重型货车制动器设计和整车特性计算

重型货车制动器和整车特性计算 姓名 : 班级 指导老师 : 目录 摘要 ....................................................................................................................................................................................................1 ABSTRACT.....................................................................................................................................................................................2 1绪论.................................................................................................................................................................................................3 1.1制动系的作用 .......................................................................................................................................................................3 1.2气压制动系的研究现状 ....................................................................................................................................................4 2制动系的总体设计 ......................................................................................................................................................................5 2.1制动系统设计要求 .............................................................................................................................................................5 2.2制动系参数的选择 .............................................................................................................................................................6 2.3汽车总质量 ..........................................................................................................................................................................6 2.4制动力与制动力分配系数................................................................................................................................................6 2.5制动器最大制动力矩.......................................................................................................................................................12 3制动器的设计与计算 ...............................................................................................................................................................14 3.1 鼓式制动器的主要参数................................................................................................................................................15 3.1.1制动鼓内径...............................................................................................................15 3.1.2摩擦衬片宽度b及包角 .........................................................................................16 , 3.1.3摩擦衬片起始角β ...................................................................................................17 0 3.1.4 制动蹄支撑点位置坐标a和c .................................................................................17 3.1.5 制动器中心到张开力F作用线的距离e ..................................................................17 0 3.1.6 摩擦衬片的型号及摩擦系数................................................................................17 , 3.2鼓式制动器的计算 ...........................................................................................................................................................18 3.2.1 计算有一个自由度的紧蹄摩擦片的径向变形规律 ....................................................18 3.2.2 计算蹄片上的制动力矩 ............................................................................................19 3.2.3检查制动蹄有无自锁.................................................................................................21 3.3 衬片磨损特性的计算 ......................................................................................................................................................22 3.3.1比能量耗散率(单位功负荷、能量负荷) .................................................................22 3.3.2 衬片单位摩擦面积的制动器摩擦力f (比摩擦力) ...................................................23 0 3.3.3驻车制动计算 ...........................................................................................................24 