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商用 汽车 制动 系统 设计 II 课程设计

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内容简介：

前轮制动器设计说明书汽车设计课程设计前制动系统设计学 院 机械与汽车工程学院 组 别 09级车辆3班第15小组 指导教师 陈子建 学生姓名 林智亨 学 号 200930082095 提交日期 2012年 7 月 6日 - 14 -车辆工程专业课程设计设计任务书机械与汽车工程学院 09车辆工程3班 姓名：林智亨一设计任务：商用汽车制动系统设计(II)二基本参数：协助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定，制动器形式尽量在钳式制动器中选取。三设计内容主要进行制动器系统设计，设计的内容包括：1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机功率，汽车轴距，车轮滚动半径，汽车空(满)载时的总质量、轴荷分布、质心位置)，依据选择制动器的基本结构及驱动机构布置方案，设计出一套完整的制动系统，设计过程中要进行必要的计算。3制动系统结构设计和主要技术参数的确定（1）前制动器主要参数确定（2）前制动器设计计算（3）前制动器主要结构元件设计（4）前制动驱动机构的设计计算4绘制前制动器装配图及主要零部件的零件图5完成感载比例阀参数优化，校核车辆实际制动力分配特性满足ECE法规要求。四设计要求 1制动器总成的装配图，1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系，标注出总体尺寸，配合关系及其它需要标注的尺寸，在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图，3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求，材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3编写设计说明书。五设计进度与时间安排本课程设计为2周 明确任务，分析有关原始资料，复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 0.5周 绘图 0.5周 编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册（第三版）2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造（下册） 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项（1）为保证设计进度及质量，设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可，尤其在绘制装配图前，设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净；尺寸标注正确。（2）编写设计说明书时，必须条理清楚，语言通达，图表、公式及其标注要清晰明确，对重点部分，应有分析论证，要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。（3）独立完成图纸的设计和设计说明书的编写，若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况（20%）设计方案与性能计算（40%）图纸质量（20%）说明书质量（20%）评 语总 成 绩指导教师注意：此任务书要妥善保管，最后要装订在设计说明书的第一页。 一、前制动器结构设计经过查阅资料、调查研究后确定，前制动器的基本结构为领从蹄式制动器，行车制动系统采用双型回路。二、前制动器主要参数确定（一）整车参数确定1.确定空载和满载时的质心高度空载：Hg=759mm 满载：Hg=802mm2.确定空载和满载时的前后轴载荷比空载时载荷比为 52.1：47.9满载时载荷比为 33.6：66.43.确定轴距和质心到前后轴距离轴距L=5500mm 空载时质心到前、后轴距离a=2640 b=2860 满载时质心到前、后轴距离a=3652 b=18484.确定汽车装载质量、整车整备质量、总质量汽车装载质量：6000kg整车整备质量:10440-6000=4440kg汽车总质量:10440kg（二）制动力分配系数 由于消去得 初定前后制动力分配为=0.4563 即前后制动器制动力之比为 0.4563：0.5437，绘制曲线 Fu2/Fu1=(1-)/=1.19。绘制I曲线和曲线，如下：（三）同步附着系数同步附着系数的计算公式是根据设计经验，货车满载时的同步附着系数0.5。可得到同步附着系数为0.825 大于地面附着系数0.8 即满载时是前轮先抱死，不会出现后轮先抱死的危险情况。（四）制动强度和附着系数利用率1汽车在不同值的路面上制动时的制动强度和附着系数利用率当 f = 0.35 所以 经检验得出 制动蹄不会自锁（六）摩擦衬片的磨损特性计算1比能量耗散率e汽车的制动过程是将其机械能得以部分转化为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散汽车全部动力的任务。，产生制动器的能量负荷，能力越大摩擦片的磨损越严重。