机械毕业设计（论文）-KD1060型载货汽车制动系统设计（全套图纸） .pdf

i kd1060 型载货汽车设计（制动系统设计）型载货汽车设计（制动系统设计） 摘 要 制动系至少有两套制动装置即行车制动装置和驻车制动装置。行车制动装置是用 作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下坡时保持适当的稳定车速。驻车制动 装置是用作是汽车停在原地或坡道上。 制动性能是车辆最重要的性能之一，车辆制动系统性能的好坏直接影响到车辆行 驶的安全性。因此，有必要对车辆制动系统进行详细的研究。 本设计对鼓式制动器的结构形式进行综合的分析， 对六种形式的优缺点作了比较， 根据对各种制动器方案对比分析，本设计采用了领从蹄式制动器。其主要优点是：制 动器的效能及稳定性均处于中等水平， 但由于其在汽车前进与倒退时的制动性能不变， 且结构简单，造价较低，也便于附装驻车驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间 隙。本次设计中，行车制动系采用人力液压式制动；驻车制动的驱动机构为手动驻车； 串联双腔制动主缸，双回路结构。前后制动器都采用领从蹄式鼓式制动器。设计中根 据总体参数和制动器的结构与参数，通过理论推导和计算，对该车制动时的制动力和 制动力矩等做了细致的分析。 关键词：制动系统，制动器，行车制动系，应急制动 ii 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 vehicles 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 types 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 vehicles 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 vehicles parameters and the breaks 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 iii 常用符号表常用符号表 bf制动器因数 b f汽车承受的总地面制动力 f f汽车制动器制动力 f轮胎与地面间的附着力 f制动器摩擦副的摩擦系数 , a g g汽车重力 g重力加速度 g h汽车质心高度 j制动减速度 l汽车轴距 a m汽车总重量 n制动蹄摩擦片与鼓之间的法向力 p制动蹄的张开力 e r车轮有效半径 f t制动器对车轮的制动力矩 v汽车行驶速度 z地面对车轮的法向力 汽车制动器制动力分配系数 轮胎与地面间的附着系数 0 同步附着系数 iv 目目 录录 第一章第一章 概概 述述 1 第二章第二章 制动系的结构形式及其选择制动系的结构形式及其选择3 2.1 制动器结构形式简介3 2.2 制动器的结构形式选择4 2.3 制动驱动机构的结构型式选择8 2.4 液压式制动驱动机构双回路系统方案选择10 第三章第三章 制动系的主要参数及其选择制动系的主要参数及其选择 11 3.1 与设计相关的整车参数的确定11 3.2 制动力及其分配系数11 3.3 同步附着系数14 3.4 最大制动力矩16 3.5 制动器的结构参数与摩擦系数17 第四章第四章 制动器的设计计算制动器的设计计算20 4.1 制动器因数的计算20 4.2 张开力计算22 4.3 摩擦衬片的磨损特性计算22 4.4 驻车制动计算24 4.5 汽车制动性能计算25 第五章第五章 液压制动驱动机构的设计计算液压制动驱动机构的设计计算27 5.1 制动轮缸直径与工作容积的确定27 5.2 制动主缸直径与工作容积确定28 5.3 制动踏板力 f 与踏板行程的设计计算28 5.4 真空助力器29 5.5 制动力分配的调节装置31 第六章第六章 制动器主要零部件的结构设计与强度计算制动器主要零部件的结构设计与强度计算30 6.1 制动器主要零部件的结构设计30 6.2 制动器主要零件强度计算 31 结论结论 33 v 参考文献参考文献 34 致 谢致 谢 6 第一章第一章 概概 述述 制 动 系 是 用 于 使 行 驶 中 的 汽 车 以 适 当 的 减 速 度 降 速 行 驶 直 至 停 车 ， 使下坡行驶的汽车的车速保持稳定 以及使已停止的汽车在原地或 斜 坡 上驻 留不动的 机构。 汽车的制动系统 可以分为 4 种制动系统，即行车制动系统、应急 制 动 系统和驻车制动系统， 另外还 有辅助制动系统。 