东风EQ1090E型货车制动系统及鼓式制动器总成的设计【机械类毕业-含CAD图纸】.zip
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装置以及制动器
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东风EQ1090E型货车制动系统及鼓式制动器总成的设计【机械类毕业-含CAD图纸】.zip,机械类毕业-含CAD图纸,东风EQ1090E,东风EQ1090E型载货汽车,东风EQ1090E 型载货汽车,东风EQ1090E货车,东风EQ1090E型,东风EQ1090E载货汽车,EQ1090E,装置以及制动器
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1 毕毕 业业 设设 计（论计（论 文）文） 设计设计(论文论文)题目：题目： 东风 EQ1090E 型货车制动系统 及鼓式制动器总成的设计 学生姓名： 朱 明 指导教师： 黄大宇 二级学院： 机电工程学院 专 业： 车辆工程 班 级：14 车辆工程（2）班 学 号： 1404101016 提交日期： 2018 年 05 月 06 日 答辩日期： 2018 年 05 月 18 日 金陵科技学院学士学位论文 目录 I 目 录 摘 要 . III Abstract IV 绪 论 . 1 1 汽车总体设计 . 2 1.1 汽车总体设计应满足的基本要求 . 2 1.2 汽车形式的确定 2 1.3 汽车整体质量的确定 3 1.4 汽车主要尺寸的确定 3 1.5 汽车性能参数的确定 4 1.6 发动机的选择 5 2 鼓式制动器 . 6 2.1 结构形式 . 6 2.2 方案选择 . 6 3 制动力参数设计计算 . 8 3.1 制动过程车轮所受的制动力 8 3.2 制动距离与制动减速度计算 13 3.3 制动器的最大力矩 14 4 制动器的结构及主要零部件的设计计算 . 16 4.1 鼓式制动器的结构参数 16 4.2 制动蹄 18 4.3 制动鼓 18 4.4 制动轮缸 19 4.5 摩擦片 19 5 鼓式制动器的设计计算 . 20 5.1 鼓式制动器的制动力的计算 20 5.2 制动蹄上的力矩 21 5.3 驻车制动制动能力的计算 24 金陵科技学院学士学位论文 目录 II 5.4 制动因素计算 25 6 主要部件的强度计算和校核 . 28 6.1 制动蹄支承销剪切应力计算 28 6.2 紧固摩擦片铆钉的剪切应力验算 29 7 制动器驱动机构分析与计算 . 30 7.1 驱动机构的方案选择 30 7.2 制动管路的选择 30 7.3 液压驱动机构的设计计算 31 8 结 论 . 35 参考文献 . 36 致谢 . 37 金陵科技学院学士学位论文 摘要 III 东风 EQ1090E 型货车制动系统 及鼓式制动器总成的设计 摘 要 随着社会经济的高速发展， 私家车越来越多的被人们购买， 推动汽车行业的快速发展。 但与之带来的是安全问题，汽车的安全与制动系统有着不可分割的关系。制动系统是由制 动操纵机构和制动器两个主要部分组成。制动器也分为很多种，这次的设计主要是采用鼓 式制动器。考虑到汽车制动稳定性和制动效能这两方面，经过综合考虑最终选取领从蹄式 鼓式制动器。因为这种制动器的制动效能居中，稳定性比较好。 论文先介绍了汽车制动系发展情况和制动系统的意义。鼓式制动器是制动系统中一个 重要的组成部分，故论文先对鼓式制动器进行了设计计算。进行鼓式制动器设计之前还需 要对汽车整车的数据参数进行确定和设计。最终对制动系统的部分进行了设计，其中主要 是对驱动方案的确定和设计计算。还总结了这次设计的收获。 这次设计的东风 EQ1090E 型货车制动系统的管路系统我选择的是 II 型回来，前后轮 的制动管路系统是相互独立的，选择这种制动管路系统是为了提高制动性能的稳定性和安 全性。 这种制动管路系统在制动系统部分发生故障时， 还能有一部分制动系统能正常运作， 提高了安全性。 关键词：制动系统；鼓式制动器；制动力 金陵科技学院学士学位论文 Abstract IV The design of braking system and drum brake assembly for Dongfeng EQ1090E truck Abstract With the rapid development of social economy, more and more private cars are being purchased by people, thus promoting the rapid development of the automobile industry. But it brings with it the safety problem, and the safety of the vehicle is