0514-JN2070越野四驅貨車氣壓制動系統(tǒng)設計【全套18張CAD圖】,全套18張CAD圖,jn2070,越野,貨車,氣壓,制動,系統(tǒng),設計,全套,18,cad JN2070越野四驅貨車氣壓制動系統(tǒng)設計 摘 要 汽車作為陸地上的現代重要交通工具，由許多保證其性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的快速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據有關資料介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數的45%。可見，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞還直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經濟效益的重要因素。制動系統(tǒng)既可以使行駛中的汽車減速，又可保證停車后的汽車能駐留原地不動。由此可見，汽車制動系統(tǒng)對于汽車行駛的安全性，停車的可靠性和運輸經濟效益起著重要的保證作用。 當今，隨著高速公路網的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。只有制動性能良好和制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的機構分析與設計計算也就顯得非常重要了。 本論文是設計JN2070越野四驅貨車的制動系統(tǒng)，采用的是氣壓驅動機構的凸輪式鼓式制動器。為了安全考慮制動系統(tǒng)的氣壓回路采用雙回路。 關鍵詞：氣壓制動 制動性 傳動裝置 The Design of Air Brake System about JN2070 off-road four-wheel drive truck Student: Qi Chen Advisor: Dr. Feng Cheng School of Mechanical and Automotive Engineering Zhejiang University of Science and Technology Abstract As an important modern land-based transport, Automotive components from many large parts ,namely, the so-called "assembly" which ensure the performance of automotive, and braking system which directly affects the safety of motor vehicles is one of the most important assembly. With the rapid development of highways and increased traffic density, traffic accidents are also increasing. According to the information on the vehicle itself as a result of problems caused by traffic accidents, the brake system failure caused the accident accounting for the total number of 45%. So braking system is an extremely important system to ensure traffic safety. In addition, the braking system has a direct impact on the quality of the average vehicle speed and vehicle transportation efficiency, that is, an important factor ensuring cost-effective transport. It not only can slow down a moving vehicle, but also to ensure that the car can be fixed in situ after parking. This shows that the vehicle braking system plays an important role in traffic safety, the reliability of parking, and transport economic efficiency. Today, with ever-expanding highway network, the improvement of vehicle speed and traffic density, on the work of automotive braking system relia become increasingly important. Only vehicles which have good braking performance and reliable braking system can give full play to their high-speed dynamic performance and to ensure the safety of traveling. This shows that the braking system is a very important component of the vehicle, thus it’s