2fT2feF r21）式中： 前轴制动器的制动力，；1fF11fFZ 后轴制动器的制动力，；2fF22fFZ 作用于前轴车轮上的地面法向反力；1Z 作用于前轴车轮上的地面法向反力；2Z 车轮有效半径。er根据市场上的大多数微型货车轮胎规格及国家标准 GB-T_2977-1977；选取的轮胎型 14.00R24。可得有效半径=680mmer= （4-1maxfT1eZr2geGLhrL22）= （4-2maxfT1max1fT23） 由式（4-19），式（4-20）可得=158.77680=107963.6 1maxfT2geGLhrLmN = =148192.42maxfT1max1fTmN =0.73max2max1ffTT4 .1481926 .107963前轴单个制动器制动力矩为：T=53981.81f2max1fT26 .107963mN 后轴单个制动器制动力矩为：T=37048.12f4max2fT44 .148192mN 第五章第五章 制动器的设计计算制动器的设计计算5.15.1 鼓式制动器的结构参数鼓式制动器的结构参数5.1.1 制动鼓内径制动鼓内径 D输入力一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。0F但 的增大（图 5-1）受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙，D通常要求该间隙不小于 2030mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。图 5-1 鼓式制动器主要几何参数制动鼓直径与轮辋直径之比的范围如下：/rD D乘用车 =0.64-0.74/rD D商用车 =0.70-0.83/rD D制动鼓内径尺寸应参考专业标准 QC/T3091999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列 。轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小 125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小 80mm-100mm，设计时亦可按轮辋直径初步确定制动鼓内径（见表 5-1） 。表 5-1 制动鼓最大内径轮辋直径/in121314151620轿车180200240260-制动鼓最大内径/mm货车、客车220240260300320420初选轮辋直径 24 英寸，则轮辋直径=2425.4mm=609.6mm。rD所以 D=609.6 0.83=506mm，R=253。5.1.2 摩擦衬片宽度摩擦衬片宽度 b 和包角和包角摩擦衬片宽度尺寸 的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸取b窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些 ，则质量大，不易加工，并且增加了成本。这两个参数加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积 ,即mm （5-360/21DbA21）式中： D制动鼓内径（mm） ； b制动蹄摩擦衬片宽度(mm)； 分别为两蹄的摩擦衬片包角， （） 。12, 摩擦衬片的包角通常在 范围内选取，试验表明，摩擦衬片90 120包角 时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再90 100减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于 120，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度 b 较大可以降低单位压力，减小磨损，但 b 的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触，通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过 2.5MP 的条件来选择衬片宽度 b 的。设计时应尽量按擦擦片的产品规格选择 b 值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大， （如表 5-2 所示） 。而单个摩擦衬片的摩擦面积 A 又取决于制动鼓半径 R，衬片宽度 b 及包角 ，即： （5-2）ARb式中, 是以弧度为单位，当 A，R， 确定后，由上式也可初选衬片宽 b 的尺寸。表 5-2 制动器衬片摩擦面积汽车类型汽车总质量 m /ta单个制动器总的衬片摩擦面积/mmA2轿车0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客车与货车1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250(多为 150-200)250-400300-650550-1000600-1500(多 600-1200)制动鼓各蹄摩擦衬片总摩擦面积越大，则制动时产生的单位面积正压力越小，从而磨损也越小。本设计中，摩擦衬片包角取 100，制动蹄摩擦衬片宽度 b 根据 QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列可取 b 取 150mm。5.1.3 摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角如图 5-1 所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得o中央。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。 090(/ 2)405.1.4 制动器中心到张开力制动器中心到张开力作用线的距离作用线的距离 e0F在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离 a 尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取左右。e 取 205mm。0.8eR5.1.5 制动蹄支承点位置坐标制动蹄支承点位置坐标 a 和和 c应在保证两蹄支承端面不致相互干涉的条件下，使 a 尽可能大而 c 尽可能小（图 5-1） 。初步设计可取 a=0.8R 左右,c=42mm。a 取 205mm。5.1.6 摩擦片摩擦系数摩擦片摩擦系数f选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器非常重要。