汽车制动系至少 应有两套独立的制动装置， 即行车制动装置和驻 车 制 动装置； 重型汽车或经常在山区行驶的汽车要 增设应急制动装置 和 辅 助制动装置 ；牵引 汽车还应有自动制动装置。 行车制动装置用 于强制行驶中的汽车减速或停车， 并使汽车在下 短 坡 时 保 持 适 当 的 稳 定 车 速 。 其 驱 动 机 构 常 采 用 双 回 路 或 多 回 路 结 构 ， 以保证其工作可靠 。 驻 车 制 动 装 置 用 于 使 汽 车 可 靠 而 无 时 间 限 制 地 停 住 在 一 定 位 置 甚 至 在斜坡上，同时它也有助于汽车在坡 路上起步。为防止其产生故 障 ， 驻车制动装置 应采 用机械式驱动机构而不用液压或气压驱动。 汽车制动系 应满足如 下要求： 一、符 合有 关要求和法规的规定。各 项性能指标除 应满足设计任 务 书 的规定和 国家标准法规 制定的有 关要求外， 也应考虑销 售对象国 家 和 地区的法规 和用 户要求。 二、具有足够的制动 效能。包括行车制动 效能和驻车制动 效能 。 行 车 制 动 能 力 是 用 一 定 的 制 动 初 速 度 下 的 制 动 减 速 度 和 制 动 距 离 两 项 指 标来评 定； 驻坡能 力是以汽车在 良好路面上能可靠停驻的最 大坡 度 来 评定。 三、工作可靠 。汽车制动至少 应有两套 独立的制动装置，且其驱 动 机 构应各自独立 ，行车制动装置 驱动机构应采用双回路 系统，当其 中 一 回路 失效时， 另一回路仍能可靠工 作。 四、制动效能的 热、 水稳定性好。 五、制动时的操纵 稳定性好。即 以任何速度制动，汽车 都不应当 7 失 去操纵 性和 方向稳定性 。为此，汽车 前、后轮制动器的制动力矩应 有 适 当的比 例，最好能 随各轴间载荷转移情况 而变化；同一轴上左 、 右 车 轮制动器的制动 力矩应相同。 六、制动 踏板 的位置和行程符合人机 工程学要求，即操作方 便 性 好， 操纵轻 便 ，舒适，能减少 疲 劳 。踏板行程不大 于 170mm,其 中 考 虑了摩擦 衬片或衬块的容许磨损量。各国法规规 定，制动的最 大 踏 板 力一般为 700n。设计时，紧急制动（约占 制动总次数 的 5%10%） 踏 板 力的选取范围 为 350550n 采用伺服制动或动 力制动应取小值 。 七、作用 滞后的时 间要尽可能的短，包括从制动踏板开 始动作至 达 到 给定制动 效能水平 的时间（制动滞后时间）和从开放踏板至完全 解 除 制动的时 间（解 除制动滞后时间） 。 八、制动时 不应 产生 振动和噪声。 九、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。 十、 制动系中 应有音响或光信号 等报警装置以便能及时发现制动 驱 动 机件的故障 和功能失效；制动系中 也应有必要的安全装置；一旦 主， 挂 之间的连接制动 管路损坏， 应有防止压缩空气继续漏失 的装置； 在 行 驶 过 程 中 挂 车 一 旦 脱 挂 ， 亦 应 有 安 全 装 置 驱 使 驻 车 制 动 将 其 停 驻 。 十一、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 低时制动 管路不应 出现结冰。 十二 、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 。 随着电子技术飞 速 发 展，汽车 防抱死 系统（abs）在技术上已经 成 熟，开始在汽车上 普及。近年来还出现了集 abs 和其他扩展功能于 一 体 的电子控 制制动系统（ebs）和电子助力制动系统(bas)。另外 ， 车 距 报警 及防追尾碰撞 系统也已在部分轿车上开始使用。 8 第二章第二章 制动系的结构型式及选择制动系的结构型式及选择 2.1 制动器结构形式简介制动器结构形式简介 除 山 区 行 驶 的 汽 车 辅 助 制 动 装 置 利 用 发 动 机 排 气 制 动 或 电 涡 流 制 动 等缓速措施 外，汽车制动器 几乎均为机械摩擦式。 汽车制动器 按其在汽车上的 位置分车 轮制动器和中 央制动器。 前 者 是 安装在车 轮处 ，后者则 安装在 传动系某轴上，例如变速器第二轴 的 后 端或传动轴的前端。 摩擦 式制动器 按其旋 转元件的形状分为鼓式和 盘式两大类。 鼓式 制 动 器又分为内张式鼓式制动器和 外束型鼓式制动器。 