very important to the analysis and design of brake system bodies.bility requirements Keywords: air brake Brake Transmission device 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 目 錄 3 第一章 緒論 5 1.1 研究制動系統(tǒng)的意義 5 1.2 制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況 6 第二章 制動系統(tǒng)的總體設計 8 2.1 制動系的設計要求 8 2.2 汽車參數的選擇 9 2.3 制動器方案的選擇 10 2.4 制動驅動機構方案選擇 11 第三章 制動過程的動力學參數計算 15 3.1制動過程車輪所受的制動力 15 3.1.1地面制動力 15 3.1.2制動器制動力 16 3.1.3地面對前、后車輪的法向反作用力 17 3.1.4理想的前、后制動器制動力分配曲線 18 3.2制動距離與制動減速度計算 22 3.2.1制動距離與制動減速度 22 3.2.2制動距離的分析 23 3.3同步附著系數與附著系數利用率計算 23 3.4制動器的最大制動力矩 26 第四章 制動器的結構參數設計 29 4.1 制動鼓內徑D 29 4.2 摩擦襯片寬度b包角 30 4.3 摩擦襯片起始角 31 4.4 制動器中心到張開力作用線的距離 31 4.5 制動蹄支承點位置坐標a和c 31 4.6 摩擦片摩擦系數 31 第五章 鼓式制動器的設計計算 33 5.1 駐車制動能力的計算 33 5.2 中央制動器的計算 34 5.3 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 35 5.4 計算蹄片上的制動力矩 37 5.5 檢查制動蹄有無自鎖 40 5.6 摩擦襯片磨損特性計算 40 第六章 鼓式制動器主要零部件的設計 43 6.1 制動蹄 43 6.2 制動鼓 43 6.3 摩擦襯片 44 6.4 制動底板 45 6.5 摩擦材料 45 6.6 蹄與鼓之間的間隙調整裝置 46 6.6.1采用輪缸張開裝置 46 6.6.2采用凸輪張開裝置 46 6.6.3采用楔塊張開裝置 47 6.7 制動器支撐裝置 47 6.8 凸輪式張開機構 47 第七章 氣壓制動驅動機構的設計計算 48 7.1 制動氣室 49 7.2 貯氣罐 51 7.3 空氣壓縮機 53 結 論 55 致 謝 56 參考文獻： 57 第一章 緒論 1.1 研究制動系統(tǒng)的意義 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 制動系統(tǒng)的發(fā)展狀況 目前國內外汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展大致相似，國內研究現狀：目前制動系統(tǒng)的供能裝置主要是，人力制動、伺服制動、動力制動三種形式。目前，人力僅是來控制操縱機構，助力系統(tǒng)分為伺服制動、氣定液壓制動、液壓制動。液壓制動是目前得到廣泛應用的一種制動系統(tǒng)。傳動裝置上，普遍都是采用氣或液壓通過管路傳遞到制動器上，進行壓力制動。目前，也有通過電機進行制動的，通過電機產生的制動力直接作用在制動器上進行制動。制動器主要有鼓式制動器、盤式制動器兩種。鼓式制動器分為很多種、雙領蹄式制動器、領從蹄式制動器等。盤式制動器有固定鉗式制動器、浮動鉗式制動器等。盤式制動器的摩擦材料在逐漸的發(fā)展，目前國內多以半金屬纖維增強復合摩擦材料應用最為普遍。但一些企業(yè)和地方根據本身的特點，也在研究新型摩擦材料。 大約從20世紀60年代開始，電子技術的進步成為汽車工業(yè)發(fā)展的最大動力?，F代汽車的控制系統(tǒng)幾乎全由電子控制裝置實現，在提高經濟性、動力性、可靠性、舒適性和排放控制系統(tǒng)方面起到明顯的作用。因此，電子產品在汽車上的應用比例，已成為評價其品質、性能指標的重要依據。 今天，ABS/ASR已經成為歐美和日本等發(fā)達國家汽車的標準設備。目前，ABS/ASR已在歐洲新載貨車中普遍使用，并且歐共體法規(guī)EEC/71/320已強制性規(guī)定在總質量大于3.5t的某些載貨車上使用，重型車是首先裝用的。然而ABS/ASR只是解決了緊急制動時附著系數的利用，并可獲得較短的制動距離及制動方向穩(wěn)定性，但是它不能解決制動系統(tǒng)中的所有缺陷。因此ABS/ASR功能，同時可進行制動強度的控制。車輛制動控制系統(tǒng)的發(fā)展主要是控制技術的發(fā)展。一方面是擴大控制范圍、增加控制功能；另一方面是采用優(yōu)化控制理論，實施伺服控制和高精度控制。在第一方面，ABS功能的擴充除ASR外，同時把懸架和轉向控制擴展進來，使ABS不僅僅是防抱死系統(tǒng)，而成為更綜合的車輛控制系統(tǒng)。 第二章 制動系統(tǒng)的總體設計 2.1 制動系的設計要求 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5—15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。 8）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 2.2 汽車參數的選擇 貨車的主要參數： 長寬高（mm） 668023002640 軸 距（mm） 3650 質心距前軸（mm） 2490 質心距后軸（mm） 1160 前 輪 距（mm） 1774 后 輪 距（mm） 1774 最小離地間隙（mm）300 整車整備質量（kg）3600 最大總質量 （kg） 6800 最 高 車 速（km/h）90 質心高度 (mm) 空載 1100mm 滿載 800mm 2.3 制動器方案的選擇 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。