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商用车制动系设计,商用,制动,设计
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课程设计报告书题目：汽车设计课程设计 制动器设计 学 院 机械与汽车工程学院 专 业 车辆工程 学生姓名 梁振仑 学生学号 20113008049 指导教师 赵克刚 课程编号 130241 课程学分 2.0 起始日期 2014.6.27 教师评语教师签名：日期：成绩评定备注商用车制动系设计一 选题背景 制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系对汽车正常行驶以及行驶安全有着十分重要的作用和意义，因此在设计商用车时需要对制动系统进行具体细致的设计。二 方案论证制动系设计基本要求：（1）具有足够的制动效能。（2）工作可靠。（3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。（4）防止水和污泥进入制动器工作表面。（5）制动能力的热稳定性良好。（6）操纵轻便，并具有良好的随动性。（7）制动时，制动系产生的噪声应尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质。（8）作用滞后性应尽可能好。（9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。（10）应有能消除间隙的机构。（11）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或者灯光信号等报警提示。鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2.1），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。图 2.1 鼓式制动器简图(a) 领从蹄式（用凸轮张开）； （b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式） （d）双向双领蹄式；（e）单向增力式； （f）双向増力式制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓是安装在轮毂上的，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定分量的铸铁做成的，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓收到摩擦减速，迫使车轮停止转动。而领从蹄式制动器的效能和效能稳定性在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，前后制动器均采用制动效能较大且稳定性能较好的领从蹄式的鼓式制动器。另外，驱动机构采用双回路液压制动。三 过程论述（一） 制动器主要参数确定1. 整车参数确定（1）.确定空载和满载时的质心高度空载：Hg=748mm 满载：Hg=862.4mm（2）.确定空载和满载时的前后轴载荷比空载时载荷比为 52：48满载时载荷比为 33：67（3）.确定轴距和质心到前后轴距离轴距L=3840mm 空载时质心到前、后轴距离a=1843.2mm b=1996.8mm 满载时质心到前、后轴距离a=2572.8mm b=1267.2mm（4）.确定汽车装载质量、整车整备质量、总质量汽车装载质量：4195kg整车整备质量: 2945kg汽车总质量: 7140kg（5）. 车轮滚动半径（mm）:4382制动力分析汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度0的车轮，其力矩平衡方程为-=0 （3-1）式中：制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。令 （3-2）并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即=Z （3-3）或= Z （3-4）式中轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而=/即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图3.1）图 3.1 制动器制动力，地面制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前，后轴车轮的法向反力,为：= = （3-5）式中：G 汽车所受重力，N； L 汽车轴距，mm； 汽车质心离前轴距离，mm； 汽车质心离后轴距离，mm； 汽车质心高度，mm；附着系数。取一定值附着系数=0.8；所以在空，满载时由式（3-5）可得前后制动反力Z为以下数值故 满载时Z1=7140*9.838401267.2+0.8*862.4=35662.39N Z2=7140*9.838402572.8-0.8*862.4=34309.60N空载时Z1=2945*9.838401996.8+0.8*748.0=19505.22N Z2=2945*9.838401843.2-0.8*748.0=9355.78N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为表3.1车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载19505.229355.78汽车满载35662.3934309.60图 2.2 制动时的汽车受力图3. 制动力分配系数和同步附着系数根据设计经验，货车满载时的同步附着系数0.5。初选=0.825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。由消去得 （3-6） 初定=0.52，由可得：=0.8464. 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。5. 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. （3-7）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前制动器 =Tf1 /（RA）=6077.0N*m/（0.2m*698.1*100）=0.435N/ 后制动器 =Tf2 /（RA）=6583.5N*m/（0.2m*698.1*100）=0.472N/（3） 平均压力由 ：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。取后制动器较大值计算。符合要求。（4） 比滑摩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： （3-8）由于故符合要求。