内张型鼓式制 动 器 的固定摩擦 元件是一对 带有摩擦蹄片 的制动蹄， 后者安装在制动 底 板 上， 而制动 底板则又紧固于前梁或后桥壳的凸缘上或变速器壳或 与 其 相固定的 支架上；其旋转摩擦元件为制动鼓，利用制动鼓的 圆柱 内 表 面 与 制 动 蹄 摩 擦 片 的 外 表 面 作 为 一 对 摩 擦 表 面 在 制 动 鼓 上 产 生 摩 擦 力矩，故又称 为蹄 式制动器。外束型鼓式制动器的 固定摩擦元件 是 带 有摩擦片且 刚度较小的制动 带；其旋转摩擦元件为制动鼓，并 利 用 制 动 鼓 的 外 圆 柱 表 面 和 制 动 带 摩 擦 片 的 内 圆 弧 面 作 为 一 对 摩 擦 表 面 ，产生 摩擦力矩 作用 于制动鼓，故又称带式制动器。在汽车制动器 中 带 式 制 动 器 曾 仅 用 于 某 些 汽 车 的 中 央 制 动 器 ， 现 在 汽 车 已 很 少 使 用。由于 外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上 已 很 少 使用。 故通常所说 的鼓式制动器即是 内张型鼓式结构。 盘 式 制 动 器 的 旋 转 元 件 是 一 个 垂 向 安 放 且 以 两 侧 面 为 工 作 面 的 制 动 盘， 其固定摩擦 元件一 般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动 块。当制动 盘被 两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘 上 的 摩擦力矩 。盘式制动器 常用作轿车的车轮制动器，也可用于各种 汽 车 的中央制动器。车 轮制动器 主要用于行车制动，有的 也可兼作驻 车 制 动之用。 鼓式制动器和 盘式制 动器的结构形式有 多种， 其主要结构形式如 9 图 2-1 所示 。 2.2 制动器的结构形式选择制动器的结构形式选择 和鼓式制动器 相比： 一、盘式制动器制动 效能较低，用于液压 制动系统时 所需制动促 动 管 路压力 较高； 图 2-1 制 动 器 的 结 构 形 式 二、兼用于驻车制动时，需要加装的驻车制动 传动装置较鼓式制 制 动 器 鼓 式 盘 式 液 压 驱 动 气 压 驱 动 液 压 制 动 气 压 制 动 领 从 蹄 式 双 领 蹄 式 双 从 蹄 式 增 力 式 从 蹄 无 支 从 蹄 无 支 单 向 双 领 双 向 双 领 单 向 增 力 双 向 增 力 凸 轮 曲 柄 楔 圆 弧 线 凸 渐 开 线 凸 阿 基 米 得 单 楔 双 楔 全 盘 式 钳 盘 式 固 定 钳 浮 动 钳 滑 动 摆 动 10 动 器 复杂，因 而在后轮 上的应用受到限制； 三、除封闭 的多片全盘 式制动器 外，其他盘式制动器 难于完全防 止 油 污和锈蚀 ； 四、为获得 较大制动 力矩采用多片全盘式制动器时，其制动盘冷 却 条 件差，温升较大； 五、衬块工作面积小 ，磨损快，温升高，使用 寿命低，需用高材 质 的 摩擦 材料 ，本 次设计的目标车型为轻型载货汽车，从商品的经济 性 角 度出发，不宜选择 成本较高的盘式制动器。 综合 考虑以 上因 素， 本次设计行车制动 采用鼓式制动器。 鼓 式 制 动 器 的 制 动 蹄 按 其 张 开 时 的 转 动 方 向 和 制 动 鼓 的 旋 转 方 向 是 否一致分为领蹄 和从蹄两种。 制动蹄张开时的转动方向和制动鼓 旋 转 方向一致的制动 蹄称为领蹄 ，反之则称为从蹄 。 鼓式制动器 按蹄的类型分为： 图 2-2 鼓 式 制 动 器 简 图 （ a） 领 从 蹄 式 ； （ b） 双 领 蹄 式 ； （ c） 双 向 双 领 蹄 式 ； （ d） 单 向 增 力 式 ； （ e） 双 向 增 力 式 11 2.2.1 领从蹄式 制动器领从蹄式 制动器 如图 2-2（a）示，图 上旋向箭头代 表 汽车前进时制动鼓 旋向， 则 蹄 1 为领蹄 ，蹄 2 为从蹄 。汽车 倒车时制动鼓 旋向变为反向，则相 应 地 使领蹄与从蹄 相互对调了。 这种当制动鼓 正反方向旋转总有一领 蹄 和 一从蹄 的鼓式制动器称领从蹄 式制动器。 对两 蹄张开 力相等的领从蹄式制动器， 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 而使其所受法向力加大；从 蹄 由 于摩擦力矩 的“减势”作用而使其所受法向力减小，从而导致领 蹄 磨 损 较 严 重 。 为 使 两 摩 擦 片 寿 命 均 衡 可 适 当 减 小 从 蹄 摩 擦 衬 片 包 角 。由于 两蹄法向 力不等 ，其差值要由车轮轮毂轴承承受 。这种两蹄 法 向 力不 能相互平衡的制动器 称非平衡式制动器。 