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.30.5，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在设计制动器时，并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于250时，保持摩擦系数=0.350.40 已不成问题。因此，在假设的理想条件下f计算制动器的制动力矩，取=0.4 可使计算结果接近实际值。另外，在选择摩擦f材料时,应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。在本设计中选取= =0.4。f5.25.2 制动蹄片上的制动力矩制动蹄片上的制动力矩在实际计算中采用由张开力 P 计算制动力矩的方法更为方便。 图 5-3 张开力计算用简图 图 5-4 制动力矩计算用简图 前轮：对领蹄：=-11.58=28.4 =128.440 Tan r=0.205, r=11.620542 2sin2sin22cos2cosarctan1=8.3式中：-制动器摩擦衬片包角， -摩擦衬片径向变形系数。1R =1222sin2sin22cos2coscoscos4 R =0.28m式中：R -制动器摩擦衬片摩擦力作用半径1mc21. 04220522D =11111sincosfRfcfhR =0.425m式中：h制动器凸轮轴中心到制动器支撑中心的距离。 C制动鼓中心到制动蹄支撑中心的距离。 D -制动器凸轮张开力作用直径。1所以 F=kN01115 . 0DTf51.63425. 08 .539815 . 0从蹄：=28.4， =128.4 =8.3 R =R =0.28m1221D =22222sincosfRfcfhR =0.150m所以 F=179.94 kN02215 . 0DTf对中后轴，因为其有 4 个制动器领蹄： F=43.59 kN01125 . 0DTf425. 01 .370485 . 0从蹄： F=123.49 kN02225 . 0DTf150. 01 .370485 . 0计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能，由=0.83f=0.43 . 8sin21. 028. 03 . 8cos21. 0sincos111cRc故制动器不会自锁。 5.35.3 行车制动效能计算行车制动效能计算 行车制动效能是由在一定的制动初速度下及最大踏板力下的制动减速度和制动距离来评价的。汽车的最大减速度由下式确定：maxj (5-29)dtdvgGGaa由此得出 (5-30)gdtdvjmax式中： 汽车所受重力，N;aG 附着系数; g重力加速度，g=9.8 ;2/sm v制动初速度，m/s。故最大减速度=9.80.7=6.86maxj2/sm制动距离 S= m (5-31)max22192.25)(6 . 31jvvtt 式中： 机构制动滞后时间；1t 制动器制动力增长过程所需时间；2t +制动作用时间，一般在 0.2s0.9s 之间，取 +0.5；1t2t1t2t V制动初速度，由表 取为 47km/h。故制动距离 S=8 . 97 . 092.2547475 . 06 . 312 =18.95 m我国试验路面 ，任意载荷，制动初速度 47km/h 时，紧急制动，要求0.7制动距离要不大于 20m，制动减速度不小于 5.9 。经过验证该制动器符合2/sm要求。5.45.4 驻车制动计算驻车制动计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如图 5-5 所示， 图 5-5 汽车在上坡路上停驻时的受力简图由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (5-32)sincos(12gahLLgmZ同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为： (5-33)sincos(12gahLLgmZ 根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，即由 (5-34)sin)sincos(1gmhLLgmaga求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 (5-35)ghLL1arctan汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 (5-36)ghLL1arctan故 满载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 ghLL1arctan =14646 . 0458035286 . 0arctan =29.8汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 ghLL1arctan =14646 . 0458035286 . 0arctan =21.2空载时：汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为 ghLL1arctan =10446 . 0458028706 . 0arctan =23.5 汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为 ghLL1arctan =10446 . 0458028706 . 0arctan =18.3一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于 1620；汽车列车的最大停驻坡度约为 12左右，由以上计算可知满足法规规定值。5.55.5 摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。汽车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为 Wmm2。双轴汽车的单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 (5-37)1222112)(21tAvvmea (5-38)1 (2)(21222212tAvvmea (5-39)jvvt21式中 汽车回转质量换算系数，近似取 1.0；汽车总质量；am，汽车制动初速度与终速度，ms；计算时轿车取1v2vkm/h(27.8m/s)；总质量 3.5t 以下的货车取 =80km/h(22.2m/s)；总质1001v1v量 35t 以上的货车取=65kmh(18ms)；1v j制动减速度，计算时取 j=06g；2/sm t制动时间，s； Al，A2前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积，Al=253=264806.7mm 41501801002A2=253=529613.3mm ；81501801002制动力分配系数，0.421。