目前廣泛使用的是摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式、盤式和帶式。帶式制動器只用做中央制動器；鼓式和盤式制動器的結構形式有多種，如下所示: 圖2-1 制動器的分類 鼓式制動器一般可按其制動蹄受力情況進行分類，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀態(tài)以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同。 盤式制動器摩擦副中的旋轉元件是以端面工作的金屬圓盤，被稱為制動盤。其固定元件則有著多種結構型式，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2～4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。這種由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，制動盤的全部工作面可同時與摩擦片接觸，這種制動器稱為全盤式制動器。鉗盤式制動器過去只用作中央制動器，但目前則愈來愈多地被各級轎車和貨車用作車輪制動器。全盤式制動器只有少數汽車(主要是重型汽車)采用為車輪制動器。 鼓式剎車有良好的自剎作用，由于剎車來令片外張，車輪旋轉連帶著外張的剎車鼓扭曲一個角度(當然不會大到讓你很容易看得出來)剎車來令片外張力(剎車制動力)越大，則情形就越明顯，因此，一般大型車輛還是使用鼓式剎車，除了成本較低外，大型車與小型車的鼓剎，差別可能只有大型采氣動輔助，而小型車采真空輔助來幫助剎車。 成本較低：鼓式剎車制造技術層次較低，也是最先用于剎車系統(tǒng)，因此制造成本要比碟式剎車低 凸輪式制動器。目前，所有國產汽車及部分外國汽車的氣壓制動系統(tǒng)中，都采用凸輪促動的車輪制動器，而且大多設計成領從蹄式。 中重型貨車因為噸位的原因制動力的力量也必須要大，所以用氣壓（就是鼓式剎車）的方式制動，如果使用碟式制動，需要把碟做成相當大的直徑，而使用鼓式制動，只需要加深鼓的深度就可以了，直徑可以不太大，所以安裝起來比較方便。所以在本設計中選用的是鼓式凸輪制動器。 2.4 制動驅動機構方案選擇 制動驅動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產生制動力矩。根據制動力源的不同，制動驅動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。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，如下表： 表2-1制動驅動機構的結構形式 制動力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動力源 工作介質 型式 工作介質 簡單制動系（人力制動系） 司機體力 機械式 桿系或鋼絲繩 僅用于駐車制動 液壓式 制動液 部分微型汽車的行車制動 動力制動系 氣壓動力制動系 發(fā)動機動力 空氣 氣壓式 空氣 中，重型汽車的行車制動 氣壓-液壓式 空氣， 制動液 液壓動力制動系 制動液 液壓式 制動液 私服制動系 真空伺服制動系 司機體力與發(fā)動機動力 空氣 液壓式 制動液 轎車，微，輕，中型汽車的行車制動 氣壓伺服制動系 空氣 液壓伺服制動系 制動液 人力制動系統(tǒng)是簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，人力制動。其又分為機械式和液壓式兩種機構形式。機械式完全靠桿系傳力，由于機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠，主要用在駐車制動。 液壓式簡單制動系（通常簡稱為液壓制動系）用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯i后時間短(0.1～0.3s)，工作壓力高(可達10～12MPa)，輪缸尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質量小、造價低；機械效率高。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡而影響傳輸，即產生所謂“氣阻”，使制動效能減低甚至失效，而當氣溫過低時（-25C和更低時），由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。液壓制動曾被廣泛應用于乘用車和總質量不大的商用車。 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產生，而在動力伺服系統(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（即由伺服制動轉變?yōu)槿肆χ苿樱Ｒ虼?，在中級以上的轎車及輕，中型客，貨汽車上得到了廣泛的應用。 按伺服系統(tǒng)能源的不同，可分為真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系。其伺服能源分別為真空能（負氣壓能），氣壓能和液壓能。 真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度(負壓，一般可達0.05～0.07 MPa)作動力源，一般的柴油車若采用真空伺服制動系時，則需有專門的真空源—由發(fā)動機驅動的真空泵或噴吸器構成。氣壓伺服制動系是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.6～0.7 MPa。