领从蹄式制动器的 效 能和稳定性 处于中等水平，汽车 前进、倒退 行 驶 时制动性能 不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机 构 ；调整蹄片与 制动鼓之间 的间隙工作容易，故而广泛应用于轻、中 、 重 型 货车前后轮 制动器 及轿车后轮制动器。 2.2.2 双领蹄式 制动器双领蹄式 制动器 汽车 前进时两制动 蹄 均为领蹄的制动器 称双领蹄 制动器。 但倒车 时 两 蹄又均变 成从蹄 ，故 又称其为单 向双领蹄制动器。如图 2-2（b） 示 ，两制动 蹄各用一 单活塞 制动轮缸推 动，两套制动 蹄、制动轮缸等 机 件 在制动 底板上以中心对称布置，属平衡式制动器。 双 领 蹄 式 制 动 器 有 较 高 的 正 向 制 动 效 能 ， 但 倒 车 时 制 动 效 能 大 降。采用前双领蹄 式制动器 与后领从蹄 式制动器 相匹配，可较容易的 获 得 所希望 的前、后轮 制动力分配，并使 前、后轮制动器的 许多零件 有 相 同的尺寸 。由于其 难于 附加驻车制动 驱动机构，故不用作后轮制 动 器 。 2.2.3 双向双领 蹄式制动器双向双领 蹄式制动器 汽车 前进、倒退 时其 两蹄均为领蹄 ，且两蹄两端均为浮式支撑 。 如 图 2-2（c）示。 双向双领蹄 式制动器 有较高的制动 效能，制动性能稳定，故广泛 应 用 于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮制动器。其结构较 复 12 杂 ， 且需另设中 央制动器用于驻车制动。 2.2.4 单向增力 式制动器单向增力 式制动器 单向增力式制动器的两 蹄片只有一个固定支点， 两蹄下端经推杆 相 互 连接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开蹄片，如图 2-2（d）示。 单向增力式制动器在汽车前进制动时制动 效能很高， 但倒车制动 时 其 制动 效能最 低。 故仅用于少数轻、 中型货车和轿车的前轮制动器 。 2.2.5 双向增力 式制动器双向增力 式制动器 将单向增力式制动器的 单活塞制动轮缸换用双活塞制动轮缸， 其 上 端 的支撑销也作为两蹄共用， 即为双向增力式制动器， 如图 2-2 （e） 示 。 双向增 力式制动器 也是非平衡式制动器。 双向增力式制动器的制动效能非常高，施加很小的张开力，即可 获 得 较大的制动 力。 其常以行车制动器 与驻车制动器 共用的形式 应用 于 大 型高速轿车， 也广泛应用于汽车中 央制动器。 上述制动器的 特点是 用制动器 效能、 效能的稳定性和 摩擦衬片磨 损 均 匀程度来评 价。增力式 制动器效能最高，双领蹄次 之，领从蹄 式 更 次 之，双从蹄 式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性 来 考 虑，则相反，双从蹄式最好，增力式最差。本次设计车 型最高车 速 70km/h，对制动器的效能要求不是很高，而制动器的 效能稳定性 相 对 较重要。 摩擦 系数的变化是影响制动器 工作效能稳定性的 主要因素。 还应 指 出，制动器的 效能不仅与制动器的结构 型式、结构参数和摩擦系数 有 关，也受 到其他因素的影响。例如制动器摩擦衬片与制动鼓仅在衬 片 的 中部接触时，输出的制动 力矩就小；而在衬片的两端接触时，输 出 的 制动 力矩 就大。 制动器的 效能常以制动效能因数或简称制动因 数 bf（brake factor）来 衡量 ，制动器 效能因数的定义为，在制动鼓或 制 动 盘的作用 半径 上所得到的摩擦力与 输入力之比，即 ： tf bf pr = （2-1） 式中 ： f t 制动器的 摩擦力矩； 13 p输入力，一般取作用于两蹄的张开力的平均值； r制动鼓或制动 盘的作用半径。 基本尺寸比例相同 的 各种内张式制动器的制动因 数 bf 与摩擦系 数 f 之间的关系如图 2-3 示。bf 值大，其制动效能就好。在制动过 程 中 由于 热衰退， 摩擦 系数会变化， 因此 摩擦系数变化 时，bf 值变 化 小 的，制动器 效能稳定性 就好。 图 2-3 制 动 器 因 数 bf 与 摩 擦 系 数 f 的 关 系 曲 线 1 增 力 式 制 动 器 ； 2 双 领 蹄 式 制 动 器 ； 3 领 从 蹄 式 制 动 器 ； 4 盘 式 制 动 器 ； 5 双 从 蹄 式 制 动 器 综上， 本设计 所选制动器结构形式 如下： 前轮为双领蹄 式制动器； 后 轮 为领从蹄 式制动器，制动 蹄上下支承面均加 工成弧面，采用浮式 支 承，这可使整个制动 蹄沿支承平面 有一定的 浮动量，制动蹄可以自 动 定 心，保 证与制动鼓全面 接触。