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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985 毕 业 设 计（论 文） 设计(论文)题目： 轻型载货汽车制动系统设计 学生姓名：二级学院：班级：提交日期：压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985目 录摘 要IIAbstractIII第1章 绪 论11.1 制动系统设计研究的目的及意义11.2 制动系工作原理2第2章 制动系统的整体布置方案设计32.1 轻型货车主要技术参数32.2 汽车制动器形式的选择32.3 鼓式制动器的优点及其分类42.4 制动驱动机构的结构形式62.5 制动管路的形式选择82.6 液压制动主缸方案的设计9第3章 制动系统主要参数的确定103.1 同步附着系数的确定103.2 前、后轮制动力分配系数B的确定123.3 最大制动器制动力及力矩的确定133.4 制动器制动因数计算143.5 鼓式制动器主要参数的确定153.6 鼓式制动器零部件的结构设计17第4章液压制动驱动机构的设计计算214.1制动轮缸直径d的确定214.2 制动主缸直径的确定224.3 制动踏板力22第5章 制动性能分析245.1 制动性能评价指标245.2 制动效能245.3 制动效能的恒定性255.4 制动时汽车的方向稳定性255.5 前、后制动器制动力分配265.6 制动距离S295.7汽车能够停留在极限上下坡角度计算30第6章 总 结31参考文献32致 谢33VI压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘 要本文针对某型轻型载货汽车设计了一套制动系统。根据本次设计的车型以及整车参数，首先确定了制动系统的结构形式，分析确定了同步附着系数,然后，根据确定的同步附着系数，计算出制动力分配因素、最大制动力以及制动力矩。确定了鼓式制动器的一些参数以及制动器零部件结构。同时还设计确定了制动主缸和轮缸的参数。最后是对汽车制动效能进行分析，通过计算制动距离来判断其制动效能的情况，对制动效能进行了检验，结果符合要求。利用计算机软件绘制零件及装配图。关键词：轻型货车；制动系统；鼓式制动器；制动主缸和轮缸；制动效能Abstract In this paper, a brake system is designed for a light truck.According to the design of the vehicle and the vehicle parameters, first determine the structure of the braking system, analyzed the synchronous adhesion coefficient, and then, according to the synchronous adhesion coefficient, calculate the braking force distribution factor, the maximum braking force and braking torque. Some parameters of drum brake and the structure of brake parts are determined. At the same time, the parameters of the brake master cylinder and cylinder are also designed. Finally, the braking efficiency is analyzed, and the braking efficiency is judged by calculating the braking distance. The braking efficiency is tested and the results meet the requirements.Key word:Light truc；Braking system；Stock brake；Brake master cylinder and wheel cylinder；Braking efficiency 第1章绪论1 绪 论汽车工业是反应一个国家工业能力的标志性产业，汽车工业的前进发展可以大大的提高一个国家的经济水平，可以带动其他行业的发展，可以提高我们国家的工业生产能力。汽车是重要的交通工具，现代交通运输主要依靠汽车。我国社会不断进步，经济体越来越大，各种各样的汽车品牌涌入我国对我国汽车工业的发展即有足够的促进作用又限制了我国汽车工业制造水平的发展。我国汽车工业只是最近几十年才开始建立，相关的技术还不够成熟，所以我们要大力提高我国的技术水平，提高我国汽车制造水平，可以与国外汽车工业竞争。