故在輸出力相等時，氣壓伺服氣室直徑比真空伺服氣室直徑小得多。且在雙回路制動系中，如果伺服系統(tǒng)也是分立式的，則氣壓伺服比真空伺服更適宜，因此后者難于使各回路真空度均衡。但氣壓伺服系統(tǒng)的其他組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復雜得多。真空私服制動系多用于總質量在1.1t-1.35t以上的轎車及裝載質量在6t以下的輕，中型載貨汽車上，氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質量為6～12t的商用車，以及少數幾種排量在4.0L以上的乘用車。 全液壓動力制動系是用發(fā)動機驅動油泵產生的液壓作為制動力源。其制動系的液壓系統(tǒng)與動力轉向的液壓系統(tǒng)相同，也有開式（常流式）和閉式（常壓式）兩種。開式（常流式）系統(tǒng)在不制動時，制動液在無負荷狀況下由油泵經制動閥到儲液罐不斷地循環(huán)流動，制動時則借助于閥的節(jié)流而產生所需的液壓進入輪缸。閉式（常壓式）回路因平時保持著高液壓，故又稱常壓式。它對制動操縱的反應比開式的快，但對回路的密封要求較高。當油泵出故障時，開式的將立即補氣之動作用，而閉式的還有可能利用回路中的蓄能器的液壓繼續(xù)進行若干次制動。故目前汽車用的全液壓動力制動系多用閉式（常壓式）的。 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的有點外，還具有操縱輕便，制動反應快，制動能力強，受氣阻影響較小，易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向，液壓懸架，舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其機構復雜，精密件多，對系統(tǒng)的封閉性要求也較高，故并未得到廣泛應用。 各種形式的動力制動在動力系統(tǒng)失效時，制動作用即全部喪失。 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(0.3～0.9s),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0.5～0.7MPa),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)。 在本設計中選用的是氣壓制動系統(tǒng)。 第三章 制動過程的動力學參數計算 3.1制動過程車輪所受的制動力 汽車受到與行駛方向相反的外力時，才能從一定的速度制動到較小的車速或直至停車。這個外力只能由地面和空氣提供。但由于空氣阻力相對較小，所以實際外力主要是由地面提供的，稱之為地面制動力。地面制動力越大，制動距離也越短，所以地面制動力對汽車制動性具有決定性影響。 下面分析一個車輪在制動時的受力情況。 3.1.1地面制動力 假設滾動阻力偶矩、車輪慣性力和慣性力偶矩均可忽略圖，則車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖3-1所示。 圖3-1 車輪制動時受力簡圖 是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤相對滑動時的摩擦力矩，單位為；是地面制動力，單位為N；為車輪垂直載荷、為車軸對車輪的推力、為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為N。 顯然，從力矩平衡得到 （3-1） 式中，為車輪的有效半徑（m）。 地面制動力是使汽車制動而減速行駛的外力，但地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力：一個是制動器內制動摩擦片與制動鼓或制動盤間的摩擦力，一個是輪胎與地面間的摩擦力—附著力。 3.1.2制動器制動力 在輪胎周緣為了克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力，以符號表示，顯然 （3-2） 式中：是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。制動器制動力是由制動器結構參數所決定的。它與制動器的型式、結構尺寸、摩擦副的而摩擦系數和車輪半徑以及踏板力有關。 圖3-2給出了地面制動力、車輪制動力及附著力三者之間的關系。當踩下制動踏板時，首先消除制動系間隙后，制動器制動力開始增加。開始時踏板力較小，制動器制動力也較小，地面制動力足以克服制動器制動力，而使得車輪滾動。此時，=，在此處鍵入公式。且隨踏板力增加成線性增加。 圖3-2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系 但是地面制動力是地面摩擦阻力的約束反力，其值不能大于地面附著力或最大地面制動力，即: （3-3） （3-4） 當制動踏板力上升到一定值時，地面制動力達到最大地面制動力=,車輪開始抱死不轉而出現拖滑現象。隨著制動踏板力以及制動管路壓力的繼續(xù)升高，制動器制動力繼續(xù)增加，直至踏板最大行程，但是地面制動力不再增加。 上述分析表明，汽車地面制動力取決于制動器制動力，同時又受到地面附著力的閑置。只有當制動器制動力足夠大，而且地面又能夠提供足夠大的附著力，才能獲得足夠大的地面制動力。 3.1.3地面對前、后車輪的法向反作用力 圖3-3所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。 圖 3-3 制動時的汽車受力圖 因為制動時車速較低，空氣阻力可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力、為 （3-5） 式中：，為制動強度， —汽車所受重力； —汽車軸距； —汽車質心離前軸距離； —汽車質心離后軸距離； —為汽車質心高度（滿載時=800mm）； —重力加速度； 若在附著系數為的路面上制動，前、后輪都抱死（無論是同時抱死或分別先后抱死），此時。