inseparable from the braking system. The braking system is composed of two main parts, the brake control mechanism and the brake. Brakes are also divided into many kinds. This design mainly adopts drum brakes. Taking into account the two aspects of vehicle braking stability and braking efficiency, after considering the comprehensive consideration, we finally selected the slave shoe type drum brakes. Because the braking efficiency of the brake is moderate and the stability is good. This paper first introduces the development of automobile brake system and the significance of braking system. Drum brake is an important part of the brake system, so the drum brake is designed and calculated first. Before drum brake design, data parameters of vehicle must be determined and designed. Finally, some parts of the braking system were designed, including the determination of the driving scheme and the design calculation. The harvest of the design was also summed up. This design of the Dongfeng EQ1090E truck brake system in the pipeline system I choose II type back, the front and rear wheels of the braking system is independent of each other, the selection of this brake system is to improve the stability and safety of braking performance. When the brake pipe system fails, some part of the braking system can operate normally, and the safety is improved. Key words: brake system; drum brake; braking force 金陵科技学院学士学位论文 绪论 1 绪 论 现代社会正在高速发展， 人们生活水平普遍有所提高， 购买私家车的人也是与日俱增， 推动了汽车行业的发展。汽车的数量也在增加，发生汽车安全事故的概率变大，汽车安全 性就显得尤为重要，因此人们在追求汽车舒适度的同时也开始追求汽车的安全性能。汽车 安全性与汽车的制动系统有着不可分割的关系1。因此对于制动系统的研究开发是必不可 少的。 制动距离得不到保障是导致事故的重要因素之一，汽车制动距离过长导致不能在一定 距离内规避事故，从而危及车内人员的安全。汽车防抱死系统是一种通过自动调节制动管 路的压力提高汽车安全性的系统2。在遇到紧急情况下，人们通常会下意识地选择踩死制 动踏板使车轮抱死的情况。而汽车防抱死系统正是规避这一危害乘员安全的问题的高新技 术产品。 随着汽车工业的发展，ABS 的运用越来越广泛，已经成为汽车设备不可缺少的重要组 成部分。汽车制动系统主要是向两个方向发展。一方面是制动系统能控制的范围变得更加 的广泛以及增强控制力度；另一方面是制动系统控制更加精确精准，时时调整制动。 汽车已有百年历史了，随着汽车历史的发展制动控制系统形式也在随之发展，在电子 技术高速发展的今天，汽车的制动系统也不可避免的走向集成电路发展方向。 金陵科技学院学士学位论文 第 1 章 汽车总体设计 2 1 汽车总体设计 1.1 汽车总体设计应满足的基本要求 汽车外形设计与汽车行驶道路有一定的关系。行驶车道的宽度是一定的，同时车道上 不仅有汽车，可能还存在其余非机动车。为了避免交通事故的发生，同时尽量是行驶车道 上的车辆尽可能多的行驶，这就需要对汽车进行造型与车身轻量化的设计。 