随着汽车制造水平的增加，我国汽车的数量越来越多，交通运输也是越来越发达，而随之带来了一系列的问题，其中常见的就是交通安全问题，我们可能会经常听到交通事故的发生。在无法避免人为因素的前提之下，我们应该改善汽车的设计制造水平，增加汽车的安性.合理地设计制动系统可以使得汽车可以快速停止，是一个非常重要的保证汽车安全性的方法。1.1 制动系统设计研究的目的及意义 制动系统的用处：首先也就是最常见的也就是：在驾驶员看到障碍物的时候，制动系统可以使得正在向前行驶着的汽车减速直到其停止；还有就是如果已经停止的汽车在有坡度的路面上的时候，制动系统可以让汽车继续地保持其静止不动的状态；最后就是让速度过高的汽车可以以较低的行驶速度行驶。随着汽车制造水平的增加，我国汽车的数量越来越多，交通运输也是越来越发达。尤其是道路的建设使得汽车的速度越来越快，而随之带来了一系列的问题，其中常见的就是交通安全问题，我们可能会经常听到交通事故的发生。 如今，对于汽车我们要能很好的控制让其更好制动以至停车，以防交通事故的发生。尤其是一些在交通比较发达的道路上行车的时候，由于车比较多，车辆行驶速度比较快的情况下，汽车的行驶安全越来越重要。汽车在向前开的时候，会受到上坡阻力、滚动阻力、加速助力以及空气阻力这些个与正在行驶的方向相反的力，这些力都有使汽车减速的作用都对汽车起到制动效果。然而这些外力要随汽车的速度还有汽车结构而变化，我们无法控制这些力的大小。为了解决这一问题，我们就在汽车上设置制动系统，在驾驶员看到障碍物的时候，制动系统可以使得正在向前行驶着的汽车减速直到其停止。通过制动系统通过制动器给车轮力来使路面对车轮施加一定的力，使得汽车受到外力制动减速直到停止，这个力也就是地面制动力，产生制动力的一系列装置称为制动系统。本次设计要对制动系统结构进行设计，设计制动主缸、制动管路布置、前、后鼓式制动器，要达到降低制动、减少制动时间、增大制动减速度的目标。保证汽车制动系统制动效能比较稳定（热稳定性以及水稳定性），保证汽车操纵比较方便以及方向比较稳定，保证汽车制动系统在制动的时候比较可靠。1.2 制动系统工作原理 如图1-1所示，为了使正在向前行驶得汽车速度降低，首先驾驶员需要踩动制动踏板1，驾驶员脚上的力通过推杆2传递给了制动主缸中的活塞3，在制动主缸中将压力通过液体压力的形式传给油管5，然后接着传到了制动轮缸6之中，在制动轮缸之中的活塞7被液体压力推动，活塞7带动制动器中制动蹄10绕着制动器中的支撑销进行转动，随着制动蹄转动，制动蹄上面的摩擦片就会与制动鼓8的内圆柱面之间接触，汽车在行驶得时候，就会产生相对运动，产生制动力矩，使得汽车减速直到停车。在驾驶员的脚离开汽车的制动踏板的时候，回位弹簧的被拉伸的弹力作用在制动器得制动蹄，使得制动鼓的内表面与制动蹄上的摩擦片分开，制动蹄回到了在制动器中的原来的位置，此时制动结束。31 第2章制动系统的整体布置方案设计图1-1制动系统工作原理2 制动系统的整体布置方案设计汽车制动系统是比较复杂、比较系统、并且整体的。我们不仅要设计制动系统的整体结构的布置方式，同时还需要设计制动系统中的一些零件，要同时满足各个零件的设计要求与整体结构的设计要求。比如对于整体性能有良好的使用性能、较低的故障率等等，对于设计制动系统部件首先要满足各自的功能，同时还要考虑到与其他零件的装配问题以及共同起作用的能力。2.1 轻型货车主要技术参数 设计参数 整车质量:满载质量：4880kg空载质量：3390kg 质心位置：a=1.39m b=1.4m 重心高度： hg=0.74m(空载)hg=0.82m（满载） 轴距：L=2.79m 满载时前轴载荷：24487N，后轴载荷：24313N轮距: B=1.50m 轮胎规格：7.016 2.2制动器形式的选择 制动器有车轮制动器以及中央制动器。行车制动大多使用车轮制动器，但是在驻车制动的时候也会经常的使用车轮制动器。中央制动器有制动力矩要被驱动轴放大之后再传到车轮的优点，驻车制动时使用中央制动器，提高了制动力。因此，中央制动器容易满足操纵力小的要，即使操纵力小，通过中央制动器放大同样满足要求。但在紧急制动的时候容易造成传动轴超载的问题。现在，汽车行驶速速越来越高，紧急制动情况越来越多，所以对紧急制动的时候的可靠性要求也越来越高。制动系统可以分为液压式制动系统、机械式制动系统、电磁式制动系统以及气压式制动系统等等类别。本次采用液压式制动系统。 摩擦制动器定义为利用固定元件（制动盘或制动鼓）与旋转之间的摩擦来产生制动力矩的制动器，现在大部分汽车都会选择摩擦制动器。 本次设计轻型货车制动器为双鼓式液压轮缸式制动器。2.3 鼓式制动器的优点及其分类 鼓式制动器有不需要司机使用不是很大的力就可以得到比较大的制动力的优点。所以，大部分的质量大的汽车还是使用鼓式刹车，除了鼓式制动器不是很贵，还有就是大型车惯性大所需要的制动力也极大，鼓式制动器能够提供比盘式制动器更多的制动力。鼓式制动器可以分成内张型以及外束型。内张型的制动鼓目前使用十分频繁，其用内圆做为其工作表面。