地面作用于前、后輪的法向反作用力為 （3-6） 式（3-5）、（3-6）均為直線方程，由上式可見，當制動強度或附著系數改變時，前后軸車輪的地面法向反作用力的變化是很大的，前輪增大，后輪減小。 3.1.4理想的前、后制動器制動力分配曲線 汽車總的地面制動力為： (3-7) 式中：—制動強度； —前軸車輪的地面制動力； —后軸車輪的地面制動力。 由式（3-5）、式（3-6）求得前、后軸車輪附著力： （3-8） 前已指出，制動時前、后車輪同時抱死，對附著條件的利用，制動時汽車的方向穩(wěn)定性均較為有利。此時的前、后輪制動器制動力和的關系曲線，常稱為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線。在任何附著系數的路面上，前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： 將（3-7）式代入上式，得 （3-9） 式中：—前軸車輪的制動器制動力，； —后軸車輪的制動器制動力，； —前軸車輪的地面制動力； —后軸車輪的地面制動力； ，—地面對前、后軸車輪的法向反力； — 汽車的重力； ，—汽車質心離前、后軸距離； — 汽車質心高度。 消去變量，得 （3-10） 如已知汽車軸距、質心高度、總質量、質心的位置 (質心至后軸的距離)，就可用式（3-10）繪制前、后制動器制動力的理想分配關系曲線，簡稱I曲線。圖3-4就是根據式（3-10）繪制的汽車在空載和滿載兩種工況的I曲線。 圖3-4 I曲線示意圖 根據方程組（3-30）的兩個方程也可直接繪制I曲線。假設一組值（＝0.1,0.2,0.3,……,1.0）,每個值代入方程組（3-30），就具有一個交點的兩條直線，變化值，取得一組交點，連接這些交點就制成I曲線，見圖3-5。 圖3-5 理想的前、后制動器制動力分配曲線 I曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力的理想分配曲線。前、后車輪同時抱死時，，，所以I曲線也是前、后車輪同時抱死時，和的關系曲線。 在本設計中，重型貨車在滿載時的基本數據如下： 汽車的重力G=6800kg.軸距L=3650mm，質心距前軸a=2490mm,質心距后軸b=1160mm.地面附著系數。 將以上數據代入（3-6）（3-9），得 , =3204.38N，=3595.02N。 （5）具有固定比值的前、后制動器制動力 兩軸汽車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數。通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數，它可表示為 （3-11） 式中，為前制動器制動力；為汽車總制動器制動力，，為后輪制動器制動力。故 ， 且 （3-12） 若用表示，則其為一條直線，此直線通過坐標原點，且其斜率為 它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡稱為線。如圖3-6所示。 圖3-6載貨汽車的I曲線和曲線 3.2制動距離與制動減速度計算 3.2.1制動距離與制動減速度 制動距離與汽車的行駛安全有直接關系，它指的是汽車速度為時，從駕駛員開始操控制動控制裝置到汽車完全停住為止所駛過的距離。制動距離與制動踏板力、路面附著條件、車輛載荷、發(fā)動機是否結合等許多因素有關。由于各種汽車的動力性不同，對制動效能也提出了不同的要求：一般轎車、輕型貨車行駛車速高，所以要求制動效能也高；重型貨車行駛速度低，要求就稍微低一點。 制動減速度是制動時車速對時間的導數，即。它反映了地面制動力的大小，因此與制動器制動力及附著力有關。 在不同的路面上，由于地面制動力為 故汽車能達到的減速度（m/s）為 若允許汽車的前、后輪同時抱死，則 式中：—汽車所受重力，N； —滑動附著系數；（=0.7） —重力加速度， m/s； —制動初速度，m/s； 代入數據得到 3.2.2制動距離的分析 （3-13） 式中：—制動機構滯后時間，單位s；（0.2s～0.45s，計算時取0.3s） —制動器制動力增長過程所需的時間，單位s；（一般為0.2s） —制動器的作用時間，一般在0.2s～0.9s之間； —制動初速度，m/s；計算時總質量10t以上的汽車取=65km/h=18.1m/s； 代入數據得： s 綜合國外有關標準和法規(guī)：進行制動效能試驗時的制動減速度，載貨汽車應為3.4～6.5 m/s；相應的最大制動距離：貨車為，式中第一項為反應距離；第二項為制動距離，單位為m；單位為m/s。 代入數據得： 6.62m 顯然，，故本設計符合要求。 3.3同步附著系數與附著系數利用率計算 由式(3-12)可表達為 (3-14) 上式在圖 3-3中是一條通過坐標原點且斜率為(1-)/的直線，是汽車實際前、后制動器制動力分配線，簡稱線。圖3-6中線與I曲線交于B點， B點處的附著系數=,則稱為同步附著系數。 同步附著系數的計算公式是： （3-15） 對于前、后制動器制動力為固定比值的汽車，只有在附著系數等于同步附著系數的路面上，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<，線位于I曲線下方，制動時總是前輪先抱死。它雖是一種穩(wěn)定工況，但喪失轉向能力。 (2)當>，線位于I曲線上方，制動時總是后輪先抱死，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。 將以下數據 汽車的重力G=6800kg.軸距L=3650mm，質心距前軸a=2490mm,質心距后軸b=1160mm.地面附著系數。 