汽车外形设计还与自然环境有一定的联系。比如汽车在雨天行驶就需要进行防风挡雨 的设计。自然环境有许多种，汽车需要适应尽可能多的自然环境而安全行驶，这就需要有 相关的法律法规来强制企业执行。这些强制的法规是我们进行汽车设计需要考虑的条件之 一。 只有满足了下面几点基本要求，汽车设计才有可能合格。 （1）对汽车进行设计时，需要对汽车的性能有设计并达到企业的规定要求，同时需 要考虑汽车生产成本问题。 （2）我国有许多与汽车相关的法律法规，这些法规在我们设计时需要严格遵守，其 中的专利法需要我们特别注意。 （3）现代汽车都是大批量生产的，都有统一的零部件标准，汽车设计要生产出来就 需要符合这些要求。 （4）汽车设计出来是用来行驶的，这就需要汽车能有正常的运动。 （5）拆卸装配与售后维修便利简单。 中国的汽车方面的法律法规、标准一方面是结合了中国具体的实际来制定的，另一方 面是参考国外先进制造技术国家的来制定的，并进行不断的完善。我们需要特别注意其中 40 多项强制性标准。 1.2 汽车形式的确定 汽车的分类：按照 GB/T3730.1-2001 标准将汽车分为乘用车和商用车。 如果车辆的用途主要是运载乘客及其随身物品，且包括驾驶座在内的座位数不超过 9 的汽车，就是乘用车3。 若车辆的用途主要是运送人员及货物，就是商用车。 汽车由于汽车轴数、驱动形式、和布置形式的不同时各类汽车有着很大的区别。 （1）轴数 汽车的轴数有许多种，两轴汽车、三轴汽车等等。汽车的总质量、与汽车轴载质量有 关的法规和轮胎的负荷能力以及车辆的结构等方面是汽车轴数选取的主要影响因素。 汽车轴数选取与总质量有关，总质量在 19t 以内的车辆一般均选用结构简单，成本便 宜的两轴方案，19t-26t 的一般选用三轴方案，大于 26t 的用四轴或更多轴的方案。 金陵科技学院学士学位论文 第 1 章 汽车总体设计 3 这次设计的货车是 9t 的货车，选择两轴布置方案。 （2）驱动形式 汽车总质量小于 19t 的汽车一般采用 42 的驱动，19t-26t 的选用 6x4 或 62 的驱动， 大于 26t 的选用 84 的驱动方案。 本设计是 9t 重的载货汽车，所以本设计采用 42 的驱动方案。 （3）布置形式 货车布置形式主要有根据驾驶室位置以及根据发动机位置这两大类。 这次设计选用平头式布置，并且发动机前置后桥驱动。选择平头式布置形式是因为这 样布置汽车的总长和轴距小，汽车能更好的转弯，灵活性好，同时能减轻总体质量，得到 更好的视野。 1.3 汽车整体质量的确定 （1）汽车整车整备质量 m0 在只有汽车本身的车身以及内部的装饰等且此时的汽车加满汽油、水已经润滑油等， 这时的汽车质量就是汽车整车整备质量。影响汽车的制造成本以及汽车的油耗。 这次设计任务书中给定整车整备质量 m0 =4080kg （2）汽车装载质量 me 汽车在硬质良好的道路上行驶，按规定允许装载的质量就是汽车的装载质量。它需要 符合企业的规定，同时需要考虑汽车的用途。 这次设计任务书中给出了装载质量 me=5000kg。 （3）汽车总质量 汽车整备质量与汽车装载质量以及在规定允许的情况下汽车能够乘载的人员质量，这 三个质量的和就是汽车总质量。即 ma =m0+me+n65kg 式中，n 表示总的乘车人数。式中 65kg 为绝大多数人的平均个人质量。 代入数据，货车一般为两人座则 n=2，m0=4080kg，me=5000kg,可得到总质量 ma=9210kg。 1.4 汽车主要尺寸的确定 （1）外廓尺寸 外廓尺寸是指汽车的纵向长度尺寸，横向宽度尺寸以及上下的高度尺寸。在公路上行 驶的汽车需要按国家的法律法规以及企业的标准来设计。 根据 GB1589-1989 规定：货车的总长度要在 12m 以内，宽不超过 2.5m（不包括后视 镜） ， 高度小于等于 4m （空载情况以及顶窗关闭） ， 后视镜一侧向外伸出量在 250mm 以内， 顶窗开启高度要在 300mm 内。 汽车室内高度 hB，一般在1120-1380mm之间选取值。汽车车顶高度 ht一般约在 20 金陵科技学院学士学位论文 第 1 章 汽车总体设计 4 40mm 这个范围里面选取值。 选取 9t 货车的外廓尺寸为6900mm2500mm2300mm（长宽高）。 根据任务书上给出的数据，空载时的质心高度 hg0=845mm，满载时的质心高度 hga=1170mm。 （2）轴距 轴距 L 影响汽车的许多参数，例如汽车的整备质量、总体长度、最小转弯直径、传动 轴长度等等。这些参数与轴距属于同增同减的关系。设计是轴不能设计过短，这样容易产 生车厢长度不足、制动轴荷转移过大使制动性和稳定性变坏等问题。 