3.4制动鼓主要零部件的结构设计.....................................................................................................................................25 3.4.1 制动鼓 .....................................................................................................................25 3.4.2 制动蹄 .....................................................................................................................25 3.4.3 制动底板 .................................................................................................................26 3.4.4 凸轮式张开机构 .......................................................................................................26 3.4.5 摩擦材料 .................................................................................................................26 3.4.6 支承.......................................................................................................................27 4气压制动驱动机构的设计计算..............................................................................................................................................27 4.1制动气室 ..............................................................................................................................................................................29 4.2贮气罐 ..................................................................................................................................................................................30 4.3空气压缩机 .........................................................................................................................................................................33 5技术经济性分析 ........................................................................................................................................................................33 6整机特性计算 .............................................................................................................................................................................35 6.1加速性能与最高车速........................................................................................................................................................35 6.2爬坡性能 ..............................................................................................................................................................................38 7总结...............................................................................................................................................................................................39 参考文献 .........................................................................................................................................................................................40 致谢 ..................................................................................................................................................................................................41 太原科技大学毕业设计(论文) 摘要 汽车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。汽车的制动性是汽车主动安全性研究的重点内容之一。随着汽车行驶车速的不断提高，对汽车制动性能的要求也越来越高。汽车的制动系统除了实现良好的制动性能外，还要尽可能地减小驾驶员的工作强度。因此，动力制动系统在汽车上得到了广泛的应用。 气压动力制动是最常见的动力制动系统，多用于中重型汽车。气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统。其供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制原件组成，也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。本文以一种重型货车为研究对象，通过理论分析和计算对其气压制动系统结构进行设计。 关键词:气压制动;制动性;重型货车;传动装置; 1 太原科技大学毕业设计(论文) ABSTRACT Automobile brake system function is to reduce the speed of cars to slow down and drive right up to parking,When traveling downhill, so that the stability of vehicle speed to maintain proper To make reliable cars parked in the ramp or in situ. The brake performance iS one of the most important safe performances for the automobile(With the increase of running speed of the vehicle;the requirements to the brake performance are getting more and more strict(Besides the good brake performance，the brake system of the automobile is required to reduce the pedal force of the driver(Therefore，the power servo brake system