商用汽車制動系統設計（課程設計）,商用,汽車,制動,系統,設計,課程設計 《車輛工程專業(yè)課程設計》 論文題目： 《商用車制動器設計》 指導老師： 陳子建（博士） 學 生： 吳勇波 （200730592472） 班 級： 機汽學院07車輛工程3班 備 注： A1一張、A3四張，說明書一份 一 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車學院 班級 車輛（1）班 姓名 楊俊 一． 設計任務：商用汽車制動系統設計 二．基本參數： P285 三．設計內容 主要進行制動器系統設計，設計的內容包括： 1．查閱資料、調查研究、制定設計原則 2．根據給定的設計參數(發(fā)動機功率？，汽車軸距，車輪滾動半徑，汽車空(滿)載時的總質量、軸荷分布、質心位置)，選擇制動器的基本結構及驅動機構布置方案，設計出一套完整的制動系統，設計過程中要進行必要的計算。 3．制動系統結構設計和主要技術參數的確定 （1）制動器主要參數確定 （2）制動器設計計算 （3）制動器主要結構元件設計 （4）制動驅動機構的設計計算 4．繪制制動器裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設計要求 1．制動器總成（前或后）的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設計說明書。 五．設計進度與時間安排 本課程設計為3周 １．明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設計計算 1.0周 ３．繪圖 1.0周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 6．王豐元 汽車設計課程設計指導書 中國電力出版社 七．注意事項 （1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總布置圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 成 績 內 容 優(yōu) 良 中 及格 不及格 出勤情況（20%） 設計方案（20%） 性能計算（20%） 圖紙質量（20%） 說明書質量（20%） 評 語 總 成 績 指導教師 注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁，如有丟失，后果自負。 二.制動系統設計 制動系是汽車的一個重要的組成部分。它直接影響汽車的行駛安全性。為了保證汽車有良好的制動效能，應該合理地確定汽車的制動性能及制動系結構。 1.制動動力學 1.1 穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動 加速力和制動力通過輪胎和地表的接觸面從車輛傳送到路面。慣性力作用于車輛的重心，引起一陣顛簸。在這個過程中當剎車時，前后輪的負載各自增加或減少；而當加速時，情況正好相反。制動和加速的過程只能通過縱向的加速度ax加以區(qū)分。下面，我們先來分析一輛雙軸汽車的制動過程。 最終產生結果的前后輪負載和，在制動過程中，圖1.1隨著靜止平衡和制動減速的條件而變?yōu)椋? （1.1a） （1.1b） 設作用于前后軸的摩擦系數分別為fV和fh,那么制動力為： （1.2a） （1.2b） 圖1.1雙軸汽車的剎車過程 它們的總和便是作用于車輛上的減速力。 （1.3） 對于制動過程，fV和fh是負的。一般情況下，前后軸的摩擦系數是相等的。這種相等使 fV＝fh＝ax/g，理想的制動力分配是： （1.4） （1.5） 這是一個拋物線Fxh(Fxv)和參數ax的參數表現。 當然，每一個負載狀態(tài)都有它各自的理想制動力分配。如果所有負載狀態(tài)都必須由一個固定的分配去應對，那么最重要的條件往往就是滿載的情況。雖然，固定的分配在更多負載時無法實現最優(yōu)化的制動力分配， 1.2、制動系統設計與匹配的總布置設計硬點或輸入參數 新車型總體設計時能夠基本估算如下基本設計參數, 這些參數作為制動系統的匹配和優(yōu)化設計的輸入參數. 已知參數 軸距（mm）L 4050 整車整備質量（Kg） 3930 滿載質量（Kg）G 8930 空載時質心距前軸中心線的距離（mm） 1944 空載時質心高度（mm） 880 滿載時質心距前軸中心線的距離（mm）a 1215 滿載時質心距后軸中心線的距離（mm）b 1215 滿載時質心高度（mm）hg 1064 1.3、理想的前、后制動器制動力分配曲線 1.3.1 基本理論 (1) 地面對前、后車輪的法向反作用力 在分析前、后輪制動器制動力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后車輪的法向反作用力。 圖1.3.1 由圖1.3.1，對后輪接地點取力矩得 式中： ——地面對前輪的法向反作用力； ——汽車重力； ——汽車質心至后軸中心線的距離； ——汽車質量； ——汽車質心高度； ——汽車減速度。 對前輪接地點取力矩，得 式中 ——地面對后輪的法向反作用力； ——汽車質心至前軸中心線的距離。 則可求得地面法向反作用力為 （1.3.1） (2) 前、后制動器制動力分配曲線 在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于附著力；并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即： 消去變量，得 （1.3.2） 這就是理想的前、后輪制動器制動力分配公式，由這條公式畫出來的曲線叫I曲線。 