外束型的制动鼓以外圆柱面作为摩擦的表面，只有很少的汽车使用。 根据下图鼓式制动器效能因素与摩擦因素关系所式：使用增力式时制动器得减速效果最好，接下来从前到后就行排序分别是双领蹄、领从蹄以及双从蹄。如果根据效能因数进行排序的话，他们倒过来了。鼓式制动器效能不仅取决于制动器的结构参数和摩擦因数同时还与制动蹄与制动鼓接触部位有关。各种类型与各种的优点与缺点。图2-1制动效能因素曲线与其他类型相比较领从蹄式（如图2-2a）的制动力和其稳定性比较地一般，不管是汽车前进还是后退都不影响到制动效能，制动器结构比较的简单，制作成本比较低，制动间隙方便与调整。同时，这一对制动蹄片受到的压力不平均，制动片摩擦不均匀，制动器使用寿命各有不同。领从蹄式制动器目前使用比较广泛，尤其是质量小一点的汽车后轮。单向双领蹄式制动器（如图2-2b）在前进时可以获得很大的制动力,但在反向行驶时制动效能大降。这一对制动蹄片所受压力相差不是很大，寿命相同。制动效能容易受其他因素影响，不够稳定，结构较为复杂。只有在特殊情况下使用。双向双领蹄式制动器（如图2-2c）不管是向前行驶和倒退都不会影响到制动效能，制动效能比较高,结构对称导致领蹄对鼓合力为零。其他型式制动器达不到这种平衡。 单向增力式（如图2-2e）在汽车反向行驶的时候，汽车的制动效能相比较向前行驶时要降低,两个蹄片只有一个支点，制动间隙改动比较麻烦。左右一些质量小的汽车在前轮使用这种单向增力式。 双向增力式（如图2-2f）的一对蹄片在制动的时候使用的不是一个支点,两蹄都是领蹄，次领蹄轮缸张开后作用效果很小。因为其效能不稳定，两个蹄片受力不均匀易引发制动时得自我反馈,所以设计时应合理选择效能因数，并且选用的摩擦片要好一点。图2-2鼓式制动器种类 a：领从蹄式制动器b：单向双领蹄式c：双向双领蹄式d：双从蹄式e：单向增力式f：双向增力式本次设计的轻型载货汽车在制动时前轮载荷增加，在理想的情况下前面制动力要比后轮的制动力大一点,但是若后轮的制动力反而比前轮大，则容易发生后轮先抱死的情况，这时汽车将发生急转现象。而前轮先抱死的话，汽车仅仅就是直线行驶，不是非常危险。为了使得前轮在制动的时候其制动力能够足够的大，在设计制动系统的时候，前后轮都用鼓式，并且前轮得制动器选择双增力式；后轮的制动器选择领从蹄式。盘式制动器的优缺点： 1.制动效能较低。2.易受尘污和锈蚀的影响。3.驻车制动时如果使用盘式制动器，还要求使用较复杂的传动装置。4.制动效能受到温度和水等因素的影响要比较小5.摩擦成片更换方便虽然盘式制动器有一些优点，但是，盘式制动系统有驱动机构设计起来复杂、摩擦片磨损比较快所以使用寿命比较短等缺点。本次轻型载货汽车设计，前后制动器都是选择鼓式制动器。选择鼓式制动器的原因是可以得到足够大的制动效能，本次设计的轻型货车质量要比一般轿车大，所以其行驶得时候惯性比较大，需要足够大的制动力来使其减速。还有就是鼓式制动器制造成本比较低。2.4 制动驱动机构的结构形式 制动系统工作的靠性主要与制动驱动机构结构及性能有关。有如下几个要求：1.制动驱动机构在力传递过程中要注意其可靠性。2.制动力的产生和撤除应该能够及时地在制动器上及时地反应，充分地发挥 汽车制动性能。 3.制动驱动机构在操做的时候能够方便一点。 4.司机踩在踏板上的力要与制动器中产生的制动力矩成一定的比例。制动驱动机构有简单制动、动力制动、伺服制动这些形式。 2.4.1简单制动系 简单制动系就是人力制动系，其制动力源是人的肌肉，以前汽车都是使用机械式，目前液压式使用比较普遍。 机械式的制动力是依靠杆系来传动的，这种形式结构会比较得简单，工作时比较稳定，成本的话也不高。但是它的效率比较的低、传动会比铰的小，所以目前的话使用比较少。但是机械式结构比较简单、经济性比较好，工作时比较稳定，所以质量不大的汽车的驻车制动器普遍使用机械式制动系。 液压制动主要用于行车制动装置。制动的优点是：作用滞后时间短、制动的时候液体的压力比较大、轮缸的直径比较小，效率高、可以将其放在制动器里面。减少了整体质量。液压制动缺点是在高温之下制动液会蒸发、容易发生化学反应导致传递失效，影响液压传输，使制动系效能降低甚至失效。目前主要是质量不是很大的汽车会使用液压制动系统。2.4.2动力制动系 1.气压制动系 在目前气压制动系统使用的会比较频繁，有制动驱动力的大小比较大和主车与被拉的车间连接装置的结构会比较的简单的优点，在一些质量在9吨左右的汽车中经常使用气压制动系统。为了提供气压，储存压缩气体，气压制动系就要安装储气筒、制动阀、空气压缩机等装置，这些设备使得制动系统结构复杂、价格高、轮廓大。使用气压制动系统的话气体的增加与减少比较慢，如果气压制动系统各个部件之间比较远的话，就要安装继动阀和快放阀，工作的时候管路中的压力会比较的低，所以将制动气安放在制动器的外面。制动气室工作的时候噪声会比较大。质量比较大的汽车会经常的使用气压制动系统。2.气顶液式制动系 其是将气压系统当做一般的主缸驱动力所产生的部位的制动驱动机构。所以，气顶液式制动系同时具有液压制动的特点也有气压制动的特点。