（三） 前、后制动器的主要结构参数计算1. 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8mm，符合要求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10mm，制动鼓材料为HT200灰铸铁。2. 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。3. 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。4. 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。5. 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。6. 摩擦材料摩擦材料的基本要求：1）摩擦系数高而稳定。一般摩擦材料的摩擦系数，都随温度、压力、相对滑动速度、工作表面的清洁程度而变化，其中温度影响尤为显著。2）耐磨性好。3）有一定的机械强度和良好的工艺性。4）有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能。5）容许比压力大及不伤制动轮。制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它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、聚合树脂等配成)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。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100120温度下，它具有较高的摩擦系数( f =0.4 以上)，冲击强度比模压材料高45 倍。但耐热性差，在200250以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的 6080)，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取 0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。这里取制动器取模压材料，取摩擦材料的摩擦系数为f=0.35。7. 制动轮缸是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞。8. 制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。设定本车制动器间隙为0.5mm。（四） 前、后制动器驱动机构的设计计算1. 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。2. 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 dw=4F0p （3-9）制动油路压力一般不超过10-12Mpa，取P=10Mpa（1） 前制动器 dw1=44.21mm得轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm 取dw1=45mm（2） 后制动器 dw2=46.01mm 取dw2=50mm（3） 工作容积的确定为轮缸活塞在完全制动时的行程，鼓式制动器可取=2.5mm，每个轮缸的工作容积V=2*（/4）* （3-10），所以前制动轮缸的总工作容积V=2*（/4）*=2*(/4)*452mm*2*2.5=15904.3mm后制动的轮缸工作总容积为V=2*（/4）*=2*(/4)*502mm*2*2.5=19635.0mm所以轮缸总工作容积为V=15904.3+19635.0mm=35539.3 mm3. 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=38mm （2） 制动主缸的工作容积式中：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，= 38.10mm，满足=（0.81.2）4. 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： （3-11）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。制动踏板力应满足以下要求，最大踏板力一般为700N（货车）。5. 制动踏板工作行程计算制动踏板工作行程计算用下式表示 （3-12） 式中，为主缸中推杆活塞间的间隙和伺服阀柱塞与反馈盘之间的间隙，、取=3.0mm，为主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程对货车不大于180mm180mm所以符合要求。四、结果分析（一） I曲线和曲线x=0:1:40000;G=7140*9.8;hg=862.4; b=1267.2; L=3840; G0=2945*9.8;hg0=748;b0=1996.8;y1=0.923*x;%曲线y2=(G*(b.2+4*hg*L*x./G).(1/2)./hg-(G*b./hg+2*x)./2;%满载I曲线y3=(G0*(b0.2+4*hg0*L*x./G0).(1/2)./hg0-(G0*b0./hg0+2*x)./2;%空载I曲线y4=0.846*7140*9.8-x; % 附着系数为0.846plot(x,y1,x,y2,x,y3,x,y4);axis(0 40000 0 40000)title(货车I线与线)xlabel(前制动器制动力F1/N);ylabel(后制动器制动力F2/N);gtext(I曲线(空载)gtext(I曲线(满载)gtext(线) 图4-1（二） ECE法规校核1.根据ECE法规确定前后轴利用附着系数设汽车制动减速度为du/dt，制动力分配系数为b 。则前轮制动器制动力为Fu1=Fxb1= Gz （4-1）前轮地面法向反力Fz1=G(b+zhg)/L （4-2）则前轮利用附着系数为f =Fxb1/Fz1=zL/(b+zhg) （4-3）同理可得后轮制动器制动力为Fu2=Fxb2=(1)Gz （4-4）后轮地面法向反力Fz2=G(azhg)/L （4-5）则后轮利用附着系数为r=Fxb1/Fz1=(1 )zL/(azhg) （4-6）2. 根据ECE法规进行汽车制动力分配根据 ECE 法规对货车制动力分配要求，可得如下不等式当 z=0.150.3 时，fr （4-7）/(b+zhg)(1)/(azhg) （4-8）当 z=0.20.8 时，f(z+0.07)/0.85 （4-9）r(z+0.07)/0.85 （4-10）式（4-9）、式（4-10）可写成zL/(b+zhg) (z+0.07)/0.85 （4-11）(1)zL/(azhg) (z+0.07)/0.85 （4-12）由式（4-8）、式（4-11）、式（4-12）构成下列不等式组，进而到三条制动力分配系数的控制曲线。