has made a great development in the automobile( The barometric brake system is the most familiar power servo brake system(The barometric brake system is the first development of a dynamic braking system. Its energy supply all equipment and gear-type pressure Most of the control device is a brake pedal and the brake and other institutions formed the original, Also some in the brake pedal between institutions and also in series with hydraulic control gear. In this paper, the application of a kind of heavy goods vehicles, Through theoretical analysis and calculation of the structure of its air brake system design. Key words;barometric brake syste;rake performance;heavy-duty truck; Drive Equipment; 2 太原科技大学毕业设计(论文) 1绪论 1.1制动系的作用 近百年来，汽车工业之所以常胜不衰主要得益于汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场，生产批量大而给企业带来丰厚的利润。最主要的是科学技术的不断进步，使汽车能逐渐完善并满足使用者的需求。随着我国汽车产业的不断发展和新交通法规的实施，我国的汽车及其运输管理开始走向正轨，农用运输车将逐渐退出市场，而重型运输自卸车逐渐呈现出广阔的发展前景。然而车辆交通安全历来是人们最为关心的问题之一，它直接关系到人民生命和财产的损失，因此汽车制动系统的可靠性研究至关重要。汽车制动系是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使以停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。汽车制动系直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全、停车可靠，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。 汽车制动系统至少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及辅助制动装置;牵引车还应有自动制动装置。行车制动装置用于使行驶中的汽车强制减速或停车，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驻在一定位置甚至在斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。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，以免其产生故障。 应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，这时则可利用应急制动装置的机械力源(如强力压缩弹簧)实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备，因为普通的手力驻车制动器也可以起应急制动的作用。 辅助制动装置用于山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等辅助制动装置，则可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速并减轻或解除行车制动器的负荷。通常，在总质量为5t以上的客车上和12t以上的载货汽车上装备这种辅助制动—减速装置。任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮，而驻车制动 3 太原科技大学毕业设计(论文) 则多采用手制动杆操纵，且具有专门的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构，分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸和制动轮缸以及管路;用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、贮气简、控制阀和制动气室等。 过去，大多数汽车的驻车制动和应急制动都使用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器第二轴或传动轴的制动力矩较小，容易满足操纵手力小的要求。但在用作应急制动时，往往使传动轴超载。现代汽车由于车速提高，对应急制动的可靠性要求更严，因此，在中、高级轿车和部分总质量在1.5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用了上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性 1.2气压制动系的研究现状 气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统。其供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制原件组成，也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。气压制动由于可获得较大的制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单联接和断开都很方便,因此广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车,越野汽车和客车上.但气压制动系必须采用空气压缩机,贮气罐,制动阀等装置,使结构复杂,笨重,轮廓尺寸大,造价高;管 作用滞后时间较长(0.3,0.9s),因此在制动阀到制动气室和路中气压的产生和撤除均较慢, 贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5,0.7MPa),因而制动气室的直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声。汽车在行驶过程中驾驶员要经常使用制动器，为了减轻驾驶员的工作强度，目前汽车基本上都采用了伺服制动系统或动力制动系统。载重汽车一般均采用动力制动系统。 4 太原科技大学毕业设计(论文) 2制动系的总体设计 2.1制动系统设计要求 1)能适应有关和法规的规定。各项性能指标除满足设计任务的规定和国家标准的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。 2)具有足够的制动效能。包括行车制动效能和驻坡制动效能。 3)工作可靠。汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置且它们的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%;驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。 4)制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5—15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防止泥沙、污物等进入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水相泥沙侵入而采用封闭的制动器。 5)制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当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。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性;后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性;当左、右轮的制动力矩差值超过15,时，会发生制动时汽车跑偏。对于汽车列车，除了应保证列车各轴有适当的制动力分配外，也应注意主、挂车之间各轴制动开始起作用的时间，特别是主、挂车之间制动开始时间的协调。 6)制动效能的热稳定性好。 7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人-机学的要求，即操作方便性好，操纵轻便、舒适能减少疲劳。 