同时在该制动器中 附设驻车制动 机 械 促 动装置， 兼作驻车制动器。 2.3 制动驱动机构的结构型式选择制动驱动机构的结构型式选择 2.3.1 行车制动 器驱动机构 的结构 型式选择行车制动 器驱动机构 的结构 型式选择 制 动 驱 动 机 构 用 于 将 司 机 或 其 他 动 力 源 的 制 动 作 用 力 传 给 制 动 器 ， 使之产生 制动 力矩 。 表 2 1 制 动 驱 动 机 构 的 结 构 型 式 14 制动力源力的传递方式 用途 简单制动系 （人力制动系） 司机体力 型式制动力源工作介质 型式 工作介质 机械式 液压式 杆系或钢 丝绳 仅用于驻车制动 动力 制动 系 伺服 制动 系 气压动力制动系 液压动力制动系 真空伺服制动系 气压伺服制动系 液压伺服制动系 发动机动力 司机体力与发动 机动力 空气 制动液 空气 空气 制动液 液压式 液压式 气压-液压式 制动液 制动液 制动液 气压式空气 空气、制动 液 部分微型汽车的行车 制动 中、重型汽车的行车 制动 轿车，轻微中型汽车 的行车制动 图 2 4 双 轴 汽 车 液 压 双 回 路 系 统 的 五 种 分 路 方 案 1 双 腔 制 动 主 缸 ； 2 双 回 路 系 统 的 一 个 分 路 ； 3 双 回 路 系 统 的 另 一 分 路 根据制动 力源的不同，制动 驱动机构可分为简单 制动、动力制动 以 及 伺服 制动 三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压 式 和 气压-液压 式的 区别，如表 2-1 示。 本设计制动 驱动机构结构形式 选为真空伺服制动系， 在正常情况 下 ，其 输出工作压力主 要由动力伺服系统（真空助 力器）产生，而在 伺 服 系统 失效时， 仍可全由人力驱 动液压系统产生一定程度的制动 力 。 15 2.3.2 驻车制动 器驱动机 构 的结构 型式选择驻车制动 器驱动机 构 的结构 型式选择 驻 车 制 动 驱 动 机 构 采 用 手 操 纵 机 械 式 钢 丝 软 轴 远 距 离 操 纵 的 形 式 ， 其操纵 机构布置在 驾驶室内。 2.4 液压式制动驱动机构双回路系统方案选择液压式制动驱动机构双回路系统方案选择 为了提高制动 驱动机 构的工作可靠性，保证行车安全，制动 驱动 机 构 至少 应有两套 独立 的系统，即 应为双回路 系统，以便当一回路发 生 故 障时，其他完好的 回路 仍能可靠地工作。双轴汽车的 液压式制动 驱 动 机构的 双回路 系统 5 种方案图如图 2-4 示。 本设计采用前后轮 制动管路各成独立的回路系统， 即一轴对一轴 的 分 路型式， 简称 型， 如图 2-4（a）所示。其特点是 管路布置最 简 单 ，可与传统的 单轮缸鼓式制动器 相配合，成本较低，若后轮制动 管 失 效，则一旦前轮 抱死就会失去转 弯制动能 力。这种布置方案在货 车 上 应用最 为广泛 。 综上，本 次设计制动 系的结构 型式方案总 结如下： 行车制动器 设计 为双管路型回路真 空助 力液压 控制， 前、后 领 从 蹄式制动器，前鼓式双活塞双制动轮缸单向双领蹄 式制动器 ；后 鼓 式 双活塞 单向制动 轮缸领从蹄式制动器，兼充驻车制动器，并 可用 于 应 急 制 动 。 驻 车 制 动 驱 动 机 构 为 手 操 纵 机 械 钢 丝 软 轴 远 距 离 操 纵 式 ， 其操纵 机构布置在 驾驶室内。 16 第三章第三章 制动系的主要参数及其选择制动系的主要参数及其选择 3.1 与设计相关的整车参数的确定与设计相关的整车参数的确定 由 设 计 任 务 书， 参 考 同 类 车 型 （hfc1060d1 轻 型 载 货 汽 车 ） ， 相 关 的整车参数 确定如下： 汽车 满载质量 a m =6045kg; 汽车 空载质量 a m =2850kg; 汽车 轴距 l=3308mm; 满载时前后轴 荷 1 g =2176kg（36%） 2 g =3869kg（64%） ； 空载时前后轴 荷 1 g =1539kg（54%） 2 g =1311kg（46%） ； 质心距前轴 的距 1 l =2117mm 1 l =1521.68mm； 质心距后轴 的 2 l =1191mm 2 l =1786.32mm； 满载时质心高度 g h =1100mm; 空载时质心高度 g h =1000mm; 车轮滚动半径 r=410mm; 3.2 制动力及其分配系数制动力及其分配系数 汽车制动时，忽略 路面 对车轮的滚动阻力矩和汽车 回转质量的 惯 性 力矩 ，对 任一角速度 w0 的车轮，其力矩平 衡方程为： 0= ebf rft (3-1) 式中 ： f t 制动器对 车轮作用的制动 力矩，mn ； b f 地面作用于车轮的制动 力，称地面制动力，n; e r 车轮有效半径， m ； 令 e f f r t f = (3-2) 并称之为制动器制动 力，仅由制动器的结构 参数所决定。 