(b+zhg)/L （z=0.150.3） （4-13）1-(z+0.07)(a-zhg)/(0.85zL) （4-14）（z=0.20.8）(z+0.07)(b+zhg)/(0.85zL) （4-15）（z=0.20.8）图 4-2 A 线和B 线分别称为上控制线和下控制线，C线称为抱死顺序控制线，也可以称为第二下控制线。从图4-2 可以看出只有在上下控制区域内（在虚线区域内）才满足ECE 法规。 图4-23. 满足ECE法规火车值的确定当 z=0.3 时，由式(4-13)得到的b 值满足ECE 法规的第二下控制线的最大值。即dmax2=(b+0.3hg)/L （4-16）同理，当z=0.8时，由式（4-14）得到的值是满足ECE法规的第一下控制线的最大值。即dmax1=1-1.28(a-0.8hg)/L （4-17）为了确定制动力分配系数的范围，约定将下控制线的最大值作为的最小值；将上控制线的最小值作为的最大值 (b+0.3hg)/L1-1.28(a-0.8hg)/L （4-18）即 a2.6hg （4-19） min= dmax1=1-1.28(a-0.8hg)/L （4-20）若 a2.6hg （4-21）min= dmax2=(b+0.3hg)/L （4-22）由式（4-15）得 ddz=0,上控制线最小值 Z2hg=0.07b （4-23） z=0.07bhg (4-24) max=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L) （4-25）当 max min 时，取min max （4-26）满足 ECE 法规，4. 本设计实际校核（1）. 满载 由a=2.5728m2.6hg=2.242故由式（4-22）得 min= dmax1=(b+0.3hg)/L=0.3973由式（4-25） max=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L)=0.5811 由式（4-26）min max 故满载时选择初选2=0.52 合理。（2）. 空载由于 a=1.84322.6hg=2.197 故由式（4-22）得 min= dmax1=(b+0.3hg)/L=0.5784由式 （4-25） max=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L)=0.91故空载时选用=0.52 不合理。由式（4-26）min max此时选择1=0.62。因此需加装制动力调节装置。五、课程设计总结在本次课程设计之中，收获了很多，体会到了很多。感触最深的一点就是以一个团队进行合作的过程当中，每个人的做的事都会可能对其他人造成影响，这就告诉了我们不管做什么事都要细心细致，也许你的一个错误可能不只用你一个人的时间就可以弥补，我们也应该培养一种谨慎的习惯，也许作为一个将来的工程师，一个错误不是你可以弥补的。同时在本次课程设计当中也遇到了许多的问题，比如在设计过程当中很多东西由于第一次接触是非常陌生的，这要靠查阅资料，认真的思考；同时在课程设计当中由于资料有限，很多想知道的东西都无法查阅到，很多东西也没有参考标准，最后还要靠大家的讨论分析猜测从而完成设计。这也告诉了我们遇到问题我们需要多思考，多动脑，也要培养一种发散思维，让我们能勇于突破，勇于想象，勇于创造，这也是我们以后不可或缺的一种能力。在本次课程设计中学到了很多，体会到了很多，这让我们在以后工作，生活的道路上更能克服困难，培养了解决问题的能力。参考文献1陈家瑞.汽车构造（下册）M.北京：机械工业出版社,2009:303-3882王望予.汽车设计（第四版）M.北京：机械工业出版社，2011:257-2853余志生.汽车理论（第五版）M.北京：机械工业出版社，2009:89-1294马明星,王丰元.汽车设计课程设计指导书（第一版）M.中国电力出版社,2000:172-1945张立军，朱博，贾云雷.依ECU法规进行汽车制动力分配新方法N.辽宁工程技术大学学报,2005-4（24）222 3小组 杨志威 程李彦 张尔腾 叶家豪 黄浩 袁韬 谭鑫 梁振仑 武旭 要点8 ECE法规校核中 要熟悉法规要求 建议使用感载比例阀 最好不要用射线阀 要点8 ECE法规校核中 要熟悉法规要求 建议使用感载比例阀 最好不要用射线阀 要点21 制动器与轮辋是否匹配 要点22 制动蹄片与制动鼓是否匹配 要点23 制动鼓不要和制动轮缸和支撑销座干涉 在主视图中要用虚线表示制动鼓内径 支撑销的型式要表示清楚 要点24 在液压制动系统中 如无明确的制动力调节装置的说明 前后轮缸的制动压强值是相等的 本设计中尽量要求完成感载比例阀 要点30 ECE制动法规校核 是否与制动系统及制动力分配装置设计值相对应 是否是采用最新的质心数据 要点31 与制动器设计结果一致的实际制动力分配线 注意 采用的制动器效能因数和轮缸数据的来源 要点33 在制动管路管路压力限值内 液压10MPa 气压1MPa 车轮是否可以抱死 最好能抱死 如不能抱死 请校核最大减速度制动法规的要求 要点34 制动器驱动型式是否与总布置图一致 注意 气压与液压的不同 要点35 制动器装配图纸活塞尺寸与设计说明书一致 轮缸与主缸的直径尺寸必须从国标序列中选取 课程设计报告书汽车设计课程设计学 院 机械与汽车工程 专 业 车辆工程 学生姓名 梁振仑 学生学号 201130080409 指导教师 赵克刚 课程编号 130242 课程学分 2.0 起始日期 2014.6.27 教师评语教师签名：日期：成绩评定备注商用车制动系设计一 选题背景 制动系的功用是使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车；在下坡行驶时，使汽车保持适当的稳定车速；使汽车可靠地停在原地或坡道上。制动系对汽车正常行驶以及行驶安全有着十分重要的作用和意义，因此在设计商用车时需要对制动系统进行具体细致的设计。二 方案论证制动系设计基本要求：（1）具有足够的制动效能。（2）工作可靠。（3）在任何速度下制动时，汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性。（4）防止水和污泥进入制动器工作表面。（5）制动能力的热稳定性良好。（6）操纵轻便，并具有良好的随动性。（7）制动时，制动系产生的噪声应尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质。（8）作用滞后性应尽可能好。（9）摩擦衬片应有足够的使用寿命。（10）应有能消除间隙的机构。（11）当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车制动系应有音响或者灯光信号等报警提示。鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类（见图2.1），它们的制动效能，制动鼓的受力平衡状况以及对车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。图 2.1 鼓式制动器简图(a) 领从蹄式（用凸轮张开）； （b）领从蹄式（用制动轮缸张开）；（c）双领蹄式（非双向，平衡式） （d）双向双领蹄式；（e）单向增力式； （f）双向増力式制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的转动方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。典型的鼓式制动器主要由底板、制动鼓、制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销等零部件组成。底板安装在车轴的固定位置上，它是固定不动的，上面装有制动蹄、轮缸、回位弹簧、定位销，承受制动时的旋转扭力。每一个鼓有一对制动蹄，制动蹄上有摩擦衬片。制动鼓是安装在轮毂上的，是随车轮一起旋转的部件，它是由一定分量的铸铁做成的，形状似圆鼓状。当制动时，轮缸活塞推动制动蹄压迫制动鼓，制动鼓收到摩擦减速，迫使车轮停止转动。而领从蹄式制动器的效能和效能稳定性在各式制动器中居中游；前进、倒退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车制动驱动机构；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙。根据设计车型的特点及制动要求，并考虑到使结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构等因数，前后制动器均采用制动效能较大且稳定性能较好的领从蹄式的鼓式制动器。另外，驱动机构采用双回路液压制动。三 过程论述（一） 制动器主要参数确定1. 整车参数确定（1）.确定空载和满载时的质心高度空载：Hg=748mm 满载：Hg=862.4mm（2）.确定空载和满载时的前后轴载荷比空载时载荷比为 52：48满载时载荷比为 33：67（3）.确定轴距和质心到前后轴距离轴距L=3840mm 空载时质心到前、后轴距离a=1843.2mm b=1996.8mm 满载时质心到前、后轴距离a=2572.8mm b=1267.2mm（4）.确定汽车装载质量、整车整备质量、总质量汽车装载质量：4195kg整车整备质量: 2945kg汽车总质量: 7140kg（5）. 车轮滚动半径（mm）:4382制动力分析汽车制动时，若忽略路面对车轮滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则对任一角度0的车轮，其力矩平衡方程为-=0 （3-1）式中：制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；车轮有效半径，m。令 （3-2）并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器结构形式，尺寸，摩擦副的摩擦系数及车轮半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大，和均随之增大。但地面制动力受附着条件的限制，其值不可能大于附着力，即=Z （3-3）或= Z （3-4）式中轮胎与地面间的附着系数； Z地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而=/即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而继续上升（见图3.1）图 3.1 制动器制动力，地面制动力与踏板力的关系根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前，后轴车轮的法向反力,为：= = （3-5）式中：G 汽车所受重力，N； L 汽车轴距，mm； 汽车质心离前轴距离，mm； 汽车质心离后轴距离，mm； 汽车质心高度，mm；附着系数。取一定值附着系数=0.8；所以在空，满载时由式（3-5）可得前后制动反力Z为以下数值故 满载时Z1=7140*9.838401267.2+0.8*862.4=35662.39N Z2=7140*9.838402572.8-0.8*862.4=34309.60N空载时Z1=2945*9.838401996.8+0.8*748.0=19505.22N Z2=2945*9.838401843.2-0.8*748.0=9355.78N由以上两式可求得前、后轴车轮附着力即为表3.1车辆工况前轴法向反力，N后轴法向反力,N汽车空载19505.229355.78汽车满载35662.3934309.60图 2.2 制动时的汽车受力图3. 制动力分配系数和同步附着系数根据设计经验，货车满载时的同步附着系数0.5。初选=0.825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。由消去得 （3-6） 初定=0.52，由可得：=0.8464. 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。5. 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. （3-7）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前制动器 =Tf1 /（RA）=6077.0N*m/（0.2m*698.1*100）=0.435N/ 后制动器 =Tf2 /（RA）=6583.5N*m/（0.2m*698.1*100）=0.472N/（3） 平均压力由 ：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。取后制动器较大值计算。符合要求。（4） 比滑摩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： （3-8）由于故符合要求。（三） 前、后制动器的主要结构参数计算1. 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8mm，符合要求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10mm，制动鼓材料为HT200灰铸铁。2. 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。3. 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。4. 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。