但是，气顶液式制动系统的气压系统部分的管路比较短,所以滞后也短。但是,其结构比较复杂、价格比较高、质量比较大,主要是质量比较大的汽车会经常使用气顶液式制动系统。3.全液压动力制动系 全液压动力制动系统有操纵起来比较放便、其受气阻的影响会比较的小、制动的时候反应比较快、制动力足够的大并且可以与其他的一些设备共同使用液压泵以及储油罐的长处。但是，其结构比较复杂，还要求很高的密封性，所以使用的比较少，只有一些客车、高级一点的轿车还有很少的的重型货车会使用全液压动力制动系统。2.4.3伺服制动系统伺服制动系统是即使用人力作为动力源又将动力作为动力源的制动系统。很多时候，伺服制动系统是以动力作为其能量的来源，但在制动系统发生问题时，动力源主要就是人的力量，在某种程度上防止了意外的发生，制动系统更加的安全。因此，很多的汽车大部分都是使用的伺服制动系统。 本次设计选择的是液压伺服制动系统，伺服制动系统同时使用人力与发动机作为制动能源，在动力伺服制动系统失效的时候，还可以有人力提供制动力的来源，所以伺服制动系统提高汽车主动安全性能，本次设计就选择液压伺服制动系统。2.5 制动管路的形式选择制动管路使用分路系统的话就会增加汽车在制动时得可靠性，如果一个回路发生了什么故障不能起作用的话，另一个制动回路也还是会发挥其作用，使得车制动，尽管制动力会有一些下降，但是大大加大了汽车的安全性能。故一般情况下将制动系统的管路选择双回路的形式。 如图2-3所示有五种双回路系统的分路形式，这里我们可以根据制动力是否左右对称、管路布置是否复杂以及制动力传递的情况来对这几种分路形式进行选择。图2-3制动管路分路系统1：制动主缸2、3：两个制动管路如图（a）的形式为一轴对一轴II型，前轴的两个制动器单独的使用一个回路，后轴的两个制动器也单独使用一各回路。上图可以直接看出这种形式的管路布置特别地简单，制造的价格比较低，很多汽车都有使用。如果汽车制动系统选择这种分路形式的话，汽车后轮的制动回路发生故障无法起作用的时候，在制动的时候如果前轮抱死了的话汽车就不可以转弯，汽车只能沿直线行驶；汽车前轮的制动回路发生故障无法起作用的时候，只有后轮的制动回路起作用，由于制动的时候，汽车的质量向前轴转移，导致所能达到总的制动力太小，在制动时如果后轮抱死了，在有侧向力的时候则汽车容易发生后轴侧滑的现象。 图（b）为X型，前轴的左侧车轮的制动器与后轴的右侧车轮的制动器单独使用一个回路；后轴的左侧车轮的制动器与前轴的右侧车轮的制动器单独使用一个回路。交叉X型的结构也比较地简单，如果一个回路发生了什么故障不能起作用的话，另一个制动回路也还是会发挥其作用。如果其中的一个管路出现问题了的话，也就会使得左右两边的制动力产生差异，汽车容易发生跑偏。只有主销偏移距是负数的汽车会使用交叉X型分路形式，只有可以防止跑偏。图（c）为一轴版对半轴HI型。 图（d）为半轴一轮对半轴一轮LL型。 图（e）为双半轴对双半轴HH型 HI、LL以及HH型的双回路系统的分路形式结构都很复杂。 本次轻型载货汽车制动系统设计选择如图双回路X型制动系统，相比较其他类型制动系统，其结构比较简单，因为是双回路，所以即使其中一管路损坏另一管路也能传递一半的制动力，所以提高了汽车主动安全性。2.6 液压制动主缸方案的设计 第3章制动系统主要参数的确定如今的汽车行驶得时候用的制动系统大部分都用的是双回路制动系统 ，其制动主缸使用的是串列双腔制动主缸。制动 主缸的材料可以选择灰铸铁、中碳钢、低碳钢、铝合金、灰铸铁。这种双回路制动系统使用的串列双腔制动主缸相比较单回路制动系使用的单腔制动主缸大大提高了汽车制动的安全性。使用串列双腔制动主缸的双回路液压制动系统,在制动的时候即使其中的一个腔发生故障,串联双腔制动主缸的别的一个腔依然可以使用，只不过制动力完全靠着一腔来产生，所以产生的制动力不够大。但是安全性就要比单腔制动主缸安全的多。 本次轻型载货汽车制动系统设计串联双腔制动主缸。与前面类似，相比较单腔制动主缸，其一腔损坏并不影响另一缸正常工作，提高行驶安全性。 第3章制动系统主要参数的确定 3 制动系统主要参数的确定3.1 同步附着系数的确定 为了使汽车制动时的制动力和制动减速度比较大,应该是前、后轮同步抱死拖滑，在任何附着系数的路面上，为了使前后，车轮同时抱死要满足的条件是： （3-1） （3-2） （3-3） （3-4） 计算得（消除）： （3-5） 代入参数： =0.5 （上式除了Fu1、Fu2未知外，其他参数都已经给了出来，所以此式反应的就是Fu1与Fu2的函数关系，其可以做出曲线关系。） 式中： :前轮法向反作用力 :后轮法向反作用力 Fu1:前轴车轮的制动器制动力 Fu2:后轴车轮的制动器制动力 G:汽车重力 a:汽车质心至前轴中心线的距离 b:汽车质心至后轴中心线的距离 hg:汽车质心高度 ：附着系数根据公式（3-1）画曲线，横坐标与纵坐标分别为前后轮制动力。该公式反应的是前后车轮同时抱死的时候，表示前后轮制动器制动力之间的关系曲线。 