17 当 踏 板 力 p f 增 大 时 ， b f 随 f f 增 大 而 增 大 ， 但 b f 又 受 附 着 条 件 限 制 ，其值不可能大于附 着力 f ，见图 3-1，即 zfff bb = max (3-3) 式中 ： 轮胎与 地面间的附着系数； z 地面对车 轮 的法向反力。 图 3-1 地 面 制 动 力 b f与 制 动 器 制 动 力 f f的 关 系 图 3-2 汽 车 受 力 分 析 图 图 3-2 为汽车在 水平 路面上制动时的 受力情况。图中忽略空气 阻 力 、旋转质量减速时 产生的惯性力矩以及汽车的 滚动阻力矩。另 外 ，还 忽略 了制动时车 轮边滚边 滑的情况，且附着 系数只取一定值 。 由 图 3-2，对 后轴 车轮 的接地点 取力矩，得平衡式： 12 21 () () g g h du z lg l g dt h du z lg l g dt =+ = (3-4) 式中 ： 1 z 汽车制动 时 水平地面对前轴车轮的法向反力，n; 2 z 汽车制动时 水平地面对后轴车轮的法向反力，n; l汽车 轴距 ， mm； 1 l 汽车 质心距前轴距 离， mm； 2 l 汽车 质心 距后轴距 离， mm； g h 汽车 质心 高度， mm； g汽车 所受重力，n; 18 t u d d 汽车制动 减速 度， 2 sm。 令qg d d t u =， q称制动强 度，则式（3-4）又可表达为 12 21 () ( g g g zlqh l g zlqh l =+ = (3-5) 若在附着 系数为 的路面上制动，前后轮均 抱死，此时汽车 总 地 面 制动 力 b f 等于 汽车 前 后轴车轮的总附着力 f ，见图 3-2 即有 dt du mgffb= （3-6） 带 入式 （3-4） 则 得 水平 地 面 作 用 于 前 、后 车 轮 的 法向 力 另 一 表 达 式： () () += = g21 12 h l l g z hl l g z g （3-7） 汽车 总地面制动 力为 gq dt du g g fff bbb =+= 21 （3-8） 式中 ： q制动强 度 21,bb ff前后轴 车轮的地面制动力。 由式（3-3）（3-5）及（3-8）可求出前后轴 车轮的附着力为 2 1 1() 2() g g g flqh l g flqh l =+ = （3-9） 上式 表明：汽车在 附着系数 为任一确定值的路面上制动时， 各 轴 车轮附着力 即极限制动力并非为常数，而是制动强 度 q 或总制 动 力 b f 的函数。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，以及前后车轮制动器制动 力分配、道路附着 系数 和 坡 度情况 等，制动 情况 有 3 种，即 19 （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。 显然 第（3）种情况 附着条件利用最好。 由 式 （ 3-8） （ 3-9） 求 得 附 着 系 数 为 的 路 面 上 ， 前 后 车 轮 附 着 力 同时被充分利用的 条件为 1212 12 1 221 () () ffbb fg b fbg ffffg flh f fflh +=+= + = （3-10） 式中 ： 1f f ， 2f f前后轴 车轮的制动器制动 力，n; b f ， b f 前后轴 车轮的地面制动力，n; 1 z ， 2 z 地面对前后车轮法向力，n; 1 l 汽车 质心距前轴距 离，mm； 2 l 汽车 质心距后轴距 离，mm； g汽车 所受 重力，n; g h 汽车 质心高度 ，mm。 由式（3-10）消去 得 += 1 2 1 2 22 2 4 2 1 f g ff f h gl f g hgl lf （3-11） 将上式 绘成以 1f f ， 2f f为坐标的曲线，即为理想前后制动器制 动 力 分配曲线 ，简称 i 曲 线，如图 3-3 示。如汽车前后制动器制动 力 能 按 i 曲线 规律分配， 则可保证任一附着系数 的路面上制动时， 均 可 使前后 车轮同时抱死。