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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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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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!【详情如下】【汽车车辆工程类课题】CAD图纸+word设计说明书.doc[19000字,52页]【需要咨询购买全套设计请加QQ97666224】.bat

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设计说明书.doc[19000字,52页]

制动鼓.dwg

前制动.dwg

后制动.dwg

总装图.dwg

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


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

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

[8] 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册—制造篇.北京:人民交通出版社,2001 P186-P200

[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


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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