代入式（3-15），得 把值代入式(3-12)得： tan==1.168；=49.43° 為了防止汽車的前輪失去轉向能力和后輪產生側滑，希望在制動過程中，在即將出現車輪抱死但尚無任何車輪抱死時的制動減速度，為該車可能產生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數的路面上制動(前、后車輪同時抱死)時，其制動減速度為g，即=，為制動強度。而在其他附著系數的路面上制動時，達到前輪或后輪即將抱死時的制動強度<，這表明只有在=的路面上，地面的附著條件才得到充分利用。 附著條件的利用情況用附著系數利用率(附著力利用率)表示： (3-16) 式中：——汽車總的地面制動力； G——汽車所受重力； ——制動強度。 當=時，=，=1,利用率最高。取=1，則===0.7 在的范圍內，必須滿足0.1+0.85(-0.2)。 本設計中， （滿足要求） 根據所定的同步附著系數，由式（3-9）及式（3-12）得 （3-17） （3-18） 進而求得 （3-19） （3-20） 當=時：，，故，=；=1 當<時：可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛抱死的條件，即。由式和和式（3-8），（3-13）得 （3-21） （3-22） （3-23） 當>時：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。由式（3-6）、式（3-7）、式（3-12）和式（3-14）得 （3-24） （3-25） （3-26） 本設計中汽車的值恒定，其值小于可能遇到的最大附著系數，使其在常遇附著系數范圍內不致過低。在>的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 3.4制動器的最大制動力矩 為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于車輪的法向力,成正比。由式(3-10)可知，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 （3-27） 式中：,—汽車質心離前、后軸距離； ——同步附著系數； ——汽車質心高度。 制動器所能產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 （3-28） 式中：—前軸制動器的制動力，； —后軸制動器的制動力，； —作用于前軸車輪上的地面法向反力； —作用于后軸車輪上的地面法向反力； —車輪有效半徑。 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，為了保證在的良好的路面上（例如=0.7）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（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力矩為 （3-29） （3-30） 對于選取較大值的汽車，從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （3-31） （3-32） 式中：—該車所能遇到的最大附著系數； —制動強度，由式確定； —車輪有效半徑。 本設計中，同步附著系數的值為0.85，所以應用式（3-22）、（3-23）進行計算。將以下數據 汽車的重力G=6800N.軸距L=3650mm，質心距前軸a=2490mm,質心距后軸b=1160mm.地面附著系數。汽車車輪的有效半徑 代入式（3-31）、（3-32）中，得 一個車輪制動器的最大制動力矩為上列計算結果的半值。 第四章 制動器的結構參數設計 4.1 制動鼓內徑D 輸入力一定時，制動鼓內徑越大，則制動力矩越大，且散熱能力也越強。但的增大（圖4-1）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—30mm，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，以減少制動時的溫度。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。 圖4-1 鼓式制動器主要幾何參數 制動鼓直徑與輪輞直徑之比的范圍如下： 轎車 =0.64-0.74 貨車 =0.70-0.83 制動鼓內徑尺寸應參考專業(yè)標準QC/T309—1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》。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，設計時亦可按輪輞直徑初步確定制動鼓內徑（見表4-1）。 表4-1 制動鼓最大內徑 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20 制動鼓最大內徑/mm 轎車 180 200 240 260 -- -- 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 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420mm 4.2 摩擦襯片寬度b包角 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A =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4-2 摩擦襯片面積。 