图2-3理想制动力分配曲线由上图可知,前后轮同时抱死时，曲线i反应的就是前、后轮制动器制动力关系,如果汽车前、后轮制动器制动力的大小关系完全按I曲线上面所反应的来进行分配,就可以保证在任何的附着系数路面上，汽车制动的时候前、后轮同时抱死。 目前在实际使用中，无法完全保证前后制动力完全按I曲线分配，汽车的前后制动器制动力之间的关系是成一定比例。经常使用前制动器制动力与汽车总制动力之比来表示制动力分配的比例,叫做制动器制动力分配系数,以符号来表示,即 图2-4不同同步附着系数路面上汽车制动过程分析 如图汽车在不同附着系数的路面上行驶时： 1.时，制动开始时，前后制动力沿线上升,到与&线焦点后后轮先抱死，前后制动力再沿r线向下，直到与i线相交达到前后轮同时抱死。因后轴先抱死就容易发生后轴侧滑的现象，汽车就会发生急速转动的现象。 3.=时，在制动的时候前、后轮同时抱死,可以得到最大的制动力汽车仅仅是失去转向能力。 制动力分配系数不仅关系到汽车在制动时行驶方向是否稳定还关系到附着条件是否充分利用。所以要先确定分配系数，而要确定值大小首先就得选取出同步附着系数。由汽车知识手册得一般货车取=0.65-0.7，本次轻型货车设计取取=0.7. 3.2 前、后轮制动力分配系数的确定 根据公式:制动力分配系数 （3-6） 故：根据式3-4得： 也就是： =(1400+0.7820)/2790 0.7 式中 :同步附着系数 b:汽车重心至后轴中心线的距离 L:轴距 hg:汽车质心高度3.3 最大制动器制动力及力矩的确定为了汽车能够有足够大的制动效能和良好的方向稳定性，要求前、后轮制动器制动力的大小要比较的合理一点，在汽车制动的时候，为了防止汽车的后轮先抱死，这个时候汽车发生急转现象，汽车的行驶情况非常的危险。应该选取较大同步附着系数的汽车，这样的话，前轮先抱死，既防止了后轮先抱死又保证汽车制动时的稳定性。汽车在良好路面下制动时：前轮最大制动力为： =4880（1.4+0.70.82）0.7/2.79 2416.9N （3-7） （3-8） 式中： ,:前后轮最大制动力矩，：滚动半径轮胎规格：7.0-16 =203.1mm将参数代入： （3-9） =488010（1.4+0.70.82)0.70.2031/2.79 4908.7Nm 单个前轮的最大制动力矩2454.4 Nm （3-10） 后轮最大制动力： =1035.8N后轴制动力矩 （3-11） =（1-0.7）4908.7/0.72103.7 Nm 单个后轮的最大制动力矩 1051.9 Nm3.4 制动器制动因数计算1.后轮领从蹄效能因数 ： （1）领蹄的效能因数 （3-12） =1.6/(0.8cos2.53/1.1cos5.83sin16.7-1) =1.03 制动蹄支承点位置坐标a=130.048mm （3-13） 带入数值：=(130.048+130.048)/162.56=1. 6 制动器中心到张开力P作用线的距离e=130.048mm 制动鼓半径 R=162.56mm 摩擦衬片包角 =90 =178.91/162.56=1.10 =178.91mm 摩擦片摩擦系数=0.30.5 取0.3 =arctan=arctan0.3=16.7=90-/2=90-90/2 =45 （2）从蹄的效能因数 =16.7-5.83+20=30.87 =1.6/(0.8cos30.87/1.1cos5.83sin16.7+1)=0.5 后轮总的效能因数 =1.03+0.5=1.532.前轮双向自增力效能因数：摩擦衬片包角=102=123摩擦衬片起始角=48 =30制动蹄支承点位置坐标a=118mm 制动蹄支承点位置坐标c=132mm 制动器中心到张开力P作用线的距离e=90mm 制动鼓半径 R=162.56mm 摩擦衬片包角 =90 摩擦片摩擦系数=0.30.5 本次设计选取0.3 =arctan0.3=16.7 =90-/2=90-90/2=45 =7.7 =0.92 次领蹄制动效能因数 =2.5 双增力总的效能因数=3.423.5 鼓式制动器主要参数的确定 1.制动鼓直径D 在输入力已经知道的情况下时，制动鼓内径越大制动力矩越大，制动器的散热能力也就越强。同时D也受轮毂影响，所以不可以取太大。制动鼓直径与轮毂直径之间的比值（D/Dr）应该有一定的范围，其范围为：乘用车D/Dr=0.640.74 商用车D/Dr=0.700.83 根据本次的轻型载货汽车选取D/Dr=0.8；Dr=406.4mm 故D=0.8=0.8406.4=325mm 参照专业标准,前后轮制动鼓直径D选取330mm 2.摩擦衬片宽度b和 包角 摩擦衬片使用时间的长短与摩擦衬片宽度大小的选取有很大关系。摩擦成片磨损速度太快的原因是衬片宽度尺寸选取的太小，但若是衬片宽度尺寸比较宽，则其质量也会比较大，且加工起来比较麻烦，并且需要更高的价格，这里选取85mm。在制动鼓半径R确定好了之后,可以根据衬片的宽度b和包角来确定摩擦衬片的摩擦面积Ap=Rb。制动时所受到的单位面积正压力大小和能量负荷与Ap的取值密切相关,摩擦面积同时影响这磨损特性。