5. 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。6. 摩擦材料摩擦材料的基本要求：1）摩擦系数高而稳定。一般摩擦材料的摩擦系数，都随温度、压力、相对滑动速度、工作表面的清洁程度而变化，其中温度影响尤为显著。2）耐磨性好。3）有一定的机械强度和良好的工艺性。4）有一定的耐油、耐湿、抗腐蚀及抗胶合性能。5）容许比压力大及不伤制动轮。制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。目前在制动器中广泛采用着模压材料，它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、聚合树脂等配成)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。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。另一种是编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100120温度下，它具有较高的摩擦系数( f =0.4 以上)，冲击强度比模压材料高45 倍。但耐热性差，在200250以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此这种材料仅适用于中型以下汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的 6080)，加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7。设计计算制动器时一般取 0.30.35。选用摩擦材料时应注意，一般说来，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。这里取制动器取模压材料，取摩擦材料的摩擦系数为f=0.35。7. 制动轮缸是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁 HT250 制成。其缸筒为通孔，需搪磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插入槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞。8. 制动器间隙制动鼓与摩擦衬片之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动鼓能自由转动。一般，鼓式制动器的设定间隙为0.20.5mm。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。设定本车制动器间隙为0.5mm。（四） 前、后制动器驱动机构的设计计算1. 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。2. 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 dw=4F0p （3-9）制动油路压力一般不超过10-12Mpa，取P=10Mpa（1） 前制动器 dw1=44.21mm得轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm 取dw1=45mm（2） 后制动器 dw2=46.01mm 取dw2=50mm（3） 工作容积的确定为轮缸活塞在完全制动时的行程，鼓式制动器可取=2.5mm，每个轮缸的工作容积V=2*（/4）* （3-10），所以前制动轮缸的总工作容积V=2*（/4）*=2*(/4)*452mm*2*2.5=15904.3mm后制动的轮缸工作总容积为V=2*（/4）*=2*(/4)*502mm*2*2.5=19635.0mm所以轮缸总工作容积为V=15904.3+19635.0mm=35539.3 mm3. 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=38mm （2） 制动主缸的工作容积式中：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，= 38.10mm，满足=（0.81.2）4. 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： （3-11）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。制动踏板力应满足以下要求，最大踏板力一般为700N（货车）。5. 制动踏板工作行程计算制动踏板工作行程计算用下式表示 （3-12） 式中，为主缸中推杆活塞间的间隙和伺服阀柱塞与反馈盘之间的间隙，、取=3.0mm，为主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程对货车不大于180mm180mm所以符合要求。四、结果分析（一） I曲线和曲线x=0:1:40000;G=7140*9.8;hg=862.4; b=1267.2; L=3840; G0=2945*9.8;hg0=748;b0=1996.8;y1=0.923*x;%曲线y2=(G*(b.2+4*hg*L*x./G).(1/2)./hg-(G*b./hg+2*x)./2;%满载I曲线y3=(G0*(b0.2+4*hg0*L*x./G0).(1/2)./hg0-(G0*b0./hg0+2*x)./2;%空载I曲线y4=0.846*7140*9.8-x; % 附着系数为0.846plot(x,y1,x,y2,x,y3,x,y4);axis(0 40000 0 40000)title(货车I线与线)xlabel(前制动器制动力F1/N);ylabel(后制动器制动力F2/N);gtext(I曲线(空载)gtext(I曲线(满载)gtext(线) 图4-1（二） ECE法规校核1.根据ECE法规确定前后轴利用附着系数设汽车制动减速度为du/dt，制动力分配系数为b 。则前轮制动器制动力为Fu1=Fxb1= Gz （4-1）前轮地面法向反力Fz1=G(b+zhg)/L （4-2）则前轮利用附着系数为f =Fxb1/Fz1=zL/(b+zhg) （4-3）同理可得后轮制动器制动力为Fu2=Fxb2=(1)Gz （4-4）后轮地面法向反力Fz2=G(azhg)/L （4-5）则后轮利用附着系数为r=Fxb1/Fz1=(1 )zL/(azhg) （4-6）2. 根据ECE法规进行汽车制动力分配根据 ECE 法规对货车制动力分配要求，可得如下不等式当 z=0.150.3 时，fr （4-7）/(b+zhg)(1)/(azh
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