制动器的能量负荷常以其比能量耗散率e作为评价，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为W/mm2. 总质量3.5t以上的货车取v1 =80km/h（22.2m/s）；j为制动减速度，计算时取j=0.6g；A1为前制动器衬片的摩擦面积；为制动力分配系数。紧急制动到v2 = 0时，可近似认为t=（v1- v2 ）/j =(22.2-0）/（0.6*9.8）=3.78s由于鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 为宜，所以符合要求。2比摩擦力比摩擦力是单位摩擦面积的摩擦力，单个车轮制动器的比摩擦力为 =Tf/（RA）=9158.3Nm/（200mm*1000cm2）=0.458N/mm2 3. 平均压力 式中：N为摩擦衬片与制动鼓间的法向力，A为摩擦衬片的摩擦面积。所以符合要求。4. 比滑磨功磨损和热的性能指标也可用衬片在制动过程中有最高制动初速度至停车所完成的单位衬片（衬块）面积的滑磨功即比滑磨功来衡量，由于 所以符合要求。四、制动鼓主要结构元件设计（一）制动鼓制动鼓应具有非常好的刚性和大的热容量，制动时气温升不应超过极限值。制动鼓的材料应与摩擦衬片的材料相匹配，以保证具有高的摩擦系数并使工作表面磨损均匀。轻型货车和一些轿车则采用由钢板冲压形成的腹板与铸铁鼓桶部分组合成一体的组合式制动鼓。也可用在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合形成制动鼓。采用由钢板冲压成型的腹板与铸铁鼓筒部分铸成一体的组合式制动鼓。制动鼓在工作载荷作用下会变形，致使蹄鼓间单位压力不均匀，且损失少许踏板行程。古铜变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板振动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口外缘铸有整圈的加强肋条，也有的加铸若干轴向肋条以提高散热能力。制动鼓壁厚取7 12mm。已知轮辋的名义直径为20 英寸。于是，我们可以选择组合式制动鼓，制动鼓的最大内径为d=420mm，现取d=400mm.制动鼓的制造厚度为12mm，制动鼓材料为HT200灰铸铁。（二）制动蹄制动蹄采用T形型钢板焊接制成。制动蹄腹板和翼缘的厚度选为10mm，摩擦衬片的厚度为10mm，制动蹄宽度为90mm，衬片采用铆接在制动蹄上。（三）制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制动底板承受着制动器工作时的制动反力矩，故应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板都具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH 37012的制动底座以代替钢板冲压的制动底板。刚度不足会导致制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。（四）制动蹄的支承二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。 为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。（五）摩擦材料采用模压材料，是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂（由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配合）与噪声消除剂（主要成分为石墨）等混合后，在高温下模压成型的。取摩擦系数为f=0.35.（六）制动器间隙制动器的设定间隙为0.5mm。五、液压制动驱动机构的设计计算（一）制动轮缸设计计算 制动轮缸是用于将主缸产生的液压转换成给予制动蹄张力的部件。本次采用的是双活塞式制动轮缸。（二）制动轮缸直径与工作容积的确定 制动轮缸对制动蹄施加的张开压力F0与轮缸直径dw和制动管路压力p的关系为 4F0p 制动油路压力一般不超过10-12Mpa，取P=10Mpa,则4F0p =55.19mm，可选定dw=56mm。 为轮缸活塞在完全制动时的行程，鼓式制动器可取=2.0mm，每个轮缸的工作容积V=2*（/4）*，所以前轮缸的总工作容积 V=2*（/4）*=2*(/4)*562mm*2*2.0=19704mm后制动的轮缸工作总容积为V=2*（/4）*=2*(/4)*502mm*2*2.5=19635mm所以轮缸总工作容积为V=19704+19635mm=39339 mm（三）制动主缸设计制动装置采用双回路制动系统，制动主缸为串列双腔制动主缸。1. 直径的确定主缸直径的尺寸系列为19,20.5，22,24,26,28,30,32,35,38mm等，取=38mm2. 制动主缸应有的工作容积为 式中：V为所有轮缸的总工作容积，V为制动软管的容积变形。在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为（货车）3. 主缸活塞行程可用确定，一般=（0.81.2）。经计算得，= 45.1mm，满足=（0.81.2）。（四）制动踏板力设计计算由于采用助力式伺服制动系，其制动踏板力Fp用下式计算： 式中，为踏板机构传动比，取=3，为助力器助力比，取=7 ，为踏板机构及液压主缸的机械效率，=0.820.86，取=0.85。制动踏板力