表 1.1 显示了各类汽车的轴距和轮距 车型 汽车总质量 ma/t 轴距 L/mm 轮距 B/mm 商用车（4x2 货车） 1.8 1700-2900 1150-1350 1.8-6.0 2300-3600 1300-1650 6.0-14.0 3600-5500 1700-2000 14.0 4500-5600 18402000 选取轴距L=3950mm （3）前轮距 B1和后轮距 B2 汽车的总体宽度是有限的，左右两轮直间的距离不能过大或过小，根据规定知道宽度 在 2.5m 内。前轮两轮直接需要放置许多装置，而且这些装置之间要有一定的间隙来使他 们能够正常的运作。后轮两轮之间也需要考虑一些装置的布置如纵梁的距离及间隙等。 选择此 9t 重的中型汽车的 B1=1810mm，B2=1810mm。 （4）前悬 LF和后悬 LR 汽车的许多性能受到前悬尺寸的影响，例如碰撞时确保人员安全的性能、人员上下车 方便舒适性、汽车通过性、行驶时视野情况是否良好等等。前悬尺寸的选取要在布置下规 定总成的同时尽量的短。平头式车发生碰撞时，通过车头吸收足够多的能力来使其中的人 员能在碰撞后安全，这对于车身的尺寸有要求。 这次设计的 9t 重中型货车选取的前悬=800mm F L。 这次设计的货车是重 9t 的货车，它的重量在 1.8-4t 之间，故后悬架的取值范围在 1200mm 到 2200mm 之间。选取值时要考虑到后悬尺寸对于汽车部分性能的影响，以及轴 对于悬架尺寸的限制。 考虑完这些因素后，对于这次设计的中型货车的后悬 LR选取 1300mm 作为一个可能 地值。 1.5 汽车性能参数的确定 （1）动力性参数 动力性参数可以具体分为五个参数，分别是 Vamax、t、上坡能力、比功率和比转矩等。 金陵科技学院学士学位论文 第 1 章 汽车总体设计 5 最高车速与道路实际情况有关，汽车在干燥平坦的水泥道路上行驶时相对比在泥泞不 平的道路上行驶车速快。这次设计任务书中给定最高车速 Vamax=90km/h。 汽车静止起步用最大加速度达到一定的汽车速度且此时道路平直良好，这段时间称为 汽车加速时间 t4。 满载时，汽车在良好的道路情况下能达到的最大坡度阻力系数，这个系数就是汽车上 坡能力。选取这个系数为 0.3. 汽车的动力性能用汽车的比功率 Pb来表示。在 GB7258-1997 中规定：农用车和运输 用拖拉机的比功率 Pb4.0kw/t，其他机动车要大于等于 4.8kw/t。汽车牵引力可以用汽车比 转矩 Tb来反映。 任务书给定的最大功率 Pemax=99kw 最大转矩 Temax=158N*m （2）燃油经济性参数 本设计中选取 3.0L/(100t-km）作为货车的油耗性能。 （3）汽车最小转弯直径 Dmin 这次设计的货车能转过 12.5m 直径弯道，Dmin=12.5m。 1.6 发动机的选择 根据任务书要求选择发动机为 EQ6100-1 型 具体参数如下： 气缸直径(镶干式缸套)：100mm 活塞行程：115mm 工作容积：5.42L 压缩比：6.75 气缸压缩压力：不低于 0.83MPa 额定功率：(当发动机转速在 3000r/min 时) 99kW 额定转矩：(当发动机转速在 1200-1400r/min 时)353Nm 点火次序：1-5-3-6-2-4 化油器形式：EQH102 型，上置下吸式单腔化油器 燃油种类：汽油 70(MON) GB489-86 最低汽油消耗量：不高于 306g/(kWh) 金陵科技学院学士学位论文 第 2 章 鼓式制动器 6 2 鼓式制动器 2.1 结构形式 鼓式制动器可进行如下分类（见图 2.1） 。 图 2.1 制动器的结构形式 蹄片固定支点的数量是区分鼓式制动器种类的一个要点；同时张开装置的形式、数量 和张开力的作用点和作用方向也可以使鼓式制动器产生不同；不同的鼓式制动器两蹄片之 间是否能够产生相互作用也是鼓式制动器的区别所在5。 蹄片在不同指点固定以及张开会使制动器制动效能产生上下浮动。而制动效能表现为 鼓式制动器受到压力时产生的动力或力矩。制动效能因素的无因次指标常常被用来评比各 种形式的制动器的制动效能。制动效能因素 K 即为制动鼓或盘上的摩擦力（M/R）和输 入力 F0 进行比值运算所得。即 = 0 /（）KMRF 2.2 方案选择 2.2.1 制动效能因素 评价制动器的优劣有两个标准，这两个标准是制动效能和稳定性。这两标准对于同一 个制动器是对立的，制动效能好的制动器那么他的稳定性相对的就差。 制动器的制动效能可用制动器效能因素 BF来作为评判标准，它的表达式如下： 金陵科技学院学士学位论文 第 2 章 鼓式制动器 7 12) = NN F ff B P +（ 鼓式制和盘式制动器的制动因数 BF与摩擦系数 f 间的关系如图 2.2 所示。 图 2.2 制动器因素 BF 与摩擦系数 f 的关系曲线 l 一增力式制动器；2 一双领蹄式制动器；3 一领从蹄式制动器； 4 一盘式制动器；5 一双从蹄式制动器 2.2.2 本设计中鼓式制动器方案的优选 从评价制动器优劣的两个标准来考虑，选择领从蹄式制动器，这样保证了制动器的制 动因素与稳定性都不会太差6。