1.4、前、后輪制動器制動力矩的確定 1.4.1確定車的制動器制動力矩 (1) 基本原理 設φ=0.8時，前后輪同時抱死，此時前輪制動力與總制動力之比為汽車制動器制動力分配系數β ，β=0.51 同步附著系數φ0 同步附著系數的計算公式是 Φ0=（Lβ－L2）／Hg 解得Φ=0.8即同步附著系數為0.8 （四）制動強度和附著系數利用率 1.制動強度q 汽車制動時汽車總的地面制動力Fb應該等于汽車質量和制動減速度的乘積 Fb=m*(du/dt)=Gq 2.附著系數利用率ε ε=Fb/Gq=q/φ 3.汽車在不同φ值的路面上制動時的制動強度和附著系數利用率 由于同步附著系數0.8為較高值，通常情況下路面的φ值會小于0.8，同時考慮到車速較快滿載質量較大等因素，將制動強度定為q=0.8。因此校核時按照 Fb=GL1φ/[L1+(0.8-φ)Hg] q=L1φ/[L1+（φ-0.8）Hg ε=L1/[L1-（φ-0.8）Hg] 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數利用率，《聯合國歐洲經濟委員會汽車制動法規(guī)》規(guī)定，在車輪尚未抱死的情況下，在0.2≤φ≤0.8時，必須滿足 q≥0.1+0.85(φ-0.2) 經檢驗q=0.8滿足要求 （五）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，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。 對于選取較大同步附著系數值的汽車，這類車輛經常行駛在良好的道路上，車速較高，后輪制動抱死失去穩(wěn)定性而出現甩尾的危險性較前一類汽車大得多，因此應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φ＞0.8時，相應的極限制動強度 q＜φ，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 Tf2=G/L（L1-qHg）φr Tf1=[β/（1-β）]Tf2 經計算Tf1=16547.07N·m Tf2=15898.17N·m （六）制動器因數 考慮到汽車滿載質量和最高車速，采用氣壓驅動有支承的領從蹄式制動器，初步確認制動器因數在2.2~2.6之間 根據載重汽車輪胎系列 國標GB/T2977-1997 GB/T 2977-1997 確定輪輞的尺寸為：（根據載荷和輪胎的氣壓） 前輪輪輞直徑為20 英寸=508mm，輪胎的型號為8.25R20后輪輪輞直徑為20英寸=508mm，輪胎的型號為8.25R20 采用前后雙鼓的制動形式 2.1、制動器的結構參數與摩擦系數。 2.1.1 制動鼓內徑D和制動鼓厚度 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。但制動鼓內徑D收到輪輞內徑的限制。制動鼓直徑與輪輞的直徑之比D/Dr,范圍為 貨車：D/Dr =0.70—0.83 所以取制動鼓直徑D=416 2.1.2 摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸b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；取寬些，則質量大，不易加工，不易保證與制動鼓全面接觸，并且增加成本。 制動鼓內徑R確定后，襯片的摩擦面積為 Af=Rβb （2.1.1） 式中：β為摩擦襯片包角，rad。 制動器各蹄襯片總的摩擦面積 ΣАf 越大，制動時所受的單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據國外統計資料分析，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。 實驗表明，摩擦襯片β=900 ~1000 時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。 所以選擇 β=1000 。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但太大將不易保證與制動鼓全面接觸。設計時一般按照b/D=0.16 ~0.26，。且按照國產摩擦襯片規(guī)格來選擇。 所以選擇b=108mm。 2.1.3 摩擦襯片起止角β0 一般將襯片布置在制動蹄外緣的中央，即令 β0 =900 –β/2=400. 1.5.4 制動器中心到張力F作用線的距離a 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內下，應使距離a盡可能的大，以提高制動效能。初步設計時選 a=0.8R=0.8*208mm=166.4mm。 1.5.5 制動蹄支撐點位置坐標k和c 在保證2蹄支撐面不互相干涉的條件下，使得c盡可能的大而k盡可能的小，以提高制動效能。初步選定: c=0.8R=0.8*208mm=166.4mm。 K=30mm。 1.5.6摩擦片摩擦系數f 初步選擇f=0.4 2.2、領從蹄式制動器設計計算 行車制動系的設計計算簡要過程如下，根據整車參數和附著習俗計算出理想制動力矩，根據初定的制動器和驅動機構尺寸計算出實際制動力矩，制動器及驅動機構的尺寸要使實際制動力矩滿足理想制動力矩的要求。之后，要進行摩擦襯片的磨損特性計算和制動器的熱容量和溫升核算，如不滿足要求則要修改制動器及驅動機構的尺寸重復上面步驟，知道滿足要求。 2.2.1理想最大制動力和最大制動力矩的計算 由（1.4.2）中 Tf1=16547.07N·m 2.2.2 實際制動力矩Tf的計算。 