故在紧急制动到 =0 km/h 时，并可近似地认为 1：=2.23sjvvt218 . 96 . 001 .13单个前轮制动器和单个后轮制动器的比能量耗散率分别为1222112)(21tAvvmea =1.96Wmm2)1 (2)(21222212tAvvmea =1.35Wmm2对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的 e 值允许略大于 1.8 Wmm2。故设计满足要求。另一个磨损特性指标是衬片单位摩擦面积的制动器摩擦力，比摩擦力越大，则磨损越严重，单个车轮制动器的比摩擦力为：对前轮：=0.0016N/mm =0.48 N/mm3 .1324032538 .539811101RATff2 0f2对后轮：=0.0011 N/mm =0.48 N/mm3 .1324032531 .370482202RATff2 0f2第六章第六章 制动器的结构及主要零部件设计制动器的结构及主要零部件设计6.16.1 制动蹄制动蹄乘用车和总质量较小商用车的制动蹄广泛采用 T 形型钢碾压或钢板冲压焊接制成；总质量较大商用车的制动蹄则多用铸铁，铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一，两条径向槽，使蹄的弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片与制动鼓之间的解除压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形，山字形几种。为了提高效率，增加制动蹄的使用寿命和减小磨损，在总质量较大的商用车的铸造制动蹄靠近张开凸轮一端，设有滚轮或镶装有支持张开凸轮的垫片（图 6-1。图 6-1 铸铁制动蹄的结构形式设计时衬片铆接在制动蹄上，制动蹄腹板和翼缘的厚度商用车的为 58mm，本次设计去 8mm。制动蹄采用双固定式支撑销支撑。偏心轴调整制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心。支撑销由 45 号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁 KTH370-12 或球墨铸铁 QT400-18 件。6.26.2 制动鼓制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。制动鼓有铸造和组合式两种。铸造制动鼓多选用灰铸铁铸造，具有机械加工容易、耐磨、热容量大等优点。为防止制动鼓工作时受载变形，常在制动鼓的外圆周部分铸有加强肋，用来加强刚度和散热效果（图 6-2a） 。制动鼓鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但实验表明，壁厚由 增至 20 mm 时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：乘用车为 7-12 mm；中，商用车为 13-18 mm。制动鼓在闭合一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计壁厚的选取从其刚度和强度方面考虑，选择 15mm，材料为灰铸铁HT200。组合式制动鼓的圆柱部分可以用铸铁铸出，腹板部分用钢板冲压成形（图 6-2b） ；也可以在钢板冲压的制动鼓内侧，镶装用离心浇铸的合金铸铁组合构成制动鼓（图 6-2c） ；或主体用铝合金铸成，内镶一层珠光体组成的灰铸铁作为工作表面（图 6-2d） 。组合式制动鼓的共同特点是质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦系数。 图 6-2 制动鼓的结构形式6.36.3 摩擦衬片摩擦衬片摩擦衬片的的材料应该满足如下要求：（1）具有一定的稳定的摩擦因数。在温度、压力升高和工作速度发生变化时，摩擦因数的变化应尽可能小。（2）具有良好的耐磨性。不仅摩擦衬片应有足够的使用寿命，而且对偶摩擦副的磨耗也要求尽可能小。通常要求制动盘的磨耗不大于衬块的 1/10。（3）要有尽可能小的压缩率和膨胀率。压缩变形太大影响制动主缸的排量和踏板行程，降低制动灵敏度。膨胀率过大，摩擦衬块和制动盘要产生拖磨，尤其是对鼓式制动器衬片受热膨胀消除间隙后，可能产生咬死现象。（4）制动时不应产生噪声，对环境无污染。（5）应采用对人体无害的摩擦材料。（6）有较高的耐挤压强度和冲击强度，以及足够的抗剪切能力。（7）应将摩擦衬块的导热率控制在一定得范围。要求摩擦衬块在 300 C 加热板上作用 30min 后，背板的温度不超过 190 C，防止防尘罩、密封圈过早老化和制动液温度迅速升高。以前制动器摩擦衬片使用的是由增强材料（石棉及其他纤维） ，粘结剂，摩擦性能调节剂组成的石棉摩阻材料。它有制造容易，成本低，不易刮伤对偶等优点。但由于它又有耐热性能差，摩擦因数随温度升高而降低，磨耗增高和对环境有污染，特别是石棉能致癌，所以已逐渐被淘汰。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属磨阻材料，具有较高的耐热性和耐磨性，这几年来得到广泛的应用。6.46.4 摩擦材料摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在 100 C120 C 温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4 以上)，冲击强度比模压材料高 45 倍。但耐热性差，在 200 C250 fC 以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。表 6-1 摩擦材料性能对比各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为 0.30.5。设计计算中制动器时摩擦系数一般选用=0.30.4。f表 6-1 列出了各种摩擦材料主要性能指标的对比。6.56.5 蹄与鼓之间的间隙自动调整装置蹄与鼓之间的间隙自动调整装置为了保证制动鼓在不制动时能自由转动，制动鼓与制动衬片之间，必须保持一定间隙。此间隙量应尽可能小，因为制动系的许多工作性能受此间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙，过分大的间隙会带来许多不良的后果：制动器产生制动作用的时间增长；各制
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