表4-2 制動器襯片摩擦面積 汽車類型 汽車總質量m/t 單個制動器總的襯片摩擦面積/mm 轎車 0.9-1.5 1.5-2.5 100-200 200-300 客車與貨車 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600-1200) 由根據表4-2選取對于車總質量m =12t-17t時，A =300-650cm 則b= A /R =200.6mm，根據ZBT24005—89選取b=210mm制動鼓半徑R=D/2=420/2=210mm確定后，襯片的摩擦面積為A=Rb 初選=100°初選A=1200/2=600cm2 4.3 摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖4-1所示。通常是將摩擦襯片布置在制動蹄外緣得得中央。有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 β0=100°-β/2=100-100°/2=50° 4.4 制動器中心到張開力作用線的距離 在滿足制動輪缸或凸輪能夠布置在制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高起制動效能，初步設計時可暫取左右。 4.5 制動蹄支承點位置坐標a和c 應在保證兩蹄支承端面不致相互干涉的條件下，使盡可能大而盡可能?。▓D5-1）。初步設計可取=0.8R左右。 ,取為40mm 4.6 摩擦片摩擦系數 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4-3。 表4-3內張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 產品規(guī)格 摩擦系數 硬度（HBS） 適用范圍 SY-1107 0.39-0.45 20-50 主要用于轎車等輕負荷車 SY0204 0.36-0.42 20-50 主要用于中型載重汽車 SY-9002 0.38-0.43 20-50 主要用于重型載貨汽車 由表4-3選取SY-9002規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數為0.4 第五章 鼓式制動器的設計計算 5.1 駐車制動能力的計算 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如圖5-1所示，由該圖可得出汽車上坡停駐時的后軸車輪的附著力為 (5-1) 同理可求得汽車下坡停駐時后軸車輪的附著力為 (5-2) 圖5-1汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖 根據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，，即根據 (5-3) 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 （5-4） 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 （5-5） 一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于16%—20%；汽車列車的最大停駐坡度約為12%左右。 為了使汽車汽車能在接近于由上式確定的坡度傾角為的坡路上停駐，則應使后軸上的駐車制動力矩接近于由所確定的極限值（此處不應是因為>的緣故，式中的為車輪的有效半徑），并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 中央駐車制動器的制動力矩上限值為，為后驅動橋的主減速比。 設計中，此重型貨車在上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為 重型貨車在上坡時可能停駐的極限下坡路傾角為 5.2 中央制動器的計算 設計中中央制動器選取帶式。帶式中央制動器曾作為中，重型汽車及拖拉機的應急制動裝置和駐車制動裝置，裝在汽車變速器的第二軸上，其主要缺點是發(fā)生油污染（固裝在發(fā)動機及變速器之后），極低的熱容量以及需要大的支撐力等，故在現代汽車上很少采用。 圖5-2帶式中央制動器的一般結構 對于圖5-2所示的帶式制動器，其平衡條件為 （5-6） 式中：—輸入力，N； ，—制動帶力，N； —制動器尺寸，mm； —制動帶包角，（°）； —摩擦系數； —鼓阻力，摩擦力，N。 設計中取=200mm，=30mm，=60mm，=，=0.4，=1500N代入式（5-6）得 ,,; 對于簡單的帶式制動器（=0，=），直接作用在制動帶上的制動力或輸入力可由下式得出： 如圖6-2所示的帶式制動器，制動鼓順時針旋轉時產生的制動器因數為 1.24 5.3 壓力沿襯片長度方向的分布規(guī)律 除摩擦襯片因有彈性容易變形外，制動鼓、蹄片和支承也有變形，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，其他零件的影響較小而忽略不計。 制動器摩擦材料的摩擦系數及所產生的摩擦力對制動器因數BF有很大的影響，掌握制動提摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數。但用解析方法方法精確計算沿蹄片長度方向的壓力分布規(guī)律比較困難，因為除了摩擦襯片有彈性容易變形外，制動鼓，制動蹄以及支承也會有彈性變形，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，即通常作如下一些假設： （1）制動鼓，制動蹄為絕對剛性體 （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律 制動蹄有一個自由度和兩個自由度之分，本設計中前輪所采用的單向雙領蹄和后輪所用的領從蹄的蹄片均為繞支承銷轉動的蹄片，為一個自由度。 下面分析具有一個自由度的緊蹄摩擦襯片的徑向變形規(guī)律。 如圖5-3（a）所示，制動蹄在張開力P作用下繞支承銷點轉動張開，設其轉角為，則蹄片上某任意點A的位移 =· ； （a）、（b）具有一個自由度的增勢蹄；（c）具有兩個自由度