同时为了方便调整间隙和方便附装驻车制动装置，选择活 塞直径相等的制动轮缸。这种结构的领从蹄式制动器，可以很轻易的达到制动力分配为 Ff1Ff2的效果，这样前后轮有许多零件的尺寸相同。 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 8 3 制动力参数设计计算 3.1 制动过程车轮所受的制动力 汽车的制动过程就是反向力作用的过程，提供汽车制动的反向力有地面和空气阻力。 但是由于空气阻力的大小与汽车的车速有关， 制动时车速不会太快， 故空气阻力可以忽略。 所以反向作用力绝大部分是由地面提供的力，所以被称之为地面制动力。 （1）地面制动力 车轮在平直良好路面上制动时的受力情况如图 3.1 所示。 图 3.1 制动时受力简图 T是车轮制动器中摩擦片与制动鼓或盘发生相对滑动时的摩擦力矩，单位为 N.m； Fxb是地面制动力，单位为 N； W 为车轮垂直载荷； Fp为车轴对车轮的推力； Fz为地面对车轮的法向反作用力，它们的单位均为 N。 从力矩平衡得到 xb= T F r （3-1） 式中，r 为车轮的有效半径（m） （2）制动器制动力 制动力是克服摩擦力矩需要的力用符号F表示， = T F r （3-2） 式中：T是车轮制动器摩擦副的摩擦力矩。 制动力受到制动器的型式、车轮半径等产生摩擦力的结构件的影响。 主要的制动力有三个，分别是地面制动力、车轮制动力及附着力，它们的关系如图 3.2 所示。第一段水平是指地面制动力为 0 是，即 Fxb=0，是因为这段时间里面是我们踩下踏 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 9 板时由于存在间隙需要消除这段间隙后才能有地面制动力产生。制动开始阶段，汽车不会 立马停下来，车轮还在滚动，地面制动力足以克服制动器产生的制动力。两者的大小相等， 且这两者随着时间线性增加。 图 3.2 地面制动力、车轮制动力及附着力之间的关系 但是地面附着力存在上限值，超过这个上限值地面就不能提供地面制动力了。这个值 也就是地面制动力的最大值。 xb F zFF = （3-3） max z xb FFF = （3-4） 当地面制动力达到最大值时，此时继续踩下踏板，提供制动器的制动力，这时制动器 的制动力大于地面制动力，使轮胎抱死，汽车在地面上滑移而不是车轮滚动前进。由于踏 板有最大行程，制动器的制动力在踏板达到最大行程是达到最大值且一直保持最大值，一 直持续到汽车停止这时制动力归零或松开制动踏板制动力也归零。 （3）地面对前、后车轮的法向反作用力 汽车在水平且路面状况良好没有湿滑等不利因素的路面上制动受力如图 3.3 所示，假 设汽车前进是不产生滚动力偶，汽车减速时不产生惯性阻力7。 图 3.3 制动时的汽车受力图 空气阻力是随汽车的速度上升而增加的，但要是空气阻力达到较大值时，汽车需要的 车速很高，一般货车都无法到达，故空气阻力可以忽略不算。Fz1、Fz2分别表示前后轮的 地面法向反向作用力。可以用公式表示为： 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 10 1 2 () () z z G Fbzhg L G Fbzhg L =+ = （3-5） 式中： u t d zg d =，z 为制动强度， G汽车所受重力； L汽车轴距； L1汽车质心离前轴距离； 2L汽车质心离后轴距离； hg为汽车质心高度（满载时 =920mm） ； g重力加速度； 汽车刹车刹死时（即车轮都抱死） ，且地面的附着系数为的路面上行驶时，这时 u xb t d FFGg d =或。则反向作用力可以表示为： 1 2 () () z z G Fbhg L G Fbhg L =+ = （3-6） 式（3-5） 、 （3-6）反向作用力的方程表达式均为直线方程，可以得到前后轮的方向 作用力的大小变化是相反的，即一个增大另一个就减小，且随着附着力的改变而改变。 （4）理想情况下的制动力分配曲线 汽车总的地面制动力为： 12 u BBB t dG FFFGq g d =+= （3-7） 式中：z制动强度； FB1前轴车轮的地面制动力； FB2后轴车轮的地面制动力。 求得前、后轴车轮附着力： 2 12 1 21 ()() ()() B B LhgG FGFLqhg LLL LhgG FGFLqhg LLL =+=+ =+ （3-8） 当汽车前后轮都抱死时，可以得到理想的制动力分配曲线，同时此时的汽车有较有利 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 11 的方向稳定性8。