表3-1衬片摩擦面积与汽车质量关系汽车类型汽车总重量单个制动器总的衬片摩擦面积乘用车0.9- 1.51.5 - 2.5100-200200-300商用车1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250多为150-200250-400300-650550-1000600-1500根据资料统计分析，Ap随着汽车的质量增加而增加,给定的轻型货车总重量Ga=4880Kg，由上表3-1中摩擦衬片的面积和汽车总重量的关系得：Ap=300-650 () 所以选取Ap=400 由Ap=Rb得 = = 摩擦衬片起始角 3制动器中心到张开力F0作用线的距离e 要满足使得轮缸或制动凸轮能安装到制动鼓内，作用线的距离e要取得大一点，用这种方法来提高制动器的制动效能。我们这里暂时取e=0.8R=130mm 4.制动蹄支承点位置坐标a和c 在汽车两个制动蹄支撑端毛面不互相干涉条件下，使得取到的a的值尽可能大些c的值尽可能小一点，暂定a=0.8 R=130mm；c=30mm3.6 鼓式制动器零部件设计 1.摩擦衬片无机质金属材料得话比较耐高温，耐摩擦，但是其加工起来比较的复杂、价格也是什么高、相互摩擦的时候噪声过大，故现在用的较少。选择衬片的材料要满足这些条件：1.磨损的速度不能太快要经得起使用，摩擦因数受温度、压力等因素影响较小。2.其所占体积不能受温度影响。 3.制动的时候噪音不能太大，要考虑到对对环境的影响。 4.选择的摩擦材料应该对人体没有什么影响。 5.在被挤压要有足够的强度，不容易受外力损坏。 6.摩擦衬块利于发放热量，防止密封圈、防尘罩老化。 7.耐磨性要好。之前，汽车制动的摩擦衬片大部分都是选择的石棉磨阻材料，这种材料虽然制作起来比较简单，价格也是比较的低。但是这种材料一旦处于高温的环境下，其摩擦因数就会急速的下降，导致制动力下降。轻型货车一般行驶的路况不是很好，如果制动器一直工作，如果选择这种材料就得不到所要求的制动力，在所以我们不选择这种材料如今，许多汽车都是选择半金属磨阻材料，其属于无石棉材料，对人体并没有什么危害。这种材料也比较耐磨，可以使用很长的时间，这也就降低了成本。高温的情况下，这种材料制成的衬片在制动时的制动力也不会有太大的变化。终上，这种材料制成的摩擦衬片具有足够的制动力，同时可以满足轻型载货汽车在各种环境的路况下工作，成本也不高。所以，这次设计的摩擦衬片材料我选择半金属磨阻材料。 2.制动底板 制动器的大部分零件都是要安装在制动底板的上面，制动底板要保证安装在其上面的零件处于正确的位置，在制动的时候，制动底板受到与制动力矩相反的力矩。所以制动踏板需要要足够的强度。而表面凹凸起伏的钢板冲压成型的制动底板具有足够的强度，可以满足轻型载货汽车制动器的制动底板的要求，所以本次设计就选择这种制动底板。3.制动蹄 使用T形钢辗压或钢板焊接很多都是轻型载货汽车的制动蹄，质量比较大的汽车大多采用了铸铁或者铸钢。刚度主要通过控制制动蹄断面形状与其尺寸来满足。制动蹄腹板和翼缘厚度大部分都是6mm，衬片厚度大部分为6mm。设置有滚轮或装有支持张开凸轮垫片有利于：提高效率，减轻磨损等。所以，这次设计的制动蹄选择T形钢辗压或钢板冲压制成。4.制动鼓材料和厚度的确定 制动鼓要受到与制动力矩相反的力矩，所以要有足够大的强度。制动鼓内壁要与摩擦衬片接触，所以其摩擦摩擦因素要高。制动鼓在工作的时候，因为受到外力矩，特别容易变形，使得制动蹄与制动鼓之间的压力不均匀，会使得踏板行程变大，不利于汽车及时制动，制动鼓变形后它的形状不够圆会导致制动时自锁。为了提高制动鼓刚度预防制动鼓形状发生变化，大部分情况下会沿鼓口外圆边安装周向加强肋条，可以增加散热性能和提高刚度（如图a）。轿车通常取7到2mm壁厚的制动鼓，质量偏大的货车应该取1318mm壁厚的制动鼓。为了得到较大的制动器热容量，所以应该增加制动鼓的壁厚。本次制动器的壁厚选择13mm。制动鼓内壁要与摩擦衬片接触，所以其摩擦摩擦因素要高，还要足够耐磨，许多货车和大客车制动鼓的材料大部分都用了灰铸铁材料。首先是因为会铸铁比较耐磨并且加工比较容易，其次就是因为灰铸铁单位体积热容量比较大。有些制动鼓也使用合金铸铁。所以，在本次制动系统的设计中，制动鼓的材料选择灰铸铁材料，其具有足够的强度，使用寿命也比较长，摩擦因素也符合本次轻型载货汽车制动系统设计的要求。5.制动器间隙调节装置制动鼓与制动蹄片之间要留有一些的间隙，保证了制动鼓在不制动的时候也可以随意转动，间隙即不能太小同时又不能太大，太大太小都会带来坏的结果。过大的话将会使得制动踏板的行程太大，会使驾驶员不易操作，制动器起作用的时间也会向后推迟。正常情况下的制动间隙取0.250.5mm中的一个值,本次设计选取0.3mm；如果使用间隙自动调节装置的话，将不需要人工调整制动间隙就可以自动调整间距，只要制动过一次后就自动将制动间隙调整到合适范围，并在汽车行驶得时候能随时控制过多制动间隙。（1）自动调整装置 制动器的制动间隙首先要受到摩擦衬片磨损的影响，还有会受到制动器元件的变形所影响。