然而，目前货车前后制动器制动 力之比 为 一 定值，以 21 11 ff f f f ff f f f + = （3-12） 表 示 ， 即为制动 力分配系数。 3.3 同步附着系数同步附着系数 20 由式（3-12）得 = 1 1 2 f f f f （3-13） 上式在 图 3-3 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 动力分配线，简称线 。 图中线与 i 曲线 交点处的附着系数 0 即为同步附着系数。它 是 汽 车制动性能的一 个重要参数，由汽车结构系 数所决定。 图 3-3 某 货 车 的线 与 i 曲 线 对于前 、后制动器制动 力为固定比值的汽车，只有在附着系数 等 于 同步 附着 系数 0 的路 面上，前、后车轮制动器 才会同时抱死。 当 汽 车在 不同 值的路面 上 制动时，可能有以下情况： (1)当 0 ，线位于 i 曲线上方，制动时 后轮先抱死，这时 容 易 发生后轴 侧滑使汽车 失去方向稳定性。 (3)当 = 0 ，制动时汽 车 前、后轮同时抱死，是一种稳定工况， 但 也 失去转 向能力。 分 析 表 明 ， 只 有 在 = 0 的 路 面 上 ， 地 面 的 附 着 条 件 才 可 以 得 到 充 分利用。 0 的选择 与很多因数 有关。若主要是在较好的 路面上行驶，则 选 的 0 值可偏高些，反之可 偏低些。从紧急制动的 观点出发， 0 值 宜 取 高些。汽车 若常带挂车行驶或 常在山区行驶， 0 值宜取低些。 21 国 外 文献 推荐货车满载时 的同步附着系数5 . 0 0 。 本次设计车 型为轻型 载货汽车，最 大车速为 70k /m h，车速 相 对 较 低，此 取5 . 0 0 =。 联 合 国欧 洲 经 济 委 员 会(ece)的 制 动 法 规 规 定 ， 在 各 种 载 荷 情 况 下 ， 轿 车 的 制 动 强 度 在0.15 q0.8， 其 他 汽 车 的 制 动 强 度 在 0.15 q0.3 的范围 内时，前轮均应 能先抱死；在车轮尚未抱死的 情 况 下，在 0.20.8 的范围内，必须满足q0.1+0.85( -0.2)。 3.4 最大制动力矩最大制动力矩 由式（3-10） （3-13） 得 l hl g02 + = （3-14） 代入5 . 0 0 =，53 . 0 3308 11005 . 01191 02 = + = + = l hl g 对于常遇到的道 路条 件较差、车速较 低因而选取了较小的同步 附 着 系数 0 值的汽车，这种 汽车后轮制动抱死的可能性小，而汽车 行 驶 方 向 的 控 制 更 为 重 要 ， 为 了 保 证 在 0 的 良 好 的 路 面 上 能 够 制 动 到后轴 车轮和前轴 车 轮先后抱死滑移，前、后轴的车轮制动器 所 能 产生 的最 大制动 力力矩为： egf rhl l g t)( 2max1 += （3-15） max1max2 1 ff tt = （3-16） 式中 ： 为该 车所能遇到的最 大附着系数。一个车轮制动器 应 有 的 最大制动 力矩为 按上 列公式计算所得结果的一半值。 取 0.8 = ，由式（3-15） （ 3-16）得单个车轮制动器最 大制动力 矩 mnrhl l g t t eg f f =+= 49.50392)( 2 2 max1 max1 22 mnt t t f f f = = 98.4468 2 1 2 max1 max2 max2 3.5 制动器的结构参数与摩擦系数制动器的结构参数与摩擦系数 3.5.1 制动鼓内制动鼓内 径径 d 和和制动 鼓制动 鼓 厚厚度度 输入 力p一定时，制动 鼓 内径越大，制动力矩越大，且散热能 力 也 越强。但制动鼓 内径 d 受轮辋内径限制。制动鼓 与轮辋之间应 保 持 足 够 的 间 隙 ， 通 常 要 求 该 间 隙 不 小 于20mm 30mm， 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 小 制动时的 温升。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。 货车制动鼓直 径与轮辋直径之比： r dd/=0.700.83 载 货 汽 车 和 客 车 制 动 鼓 内 径 一 般 比 轮 辋 外 径 小80 mm 100mm。设计时 可按轮辋直径初步确定制动鼓 内径（见表 3-1） 本车 轮辋 6.0，mmdr 4 . 514 1 =，mmdr 6 . 463 2 =， ()()mmd378.36252.324 6 . 46383 . 0 70 . 