车轮抱死时，制动力等于各自轮胎的地面附着力，即 12 11 22 uu uz uz FFG FF FF += = = （3-9） 代入车轮附着力方程式中，得 12 1 2 uu u u FFG Fbhg Fahg += + = （3-10） 式中：Fu1前轴车轮的制动器制动力， 111uxbz FFF=； Fu2后轴车轮的制动器制动力， 222uxbz FFF= Fxb1前轴车轮的地面制动力； Fxb2后轴车轮的地面制动力； Z1，Z2地面对前、后轴车轮的法向反力； G汽车重力； a，b汽车质心离前、后轴距离； hg汽车质心高度。 消去变量，得 2 211 4 1 (2) 2 g uuu gg h L GGb FbFF hGh =+ （3-11） 在知道汽车基本的一些参数的情况下可以绘制车轮抱死时制动力的理想分配关系曲 线。这种理想的曲线被简称为 I 曲线，如下图 3.4 所示 图 3.4 I 曲线示意图 根据反向作用力的方程组也可以直接绘制汽车在车轮抱死时制动力的理想分配曲线 9。将 取一些特定的值并代入方程组，可以得到两条直线的交点，将这些交点用平滑的 曲线连接起来就可以绘制成理想曲线 I，如图 3.5. 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 12 图 3.5 理想的前后制动器动力分配曲线 所设计的货车达到额定载重时的各项数据： =3950mmL，=2950mm a L=1000mm b L， 3 =9.21 9.8 10 =90258G mgN，=0.4， =1170mm g h。 将以上数据代入，得 111222 =13538.7,=22564.5N uxbuxb FFFN FFF 12 =33846.75N,=56411.25N zz FF。 （5）前、后制动器的制动力 制动力分配系数用来表示。这次设计的货车是两轴式货车，它的前后制动力比值一 定。分配系数，公式表达： 1 F F = （3-12） 式中，1uF为前制动器制动力； uF为汽车总制动器制动力，12uuFFF=+， 2uF为后轮制动器制动力。 故 () 12 ,1FFFF = （3-13） 且 1 2 1 F F = （3-14） 假设21()uuFB F=，则这是一条经过原点的直线，斜率为 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 13 1 tan = （3-15） 就是制动器动力实际分配线：线。如下图 3.6 所示的曲线图。 图 3.6 载货汽车的 I 曲线和 曲线 3.2 制动距离与制动减速度计算 （1）制动距离与制动减速度 制动距离的长短影响着汽车的安全性能的好坏评价。制动距离受天气、路况等诸多因 素影响。 制动减速度表现的是制动时汽车在车速下降上的变化速度，受到地面制动力以及制动 器的制动力影响10。可以用车速对时间的导数来表示即 u t d d 由于 xbb FG= (3-16) 减速度（m/s 2 ）为 bmaxb ag= （3-17） 前、后轮同时抱死，则 maxbs ag= （3-18） 式中：G汽车所受重力，N； s滑动附着系数； （s=0.4） g重力加速度，9.8g = m/s 2； v制动初速度，m/s； 代入数据得到 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 14 max 0.49.8=3.92= m/s b a （2）制动距离的分析 2 2 02 20 max 1 3.6225.92 a a b u Su a =+ （3-19） 式中： 2制动机构滞后时间，单位 s； （0.2s0.45s，计算时取 0.3s） 2制动器制动力增长过程所需的时间，单位 s； （一般为 0.2s） 2制动器的作用时间，一般在 0.2s0.9s 之间； v制动初速度，m/s；计算时总质量 3.5t 以上的汽车取v=65km/h=18.1m/s； 代入数据得： 2 2 10.318.1 0.318.16.4m 3.6225.92 3.4335 S =+= 综合国外有关标准和法规：制动距离的最大值为：ST 115/15. 0 2 vvST+=，单位常用 m；v的单位常用 m/s。 代入数据得： 22 0.15/1150.15 18.1 18.1 /115 T Svv=+=+=6.62m 显然，S T S，故本设计符合要求。 3.3 制动器的最大力矩 正确的制动力矩是保证汽车具备优良的稳定性和制动性的前提。 当汽车的附着质量被完全使用的情况下，制动器能达到最大制动力。理想情况下，前 后轮制动力的比值可以用下式表示： 0 11 220 g uz uzg bh FF FFah + = （3-20） 式中：a,b汽车质心离前、后轴距离； 0 同步附着系数； g h汽车质心高度。 实际产生的制动力矩需要在计算出的理想制动力矩下进行制约，即 11uu TF r= （3-21） 22uu TF r= （3-22） 式中：1uF前轴制动器的制动力，1 1 z u FF=； 2uF后轴制动器的制动力，2 2 z u FF=； 1zF作用于前轴车轮上的地面法向反力； 2zF作用于后轴车轮上的地面法向反力； 金陵科技学院学士学位论文 第 3 章 制动力参数设计计算 15 e r车轮有效半径。 