现在汽车制动器大部分都装有制动器间隙自调装置，其使得制动器间隙一直都处于合适的大小，只要一次完全制动就可以调整好制动间隙，就不需要人工经常地调整，并且可以在汽车行驶时自动调整制动间隙。（2）摩擦限位式间隙自调装置其可以使汽车没有在制动的时候制动蹄内限位摩擦环一直处于制动轮缸活塞的里面，将限位摩擦环压装入轮缸后，其与缸壁之间的摩擦力可以大概有400到550N。若制动器间隙太大的话，活塞在向外移动时即使其靠在了限位摩擦环上，制动器依然不能很好地制动，活塞将克服摩擦力向外移动，摩擦环也会跟着向外移动。同时在停止制动的时候，制动器复位弹簧不会带着摩擦环一起回到原来的位置，也就是说活塞并不能完全回位，制动器的间隙就会变小。本次设计轻型载货汽车的制动系统的前后鼓式制动器都采用制动间隙自动调节装置。首先是因为自动调节装置比较地方便，只需要在开车的时候司机踩一下制动踏板就可以调整好制动间隙，没有人工调整那么麻烦，最重要的一点就是其可以在汽车行驶得时候就可以调整制动间隙，大大加大了行驶得安全性。6.制动液制动液最重要的是保证液压系统工作环境的稳定性与良好性。对它有这些要求：首先，高温下不容易蒸发，在管路中产生气体增加压强汽阻现象，会使制动系失效。其次，在温度比较低的情况下也能够很好地流动，失去流动性会使得无法制动。还有，要有很好地润滑效果减少摩擦力的丧失。同时，不会与金属和橡胶发生腐蚀、化学反应。最后，要求制动液能够很好地溶入水中，所以制动液选用50%作用的溶剂（由丁醇，酒精和甘油等配成）。7.制动轮缸制动轮缸可以分为双活塞式、单活塞式。上文前轮制动器使用双向自增力式鼓式制动器，所以选择双活塞式。后轮领从蹄式也选择单活塞式制动轮缸。 第5章制动性能分析3.7小结这里主要有同步附着系数的确定，以及前后轮制动力分配系数、制动力、制动力矩、制动器制动因素的计算，还有鼓式制动器参数的计算以及结构的设计。4 液压制动驱动机构的设计计算4.1制动轮缸直径d的确定 制动轮缸对制动蹄施加的张力F与轮缸直径d和制动管路p的关系为： d = 制动管路压力不能取太大，最大不能大于12mm。如果制动管路压力过高的话，制动管路的密封性就要越好，这就需要将驱动机构设计紧凑一点。轮缸的直径d在选择的时候要有一定的标准，大概在19mm到55mm之间，其有明确的规定。后轮鼓式制动器制动轮缸直径为： 制动力矩为 （4-1） =3009Nm d=26.4mm ，故按标准选取d为28mm。 单个轮缸工作容积为： d-一个轮缸活塞的直径 n-轮缸中活塞的数目 -一个轮缸活塞在完全制动时的行程，对鼓式制动器可取2mm 后轴所有轮缸工作容积为： 前轮鼓式制动器制动轮缸直径为： 制动力矩 （4-2） =4589Nm d=21.86mm 故按标准选取25mm 单个轮缸工作容积为： d-一个轮缸活塞的直径 n-轮缸中活塞的数目 -一个轮缸活塞在完全制动时的行程，对鼓式制动器可取2mm 后轴所有轮缸工作容积为： 4.2 制动主缸直径的确定 第i个轮缸活塞的工作容积； 制动主缸应有工作容积为V0=V+V1， 考虑到制动软管容积变形，,制动主缸应有的工作容积为=1.3 V(等于乘用车1.1V） =1.3 V =1.38848=11503 主缸活塞行程S0和活塞直径d0为 其中：=24.5mm 故取28mm ，一般取(0.81.2)，故选取= 4.3 制动踏板力制动踏板力为： （4-3） 式中：制动主缸活塞的直径 P制动管路液压，p=8MPa12MPa。取p=10MPa 制动踏板机构的传动比；取=6； 机械效率，大概取值范围为=0.850.95。 由上式得： （4-4） =924N(500-700)N制动踏板力应满足要求：最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车），安装助力装置4.4 制动踏板工作行程Sp 制动踏板工作行程Sp为： （4-8） 式中：主缸中推杆与活塞之间的间隙，一般情况下为1.52mm；我们这里取1.5mm。 主缸活塞的空回行程，也就是主缸活塞由不工作的极限位置到主缸上的旁通孔这之间的距离；我们这里取1.5mm根据上面的式子讲数据代入计算：Sp =6(24.5+1.5+1.5)=165mm（150-200）mm 所以符合设计要求。4.5小结这里对制动轮缸制动主缸进行设计计算：比如直径、容积。对制动踏板力以及制动踏板工作行程。5 制动性能分析汽车的制动性就是汽车在高速行驶的时候能在比较短的距离内降低车速至停车并且在制动的时候可以维持行驶方向的稳定性和在下长坡时或者很长时间了内对汽车制动的时候能维持一定行驶车速的能力。5.1 制动性能评价指标汽车制动性能有以下三个评价指标：1.制动效能：制动距离和制动减速度；制动距离就是汽车从一定速度开始制动直到停止的距离。制动减速度就是制动时制动器使得汽车行驶得减速度。他们都可以反应汽车制动效能。2.制动效能的稳定性：抗衰退性能与水衰退性能；汽车如果一直制动的话，摩擦使得制动器温度升高，汽车制动效能随温度提高制动效能变小。