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KD1060型载货汽车制动系统设计【优秀含4张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】

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关键词：: kd1060 载货汽车制动系统设计优秀优良 cad 图纸车辆全套毕业设计

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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

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 vehicle’s 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 type’s 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 vehicle’s 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 vehicle’s parameters and the break’s 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

第一章概述…………………………………………………………………1

第二章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……………………………………………………………………………33

参考文献………………………………………………………………………34

致谢……………………………………………………………………………

参考文献

[1] 刘惟信主编. 汽车制动系的结构分析与设计计算. 北京：清华大学出版社，2004 P667—P749

[2] 刘惟信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社，2001

[3] 陈家瑞主编. 汽车构造（第2版下册）. 北京：机械工业出版社，2004 P179-P197 P282-P371

[4] 余志生主编. 汽车理论. 北京：机械工业出版社，2003

[5] 王望予主编. 汽车设计（第4版）. 北京：机械工业出版社，2004 P16-P39 P257-P285

[6] 刘鸿文主编. 材料力学.北京：高等教育出版社，1992 P44-P50

[7] 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册—设计篇.北京：人民交通出版社，2001 P492-P568

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[9] 自动车技术会小林明等编. 汽车工程手册编译委员会译.汽车工程手册（第二分册）.机械工业出版社，1984 P258-P294

[10]自动车技术会小林明等编. 汽车工程手册编译委员会译.汽车工程手册（第三分册）.机械工业出版社，1984 P423-P524

[11]罗锦陵，宋美娟，周宏湖主编.汽车配件实用手册.上海：上海交通大学出版社，1997 P587-P607

[12]肖永清，杨忠敏主编.汽车制动系统的使用与维修.北京：中国电力出版社，2004

[13]薛汉池. QC/T 309—1999.制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列.长春. 长春汽车研究所