汽车在平时的路面情况下行驶不可能达到实验室的理想条件，且车速不会太高从而选 取较小的同步附着系数。这种情况下为了能让制动达到前后轮抱死滑移的效果，产生的最 大制动力矩也就是： () 1max1uzg G TFrbhr L =+ （3-23） 2max1max 1 uu TT = （3-24） 如果汽车选取的地面附着系数较大，则此时前后轴的最大制动力矩为 () 2maxug G Tazhr L = （3-25） 1max2max 1 uu TT = （3-26） 式中：该车所能遇到的最大附着系数； z制动强度，由式duzgdt=确定； e r车轮有效半径。 本设计中，同步附着系数 0 的值为 0.4，将以下数据 =3950mmL，=2950 mm a L=1000mm b L， 3 =9.21 9.8 10 =90258NG mg， =0.4， =1170mmhg，0.37rN =，0.4612= 。 代入式中，得 1max 16715.12N.m u T= 2max 19527.55N.m u T= 金陵科技学院学士学位论文 第 4 章 制动器的结构及主要零部件的设计计算 16 4 制动器的结构及主要零部件的设计计算 4.1 鼓式制动器的结构参数 1制动鼓内径D F0的值恒定不变时，制动鼓的内径在增大的同时，制动力矩也会随之增加，散热性也 会提升。 制动鼓内径需要与轮辋内径之间保持不小于 20-30mm 的间隙， 否则散热性能会大 打折扣，更会令轮辋过热破坏气门嘴结构。制动鼓对于强度和热容量有较高的要求，这就 需要制动鼓内壁有足够的厚度。如图 4.1，为鼓式制动器示意图。 图 4.1 鼓式制动器主要几何参数 制动鼓直径 D：轮辋直径 Dr存在一定的范围，范围值分乘用车和商用车，选择如下： 乘用车 / r D D=0.64-0.74 商用车 / r D D=0.70-0.83 制动鼓内径在选择尺寸时需满足 QC/T3091999 标准11。 载货汽车不同于其他小型车 车型，其制动鼓内径和轮辋外径大约相差 80mm-100mm，在设计过程中，我们可根据轮辋 直径大小来推出制动鼓内径的大小（见表 4.1） 。 表 4.1 制动鼓最大内径 轮辋直径/in 12 13 14 15 16 20 制动鼓最大 内径/mm 轿车 180 200 240 260 - - 货车、客车 220 240 260 300 320 420 选择轮辋直径 20 英寸，那么轮辋直径=2025.4mm=508mm r D。 制动鼓最大内径为=420D，/=420/508=0.826 r D D，满足要求。 2摩擦衬片宽度b和包角 摩擦片的使用寿命和衬片的宽度尺寸是同向的线性关系，若衬片宽度尺寸小则寿命 金陵科技学院学士学位论文 第 4 章 制动器的结构及主要零部件的设计计算 17 短，反之亦然。但是衬片尺寸大了就带来了加工和成本的问题。 制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积A,即 2 12 ()/360mmADb =+ （4-1） 式中：D制动鼓内径（mm） ； b制动蹄摩擦衬片宽度(mm)； 12 , 分别为两蹄的摩擦衬片包角， （） 经过实验证明，想要制动鼓获得最佳性能，包角选择应在 90-100 度范围内。汽车总质 量越大，制动器的衬片摩擦面积也会随之增大，如表 4-2 所示。而单独的衬片摩擦的面积 大小受制动鼓半径大小和衬片宽度以及包角的影响，即： ARb= （4-2） 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 4.2 制动器衬片摩擦面积 车类型 汽车总质量 ma/t 单个制动器总的衬片摩擦面 积A /mm 2 轿车 0.9-1.5 1.5-2.5 100-200 200-300 客车与货车 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(多为 150-200) 250-400 300-650 550-1000 600-1500(多 600-1200) 在此次设计中，衬片包角定为 90，宽度要符合 QC/T309-1999 标准，因此选择宽度 b 为 140mm。 得 100 210 140512.86cm 180 ARb= 结果符合表 4-2 所给出的的要求。 得() 2 12 ()/360 = 420 140100+100 /360 =102573cmADb =+ 3摩擦衬片起始角 o () 0 90/ 240= 4制动器中心到张开力0F作用线的距离e 初步设计时，可以暂时取0.8eR=，因为要使制动效能尽可能的高，就需要使距离 a 尽可能的大且要能够布置的下轮缸和凸轮。 取e = 172mm 5制动蹄支承点位置坐标a和c 两蹄支承端面不相互影响，a 值应选最大值，c 值应选最小值（图 4-1） 。