根據前人計算出的制動器因數表達式球的制動力矩，即Tf=BF*F*R （2.2.1） 由（1.4.2）可知Tf1=16547.07N·m ， 所以Tf =Tf1 /2=8273.535Nm 2.2.3 領從蹄制動器的制動器因數 選擇支承銷式領從蹄制動器 單個領從蹄的制動蹄因數BFt1為 BFt1=f hr/（1-fc/b） （2.2.2） 單個領從蹄的制動蹄因數BFt2為 BFt2=f hr/（1+fc/b） （2.2.3） 以上兩式中：f為摩擦系數。 由《指導書》P268 9-34、9-35 計算A=0.8842 B=0.9073 h=a+c=332.8 支承銷式領從蹄制動器整個制動器因數BF BF= BFt1 + BFt2 (2.2.4) BT= BFt1 + BFt2 =2.391 2.2.4張開力的計算 對于氣壓驅動的制動器來說，作用于兩蹄的張開力相等，所以可以直接根據制動器因數的定義求得張開力F=Tf/（BF·R）=16635.97N （2.2.5） 2.2.5 制動蹄自鎖條件檢驗計算 計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。 對于支承銷式領從蹄制動器，領蹄自鎖條件為： 驗證f=0.4＜A(a’/r)-fB 所以不會自鎖 2.3 摩擦襯片的磨損特性的計算 2.3.1 比能量耗散率e 汽車的制動過程是將其機械能得以部分轉化為熱量而耗散的過程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動力的任務。，產生制動器的能量負荷，能力越大摩擦片的磨損越嚴重。 制動器的能量負荷常以其比能量耗散率e作為評價，它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能量，其單位為W/mm2. ma 為汽車總質量； v1， v2 為汽車制動初速度和末速度，取v1 =65km/h（18m/s）； j為制動減速度，計算時取j=0.6g； A為前制動器襯片 的摩擦面積； β為制動力分配系數。 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 為宜。 t=（v1- v2 ）/j =(18-0）/（0.6*9.8）=3.06s e=ma v12（1-β）/4tA =8930kg*(18m/s)2*0.51/(4*3.06s*2*783.74cm2 )=1.5376W/mm2 <1.8W/ mm2 （2.3.1） 符合要求。 2.3.2 比摩擦力Ff0 比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力，單個車輪制動器的比摩擦力為 Ff0 =Tf/（RA） =8273.535Nm/（208mm*783.535cm2） =0.5075N/mm2 當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0.48 N/mm2 為宜。 Ff0=0.5075N/mm2 略大于0.48 N/mm2,也算符合條件。 （七）制動器的熱容量和溫升計算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 （MdCd+MhCh）Δt≥L 此項因沒有制動鼓總質量而無法核算 3.制動器主要結構設計 3.1 制動鼓 制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數并是工作表面磨損均勻。 采用由鋼板沖壓成型的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動鼓。 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，且損失少許踏板行程。古銅變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動。為防止這些現象需提高制動鼓的剛度。為此，沿鼓口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散熱能力。 制動鼓壁厚取16mm。 3.2 制動蹄 制動蹄采用T形型鋼板焊接制成。制動蹄腹板和翼緣的厚度選為8mm，摩擦襯片的厚度為12mm，制動蹄寬度為70mm，襯片采用鉚接在制動蹄上。 3.3 摩擦材料 采用模壓材料。摩擦系數為f=0.4. 3.4 制動器間隙 制動器的設定間隙為0.4mm。 四、氣壓制動驅動機構的設計計算 （1） 制動驅動系統 圖23-46所示為雙回路氣壓制動系統示意圖。由發(fā)動機驅動的雙缸活塞式空氣壓縮機（簡稱空壓機）1將壓縮空氣經單向閥9首先輸入濕儲氣筒4（濕儲氣筒上裝有安全閥5和供外界使用壓縮空氣的發(fā)氣閥）。壓縮空氣在濕儲氣筒內冷卻并進行油水分離之后，再分別經兩個單向閥9進入儲氣筒8的前、后腔。儲氣筒前腔與串列雙腔活塞式的制動閥14上腔相連，可以向后制動氣室充氣。儲氣筒后腔與制動閥14下腔相連，可以向前制動氣室充氣。此外，儲氣筒兩腔的氣壓都經三通管分別通向雙指針空氣壓力表中的兩個傳感器腔，使兩個指針分別指示儲氣筒兩腔的氣壓。而且儲氣筒后腔還通過氣管與調壓閥9相連，當該腔氣壓增大到規(guī)定值時，調壓閥便使空壓機空轉而停止向儲氣筒供氣。儲氣筒最高氣壓為0.8MPa。 制動氣室 制動氣室采用活塞式。 取張開力對凸輪中心力臂a=20mm ; 推桿力Q對凸輪軸線力臂h=100mm ; 制動氣室工作壓力P=0.6MPa。F01和F02為兩蹄張開力。 膜片有效承壓面積： 2 02 01 . 11090.646 6 . 0 100 2 . 16635.97 20 ) ( mm hP F F a A = ′ ′ ′ = + = 制動氣室活塞直徑： mm A D . 118.86 4 = = p 制動氣室推桿行程： λ為行程儲備系數，取2.3。 制動氣室工作容積Vs=Al=255084.858 0