[14]陈广照.GB 16897—1997.制动软管.长春.中华人民共和国机械工业部

[15]南京汽车制造厂. GB 11611—1989.汽车液压制动系金属管、内外螺纹管接头和软管端部接头.中国汽车工业联合会

[16]方昆凡主编.工程材料手册非金属材料卷.北京：北京出版社，2000

[17]方昆凡主编.工程材料手册有色金属材料卷.北京：北京出版社，2000

[18]《钢铁材料手册》总编辑委员会编著.钢铁材料手册碳素结构钢第1卷.北京：中国标准出版社，2002

[19]周康年，丁为联主编.中国机械设计大典第2卷.南昌：江西科学技术出版社，2002

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内容简介：: I KD1060 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 nts II KD1060 TRUCK DESIGN （ BRAKE SYSTEM） ABSTRACT Break system consists of servic e break arrangement and parking break arrangment.Servic e break system used to force the vehic le to show down and keep a steady speed when downgrading.The parking break system intended to hold the vehic le immovable when parked on an incline. The braking capability is one of the most important performances of vehic les, 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 c arries 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 effic ienc y and the stability are in the medium level, bec ause the automobile braking performance is invariable when going ahead and going bac kwards, the construc tion c ost 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 c onnec ted double c avity general pump. Both the front and rear break is double leading-rear break.According to the vehic les parameters and the breaks parameter,after theory analytic and calc ulating, we analyzed the breaking force and direction stability when breaking specifically. KEY WORD： braking system， brake ， service break system, emergency brakents III 常用符号表 BF 制动器因数 BF 汽车承受的总地面制动力 fF 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 , aGG 汽车重力 g 重力加速度 gh 汽车质心高度 j 制动减速度 L 汽车轴距 am 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 er 车轮有效半径 fT 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nts IV 目录第一章概述 1 第二章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 33 nts V 参考文献 34 致谢 nts 6 第一章概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nts 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 350 550N 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。nts 8 第二章制动系的结构型式及选择 2.1 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nts 9 图 2-1 所示。 2.2 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撑从蹄无支撑单向双领蹄式双向双领蹄式单向增力式双向增力式凸轮曲柄楔圆弧线凸轮渐开线凸轮阿基米得线凸轮单楔双楔全盘式钳盘式固定钳浮动钳滑动摆动 nts 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 nts 11 2.2.1 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nts 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： TfBF PR （ 2-1）式中： fT 制动器的摩擦力矩； nts 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 2.3.1 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 nts 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表 2 - 1 制动驱动机构的结构型式图 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。 nts 15 2.3.2 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。 nts 16 第三章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 am =6045kg; 汽车空载质量 am =2850kg; 汽车轴距 L =3308mm ; 满载时前后轴荷 1G =2176kg（ 36%） 2G =3869kg（ 64%）；空载时前后轴荷 1G =1539kg（ 54%） 2G =1311kg（ 46%）；质心距前轴的距 1L =2117mm 1L =1521.68mm ；质心距后轴的 2L =1191mm 2L =1786.32mm ；满载时质心高度 gh =1100mm ; 空载时质心高度 gh =1000mm ; 车轮滚动半径 R =410mm ; 3.2 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 w 0 的车轮，其力矩平衡方程为： 0 eBf rFT (3-1) 式中：fT 制动器对车轮作用的制动力矩， mN ； BF 地面作用于车轮的制动力，称地面制动力， N ; er 车轮有效半径， m ；令 eff rTF (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。 nts 17 当踏板力 PF 增大时， BF 随fF增大而增大，但 BF 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 m a x (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 BF 与制动器制动力fF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： 1221()()ggh duZ L G Lg d th duZ L G Lg d t (3-4) 式中： 1Z 汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力， N; 2Z 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 ； 1L 汽车质心距前轴距离，mm ； 2L 汽车质心距后轴距离，mm ； gh 汽车质心高度， mm ； G 汽车所受重力， N; nts 18 tudd 汽车制动减速度， 2sm 。令 qgddtu ， q 称制动强度，则式（ 3-4）又可表达为 1221()(ggGZ L q hLGZ L q hL (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 BF 等于汽车前后轴车轮的总附着力F，见图 3-2 即有 dtdumGFF B （ 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： g2112hLLGZhLLGZ g（ 3-7）汽车总地面制动力为 GqdtdugGFFF 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 211 ( )2 ( )ggGF L q hLGF L q hL （ 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 BF 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 nts 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 1 2 1 21212 2 1()()f f B BfgBf B gF F F F GF L hFF F L h （ 3-10）式中：1fF，2fF 前后轴车轮的制动器制动力， N; BF ， BF 前后轴车轮的地面制动力， N; 1Z ， 2Z 地面对前后车轮法向力， N; 1L 汽车质心距前轴距离， mm； 2L 汽车质心距后轴距离， mm； G 汽车所受重力， N; gh 汽车质心高度， mm。由式（ 3-10）消去得 121222 2421fgff FhGLFGhgLLF （ 3-11）将上式绘成以1fF，2fF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 2111fffff FF FFF （ 3-12）表示，即为制动力分配系数。 3.3 同步附着系数 nts 20 由式（ 3-12）得 112ffFF （ 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。图 3-3 某货车的线与 I曲线 nts 21 国外文献推荐货车满载时的同步附着系数 5.00 。本次设计车型为轻型载货汽车，最大车速为 70k /mh，车速相对较低，此取 5.00 。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 q 0.8，其他汽车的制动强度在0.15 q 0.3 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 0.2 0.8 的范围内，必须满足 q 0.1+0.85( -0.2)。 3.4 最大制动力矩由式（ 3-10）（ 3-13）得 LhL g02 （ 3-14）代入 5.00， 53.03308 11005.0119102 LhL 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 rhLLGT )( 2m a x1 （ 3-15） max1max21ff 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 mNrhLLGTT egff 49.50392)(2 2m a x1m a x1 nts 22 mNTTT fff 98.4468212 m a x1m a x2m a x2 3.5 制动器的结构参数与摩擦系数 3.5.1 制动鼓内径 D 和制动鼓厚度输入力 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： rDD/ =0.70 0.83 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 4.5141 ， mmD r 6.4632 ， mmD 378.36252.3246.46383.070.01 mmD 95 2.42 608.36 04.51 483.070.02 参表 3-1 及汽车行业标准，选 5.3551 D ， mmD 3802 。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 11mm 增至 20mm ，摩擦表面平均最高温度变化并不大。一般铸nts 23 造制动鼓的壁厚：中、重型货车为 13 18mm 。 3.5.2摩擦衬片宽度 b 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 16.0Db 26.0 初选。且应尽量按国产摩擦衬片规格选择。 mmDb 43.9288.5626.016.0 11 mmDb 8.988.6026.016.0 22 参汽车行业标准取 mmb 801 ， mmb 902 。摩擦衬片的摩擦面积为： pA= 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 pA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 pA 2cm 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) nts 24 3.5.3 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290 00 。前轮： 001 40后轮： 002 40 3.5.4 制动器中心到张开力 p 作用线的距离 a 初定 mmRa 2.14 275.17 78.08.0 11 mmRa 15 219 08.08.0 22 。 3.5.5 制动蹄支承点位置坐标 k 和 c 初步暂定 mmRc 2.1 4 28.0 11 mmRc 1528.0 22 。 3.5.6 摩擦片摩擦系数 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35.0f 0.40 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 3.0f 可使计算结果接近实际。选 3.0f 。各参数详见图 3-4。图 3-4 鼓式制动器的主要几何参数 nts 25 第四章制动器的设计计算 4.1 制动器因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 支承销式双领蹄制动器的制动器因数单个领蹄的制动蹄因数 1TBF 为：图 4-1 支承销式双领蹄制动器的制动器因数计算用图 )(1 fBraArhfBF T （ 4-1 ）式中： 2s in2s in4c o ss in30300 A （ 4-2 ） nts 26 2c os2c os1 30 rB （ 4-3） 0 角0对应的圆弧，单位为弧度； f 摩擦系数， 0.3。以上各式中有关结构尺寸参数见图 4-1。整个制动器因数 BF = TBF2 （ 4-4）前制动器结构参数： mmr 75.177 ， mmh 4.284 ， 01 40 ， 00 100 ， 03 216 后制动器结构参数： mmr 190 ， mmh 304 ， 01 40 ， 00 100 ， 03 216 计算得： 24.21 BF , 0.22 BF 4.1.3 制动蹄自锁条件检验计算对于支承销式双领蹄制动器，蹄不自锁的条件为： BrAf )( （ 4-5）由式（ 4-14）前制动器 88.08 3 2.075.1 7 7 68.1 4 987.0)(3.0 BrAf 后制动器 82.08 3 2.01 9 0 68.1 4 987.0)(3.0 BrAf ，故蹄均不自锁。 4.2 张开力计算由式（ 2-1），液压驱动制动器所需张开力 RBFTP f max(4-6) 对前、后轮制动器 nts 27 NRBFTP f 94.1265617775.024.2 49.5039m a x11 NRBFTP f 47.11760190.00.2 98.4468m a x22 4.3 摩擦衬片的磨损特性计算 4.3.1 比能量耗散率 e 紧急制动时汽车制动器能量负荷最大，衬片的磨损最严重。

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