抗热衰退能力就是即使温度升高汽车制动效能衰退比较小。3.制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。5.2 制动效能制动效能是在路面良好情况下，一定初速度的汽车从制动开始直到汽车停止的制动距离或汽车在制动的时候汽车的减速度。汽车制动有四个阶段驾驶员反应阶段、制动器起作用阶段、持续制动阶段和制动终止阶段。其中持续制动阶段对制动距离影响比较大。汽车制动效能要求较小的制动距离，较大的制动减速度。根据以上所提供的数据已经之前的计算结果，经过计算所得的制动距离达到了轻型货车所要求的值（具体计算在5.6制动距离计算）。5.3 制动效能的恒定性制动效能恒定性主要指抗热衰性能。汽车如果一直制动的话，摩擦使得制动器温度升高，制动时汽车行驶得动能转化为制动器的热能，汽车制动效能随温度提高制动效能变小。抗热衰退能力就是即使温度升高汽车制动效能衰退比较小。制动器在温度升高后能否保持制动效能不变或者变化很小的话，已经成为了设计制动器所要考虑的问题，抗热衰退能力与制动器材料的选择已经制动器结构形式有关。分析表明，不管什么制动器在其温度上升后，制动器摩擦力矩都有所下降。所以，在制动的时候要控制温度变化的大小。规定速度30Km/h紧急制动制动鼓温升不超过15。同时，本次设计的制动器的制动盘使用珠光体灰铸铁材料，摩擦片使用无石棉材料，制动时摩擦副温度在200左右，本次选取的材料满足规定。5.4 制动时汽车的方向稳定性制动时汽车的方向稳定性，根据汽车在制动时能否按规定的路径行驶的能力来评价其方向稳定性。汽车制动时容易发生跑偏、侧滑或失去转向能力这些状况，这些都会使汽车偏离给定的行驶路径。所以，经常使用制动时汽车能否按给定路径行驶能力评价方向稳定性。制动跑偏的原因有两个1.制动时左右车轮受到的制动力大小不相同，尤其是转向轴左右车轮受到的制动力不相等。图5-1制动跑偏时的受力图 上图反映了汽车制动跑偏是由于左右轮制动的大小不相等引起的，图中，左轮制动力要大于右边车轮制动力，在汽车受到了侧向力的话，左右轮产生了可以使车轮转动的力矩，并且左边的车轮力矩要打，也就是这边车轮转动的幅度大，这样的话，就容易跑偏。 2.汽车在制动的时候悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上相互干扰。侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。如果前轮先抱死，在有侧向力的情况下前轴发生侧滑，汽车失去转向能力，直线行驶。汽车在制动的时候如果后轮先抱死，在有侧向力的情况下后轴发生侧滑，汽车发生急转现象，汽车失去控制，这是最危险的情况。防止后轴发生侧滑就要合理分配前后轴制动力使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死。5.5 前、后制动器制动力分配当制动器制动力足够时，制动过程可能出现：前轮先抱死拖滑、后轮先抱死拖滑、前、后轮同时抱死拖滑三种情况。根据上面知道为了防止汽车后轮先发生抱死导致后轮侧滑，在有侧向力的情况下后轴发生侧滑。所以，要合理分配前后轴制动力使前后轴同时抱死或前轴先抱死后轴始终不抱死。 最理性的情况就是前后轮同时抱死这样的话制动力达到最大，充分利用了汽车制动力。同时也可以防止汽车发生侧滑。但在实际使用过程在经常是前轴制动力的比值是一个定值。这样的话要保证同步附着系数比较大一点，这样在很多路面上会使得前轮先抱死，防止后轮侧滑。所有，要合理地对前后轮制动力进行分配。5.5.1 地面对前、后车轮的法向反作用力在要计算前后轮制动力大小的时候，要先计算前后轮的地面反向反作用力得大小图5-2汽车在制动时受力图如图，进行受力分析对后轮靠地点分析： （5-1） 对前轮分析： （5-2） 公式中：、分别代表地面对前后轮制动法向反力 a、b为质心到前、后轮距离 为质心高度计算得：当=0.7时地面对前轮法向反作用力为 = （5-3） =48800（1.4+0.70.82）/2.79 34527N 地面对后轮的法向反作用力 = （5-4） =48800（1.39-0.70.82）/2.79 14273N5.5.2 理想的前、后制动器制动力分配曲线汽车在制动的时候，即有可能前轮先发生抱死也有可能后轮先发生抱死，但是不管是前轮先抱死还是后轮先抱死都无法得到最大的制动力，都不能充分地利用附着系数，想要的到最大的地面制动力，就要使前后轮一起抱死，理想制动力分配曲线就是在前后轮同时抱死的情况下前后轮制动器制动力的曲线。想要得到最大制动力条件： 或者： 将地面法向制动力代入得： 消去变量，得 （5-5） =0.5根据公式（5-5）所画的曲线就是I曲线5.5.3 实际的前、后制动器制动力分配曲线图5-3实际制动力曲线按照理想制动力分配前后轮的制动力的话就可以得到最大的制动力，然而在实际工程中制动力不能达到理想的状态。实际前后制动力之间是成一定的比例的，称为制动器制动力分配系数，用