可取0.8Ra = 金陵科技学院学士学位论文 第 4 章 制动器的结构及主要零部件的设计计算 18 左右。 0.8R0.8 210168mma =，c40mm的值取为 。 4.2 制动蹄 本次论文设计的货车是9t重的货车属于中型货车偏小型货车采用T形钢碾压或板钢冲 压焊接制造形成。T 形结构形状使制动蹄的刚度到达要求，为使弯曲刚度变小，便在制动 蹄腹板上开一两个径向槽。 一般情况下，商用车和乘用车的制动蹄腹板在厚度上存在一定的数值差别，商用车一 般取值为 6mm,而乘用车取值则较小，一般在 35mm 间。同样的，在衬片厚度上商用车 多选择在 8 mm 及其以上，而乘用车衬片选取范围是 4.55 mm。制动蹄上的衬片可分为 铆接在上面的和用胶粘贴在上面的两种。这两种各有优缺，铆接在上面的噪声小，胶粘贴 在上面的有更长的使用寿命，但是更换衬片比较麻烦。 综合考虑，衬片铆接在制动蹄上的形式更适合本次设计。 4.3 制动鼓 图 4.3 制动鼓的结构形式 由于灰铸铁有着良好的加工性能，常常被用来铸造制动鼓。制动鼓在工作时受载易变 形需要在外圆周上加铸强肋（图 4.3a） 。制动鼓壁的厚度对热容量有一定的影响，在一定的 范围内，壁厚越厚热容量越高。但是不能太厚，经过试验知道 11mm 往后，壁厚的增加对 热容量的影响不大，故铸造货车制动鼓的壁厚为 13-18mm12。 如图 4.3b 所示制动鼓， 圆柱部分的制造材料可用铸铁， 腹板部分的材料使用钢板冲压， 此类方法制造的制动鼓为组合型制动鼓。或者可以类似于图 4.3c，内侧选用材料为钢板冲 压件。等等类似的使用多种工艺的方式组合制造的鼓式制动器就是组合式鼓式制动器。此 类制动器摩擦系数高，不易磨损，质量轻盈。 金陵科技学院学士学位论文 第 4 章 制动器的结构及主要零部件的设计计算 19 4.4 制动轮缸 本设计中的制动轮缸都为等直径的活塞且液压驱动的制动轮缸。 4.5 摩擦片 摩擦衬片在选取材料时必须符合七个基本要求： （1）摩擦因数稳定。摩擦因数要尽可能的保持在一个定制，不能随着温度等影响而 发生改变。 （2）耐磨性好。有足够的摩擦寿命，不能需要经常换衬片。 （3）变形小。摩擦片的变形如果过大影响制动系统的正常运作。 （4）噪音小，无污染。 （5）无毒无害的材料。 （6）抗剪切能力好。 （7）导热率固定在一个范围。 随着材料的开发研究进步，以前使用的石棉摩阻材料因其污染和有毒等问题逐渐被淘 汰了，现在使用的半金属摩阻材料，因其耐热性和耐磨性得到了大多数厂家的认可应用。 金陵科技学院学士学位论文 第 5 章 鼓式制动器的设计计算 20 5 鼓式制动器的设计计算 5.1 鼓式制动器的制动力的计算 1计算所需的制动力 通过受力分析可以知道 Z1，Z2为： )( 21 dt du g h L L G Z g += （5-1） )( 12 dt du g h L L G Z g = （5-2） 汽车总的地面制动力为： Gq dt du g G FFF BBB =+= 21 （5-3） 前、后轴车轮附着力为： )()( 2 2 1g g B qhL L G L h F L L GF+=+= （5-4） )()( 1 1 2g g B qhL L G L h F L L GF= （5-5） 故所需的制动力 1 21 =()() g Bg h LG FFGFLqh LLL = 需 =36815.96N 2制动器产生的制动力计算 由制动器因数 BF 的表达式（即， 12 fNfN BF P + =） 本质是制动器在单位面积内传输压力或者在受到力的作用而输出的力或力矩。制动 器因数可表示为摩擦力：输入力，公式表达： f T BF PR = （5-6） 式中 f T制动器的摩擦力矩； R制动鼓的作用半径； P输入力， 储气罐压力的取值范围是 0.67Mpa0.73Mpa，所能承受的压力最大值是 0.9Mpa。此 时应选择压力最小值：0.67Mpa。 金陵科技学院学士学位论文 第 5 章 鼓式制动器的设计计算 21 张开力的计算公式为 Qh P a = （5-7） Q 制动气室的推杆推力； h Q力对凸轮轴轴线的力臂； 2 a 两蹄的张开力 P 对凸轮中心的力臂。 选择10442ha，。 制动气室的推力计算公式 0 0.67=QA 活塞式制动器的气室的工作面积 2 0=0.021m A 62 0.02110 mm 得到 =14070NQ； 代入式(5.11)中，得到34840NP=； 由制动器效能因数的定义13，可得制动器所能产生的制动力 F能=BFPR/re =1.78834840210/229 =57125.4 N 所以能产生的制动力 F=4F能=22850N F=2F能=114250.8N F需 =36815.96N 经验算，选
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