0 1 = ()()mmd952.42608.360 4 . 51483 . 0 70 . 0 2 = 参表 3-1 及汽车行 业标准 ，选 5 . 355 1 =d，mmd380 2 =。 表 3-1 制 动 鼓 内 径 参 考 值 轮 辋 直 径 （in） 12 13 14 15 16 20， 22.5 制 动 鼓 最 大 内 径 （mm） 轿 车 180 200 240 260 货 车 、 客 车 220 240 260 300 320 420 制动鼓在 工作时 如同 一个悬臂梁，所以壁厚的选取主要从刚度 和 强 度方面 考虑 。壁厚 取大些有助于增大热容量，试验表明，壁厚 从 11 mm增至 20 mm，摩擦 表面平均 最高温度变化并不大。一般铸 23 造 制 动鼓的 壁厚 ：中、重型货车为 1318 mm。 3.5.2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 b的选取对摩擦衬片的使用 寿命有影响。衬 片 宽 度尺寸 取窄些，则磨损速度快，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸 取 宽 些，可以 减少 磨损 ，但质量大，不易加 工，不易保证与制动鼓 全 面 接触，且增加了成本 。设计时一般按16 . 0 =db26. 0初选。且 应 尽 量按国产 摩擦 衬片规 格选择。 ()()mmdb43.9288.5626 . 0 16 . 0 11 = ()()mmdb 8 . 98 8 . 6026 . 0 16 . 0 22 = 参汽车行 业标准 取mmb80 1 =，mmb90 2 =。 摩擦 衬片的摩擦面 积为： p a =br 式中 为摩擦 衬片包角，单位为弧度。 制 动 器 各 蹄 衬 片 总 的 摩 擦 面 积 p a 越 大 ， 制 动 时 所 受 单 位 面 积 的 正压力 和能 量负荷越 小，从而磨损特 性越好。根据 国外统计资 料 分 析 ， 单 个 车 轮 鼓 式 制 动 器 的 衬 片 面 积 随 汽 车 总 质 量 增 大 而 增 大 ， 具体数 据见表 3-2。 表 3-2 衬 片 摩 擦 面 积 衬 片 摩 擦 面 积 汽 车 类 别 汽 车 总 质 量ma t 单 个 制 动 器 摩 擦 衬 片 总 面 积 p a 2 cm 轿 车 0.9-1.5 1.5 2.5 100 200 200 300 货 车 及 客 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 为 600-1200) 24 3.5.3 摩擦 衬片 起始角摩擦 衬片 起始角 0 前 轮 制 动 一 般 衬 片 布 置 在 制 动 蹄 外 缘 的 中 央 ， 即 令 2 900 0 =。 前轮： 0 01 40= 后轮： 0 02 40= 3.5.4 制动 器制动 器 中 心到张 开中 心到张 开力力 p 作作用用线线 的的距离距离 a 初定mmra 2 . 14275.1778 . 08 . 0 11 = mmra1521908 . 08 . 0 22 =。 3.5.5 制动 蹄制动 蹄 支 承点位 置坐标支 承点位 置坐标k和和 c 初步暂定mmrc 2 . 1428 . 0 11 = mmrc1528 . 0 22 =。 3.5.6 摩擦摩擦 片片摩 擦系数摩 擦系数 f 摩擦片摩擦 系数对制动 力矩的影响 很大，主要考虑其热稳定性 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 35 . 0 =f0.40 已无大 问题 。因此，在 假设的理想条件下计算制动 器 的 制动 力矩 ，取3 . 0=f可使计算结果接近实际。选3 . 0=f。 各参数 详见图 3-4。 图 3-4 鼓 式 制 动 器 的 主 要 几 何 参 数 25 第四章第四章 制动器的设计计算制动器的设计计算 4.1 制动器制动器因因数的计算数的计算 鼓 式 制 动 器 制 动 因 数 的 计 算 通 常 是 根 据 摩 擦 衬 片 的 压 力 分 布 规 律 、径向变形规律以及张开力p与摩擦 衬片法向压力的解析关系，利 用 微 积分和 列制动 蹄力平衡方程式的方法通过其定义（式（2-1） ）求 得 。 由于 这种方法导出过程较繁琐， 我们采用以下公式计算制动器的 制 动 器因数。 4.1.1 支承销支承销 式 双领蹄制动 器的制 动器式 双领蹄制动 器的制 动器 因因数数 单个领蹄的制动 蹄因 数 1t bf 为： 图 4-1 支 承 销 式 双 领 蹄