8)作用滞后的时间要尽可能地短。 9) 制动时不应产生振动和噪声。 10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动、汽车转向时不会引起自行制动。 11)制动系中应有音响或光信号等警报装置，以便能及时发现制动驱动件的故障和功 5 太原科技大学毕业设计(论文) 能失效。 12)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 [1]求。 2.2制动系参数的选择 货车的主要参数 ，，，，长宽高(mm)1097024953680 轴 距(mm) 1850+4600+1350 质心高度(mm) 1500 前 轮 距(mm) 1972 后 轮 距(mm) 1824 最小离地间隙(mm)186 整车整备质量(kg)16530 最大装载质量(kg)14470 前满载轴荷分配(KG)6500 中满载轴荷分配(KG)6500 后满载轴荷分配(KG)18000 最 高 车 速(km/h)83 质心高度 (mm) 空载 820mm 满载 1500mm 2.3汽车总质量 汽车的总质量是指整备完好，装备齐全并按规定载满客货时的汽车质量: mmm,， aog =16530+14470 =31000Kg 2.4制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车露的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一 6 太原科技大学毕业设计(论文) ,,0角速度的车轮，，其力矩平衡方程为: „„„„„„„„„„„„(2-1) TFr,,0fBe 31000，9.8N,m= ，0.508,77165.2TFr,fBe2 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Tf N,m反力，; ——地面作用于车轮上的制动力，即地面与车轮之间的摩擦力，又称为地面制动力，FB 其方向与汽车行驶方向反力，N ; ——车轮有效半径，m ;选为约为0.508m。 re Tf令 „„„„„„„„„„„„(2-2) F,fre 并称之为制动器制动力，他是在车轮周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因为又称为制动 ,,0周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度时，大小亦相等，且仅由FFFffB 制动器结构参数所决定。即F取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮f 有效半径等，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T时，f F和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力F即 FFf,BB FFZ,,, B, FFZ,,,或 Bmax, 式中 ——轮胎与地面间的附着系数; , Z——地面对车轮的法向反力。 FFF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f,B TFTr,/F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fffeB ,,0FF旋转的周缘力的极限值。当制动到以后，地面制动力达到附着力值后就不在增,B FFT大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升。 fpr 7 太原科技大学毕业设计(论文) 图2—1 制动力与蹋板力FP关系 直至20世纪50年代，当时道路条件还不是很好，汽车行驶速度也不是很高，后轮抱死侧滑的后果也不是显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定的较低，,0即处于常附着系数范围的中间较偏区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势满载时的同步附着系数，货车取。 ,,,0.500 ,,1当时，，,利用率最高。 ,,,q,,00 ，汽车减速度为:=0.69.8=5.88， dudtqgg/,,,0 即, ——制动强度 q,,q0 附着系数利用率(或附着力利用率)来表达，可定义为 ,, FqB ,,,G,, F式中 ——汽车总的地面制动力; B G ——汽车所受重力; ——制动强度; q 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、中轴 ZZ的法向反力后轴车轮的法向反力为: 12， hGdu131000，9.81.5g,,(L，),，(2.317，，5.88),176891N„„„„(2-3) 12Lgdt25.5259.8 hGdu31000，9.81.5g,,(L,),(3.208,，5.88),119870N„„„„(2-4) 21Lgdt5.5259.8 8 太原科技大学毕业设计(论文) 式中:G——汽车所受重力 L——汽车前轴、二轴中心与后桥距离 L——汽车质心离前、二轴中心距离 1 L——汽车质心离后轴距离 2 ——汽车质心高度 hg g——重力加速度 du2 ——汽车制动减速度m/s dt 汽车总的地面制动力为: Gdu F,F，F,,Gq,31000，9.8，0.6,182280NBB1B2gdt 式中——前、中轴车轮的地面制动力之和 FB1 ——后轴车轮的地面制动力 FB2 由上面两式可求得前中、后轴车轮附着力为: hLGg2F,(G，F),,(L，qh),,106135N ,1B2gLLL hLGg1F,(G,F),,(L,qh),,71922N ,2B1gLLL 上式表明:汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动, F力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够q, 时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡 度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即: 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。 在以上三种情况中，显然是(3)情况的附着条件利用得最好。 由上式中不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮, 附着力同时被充分利用的条件是: F，F,F，F,,G f1f2B1B2 9 太原科技大学毕业设计(论文) F/F,F/F,(L，,h)/(L,,h)f1f2B1B22g1g F,F,,,,0.6，116571,106135Nf1B11 F,F,,,,0.6，76156,71922Nf2B22 式中:——前中轴车轮的制动器制动力 Ff1 ——后轴车轮的制动器制动力 Ff2 ——前中轴车轮的地面制动力 FB1 ——后轴车轮的地面制动力 FB2 、——地面对前、中，后轴车轮的法向反力 ,,12 G——汽车所受重力 、——汽车质心离前后轴距离 LL12 ——汽车质心高度 hg 由上式可知，前后轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，F是的函数。 F,ff12 F将上式绘成以F，为坐标的曲线，即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，ff12 简称I曲线，如图 图2—2载货汽车的?曲线与β线 FF如图，如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽ff12 车在任何附着系数的路面上制动时，都能是前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两, F轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比为一定值，并以前制动器制动力与汽车总f1 F,制动器制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数: f 10 太原科技大学毕业设计(论文) Ff1 ,,Ff 又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，因 此又可通称为制动力分配系数。 , 前面已分别给出了制动强度q和附着系数利用率根据所选定的同步附着系数求,,0 得: 2.3，0.6，1.5„„„„„„„„„„„„(2-5) ,,,0.585.525 ,,Lh10g1-= ,L GF,F,,Gq,,(L，,h)q进而求得: B1B20gL GF,F(1,,),Gq(1,,),(L,,hq B2B10g)L ,,1时，，，故 ，q=， 当F,FF,F,,,F,G,,B1,1B2,20B 当=0.5时，可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件，即,，,0 F,F由上面的式得: B1,1 ,GL31000，9.8，2.3，0.52F,,,142600„„„„„„„„(2-6) BL,,h，(,)2.3，(0.6,0.5)，1.520g ,L2.3，0.52,,0.47q= L,,h，(,)2.3，(0.6,0.5)，1.520g L2.32,,,,0.94 L,,h，(,)2.3，(0.6,0.5)，1.520g ,，,,0.7时当，可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即0 F,F有上面的式得: B2,2 ,GL31000，9.8，0.7，3.21F,,,203138„„„„„„„„(2-7) BL,,h，(,)3.2，(0.7,0.6)，1.510g ,L3.2，0.71,,0.67q= L,,h，(,)3.2，(0.7,0.6)，1.510g L3.21,,,,0.96 L,,h，(,)3.2，(0.7,0.6)，1.510g 11 太原科技大学毕业设计(论文) 对于值恒定的汽车，为使其在常遇到附着系数范围内不致过低，其值总是选得,,,0小于可能遇到的最大附着系数。所以在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。 ,,,0 2.5制动器最大制动力矩 为了保证汽车有良好的制动效能和稳定性应合理地确定前后轮制动器的制动力矩，最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的。这时制动力与地面作用车轮的法向力成正比双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制,,,12 动力之比为: ,FLh，,f120g1 „„„„„„„„„„„„(2-8) ,,,0.62FL,h,,f2210g 式中:L，L——汽车质心离前后轴的距离 21 ——同步附着系数 ,0 h——汽车质心高度 g 通常上式的比值:轿车约为:1.3-1.6，货车约为:0.5-0.7 制动器所能产生的制动力矩受车轮的计算力矩所制约，即 N,mT,Fr,106134，0.508,53916 „„„„„„„„„„„(2-9) f1f1e N,mT,Fr,71922，0.508,36536 „„„„„„„„„„(2-10) f2f2e F式中:——前中轴制动器的制动力 f1 F ——后轴制动器的制动力 f2 ,——作用于前中轴车轮上的地面法向反力 1 ,——作用于后轴车轮上的地面法向反力 2 r ——车轮的有效半径 e ,对于常遇的道路条件较差、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为0 ,,,了保证在的良好的路面上(例如,,0.7)能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移(此0 q,,时制动强度)，前中、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为: GT,,,r,(L，,h),r „„„„„„„„„„(2-11) f1max1e2geL 12 太原科技大学毕业设计(论文) 31000，9.8 = (2.3，0.6，1.5)，0.6，0.5085.525 N,m =53632 ,1, „„„„„„„„„(2-12) TT,f2maxf1max, 1,0.58 = ，536320.58 N,m =38837 对选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最,0 大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力q,,,,,0 矩为 GT,(L,qh),r „„„„„„„„„„(2-13) f2max1geL 31000，9.8(3.2,0.6，1.5)，0.6，0.508 = 5.525 N,m =38548 , „„„„„„„„„„(2-14) ,TTf1maxf2max1,, 0.58，38548 = 1,0.58 N,m =53233 式中:——该车所能遇到的最大附着系数 , q——制动强度 r——车轮有效半径 一个车轮制动器应有的最大制动力矩为上列公式计算结果的半值。 13 太原科技大学毕业设计(论文) 3制动器的设计与计算 制动器是制动系统中用以产生阻碍车辆运动或运动趋势的力的部件，后一提法适用于驻车制动器。一般制动器都是通过其中的固定元件对旋转元件施加制动力矩，使后者的旋转角速度降低(同时依靠车轮与路面的附着作用，产生路面对车轮的制动力，以使汽车减速。 制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车商上用作车轮制动器或缓速器;液力式制动器一般只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。凡利用固定元件与旋转元件工作表面的摩擦作用产生制动力矩的制动器动器，都称为摩擦制动器。行车制动、驻车制动及第二(或应急)制动系统所用的制动器(几乎都属于摩擦制动器。 摩擦制动器可分为鼓式和盘式两大类。前者摩擦副中的旋转元件为制动鼓，其工作表面为圆柱面;后者的旋转元件则为圆盘状的制动盘，以端面为工作表面。 旋转元件同装在车轮或半轴上，即制动力矩分别直接作用于两侧车轮上的制动器，称为车轮制动器。旋转元件固装在传动系统的传动轴上(其制动力矩须经过驱动桥再分配到两侧车轮上的制动器，则称为中央制动器。车轮制动器一般用于行车制动，也有兼用于第二制动(或应急制动)和驻车制动的。中央制动器一股只用于驻车制动和缓速制动。 鼓式制动器又分为多种形式:领从蹄式、单向双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式和双向增力式等结构形式的制动器。领从蹄式制动器主要由制动鼓、制动蹄、和驱动装置组成，蹄片装在制动鼓内，结构紧凑，密封容易。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、倒退行使的制动效果不变;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。从而广泛应用于中、重型货车前后轮及轿车后轮制动器。 盘式制动器摩擦副中的旋转元件是以端面工作的金属盘，此圆盘称为制动盘。其固定元件则有多种结构形式，大体上可分为两类。一类是工作面积不大的摩擦块与其金属背板组成的制动块，每个制动器中有2~4个。这些制动块及其促动装置都装在横跨制动盘两侧的夹钳形支架中，总称为制动钳。这种制动盘和制动钳组成的制动器，称为钳盘式制动器。另一类固定元件的金属背板和摩擦片也呈圆盘形，因其制动盘的全部工作面可同时与摩擦片接触，故该类制动器称为全盘式制动器。 14 太原科技大学毕业设计(论文) 3.1 鼓式制动器的主要参数 汽车类别选用乘用车，汽车的总质量m为31t、汽车质心高度h=1.5m、轴距L=5.5m、ga 汽车质心离前中轴中心距离l=3.2m、汽车质心离后轴距离l=2.3m其它几何参数如图3-1 21 图3-1 鼓式制动器主要几何参数 3.1.1制动鼓内径 输入力F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D的增大0 受轮辋内径限制。而且D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增加，不利于汽车的行驶平顺性。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，否则不仅制动鼓散热条件差，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，以减少制动时的温升。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。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸，另外制动鼓直径D与轮辋直径D之比的一般范围为: r 轿车:D/ D=0.64-0.74 r 15 太原科技大学毕业设计(论文) 货车:D/ D=0.70-0.83 r 轿车制动鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm。对于深槽轮辋由于其中间深陷部分的尺寸比轮辋名义直径小得多，所以其制动鼓与轮辋之间的间隙有所减小应予注意。设计时亦可按轮辋直径初步确定 [13]制动鼓内径如表3-1 表3-1 制动鼓最大内径 Tablet .3-1 The largest diameter brake drum 12 轮辋直径/in 13 14 15 16 20，22.5 轿车 180 200 240 260 - - 制动鼓最大内径/mm 货车、客车 220 240 260 300 320 420 制动鼓内径尺寸应符合QC/T 309-1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定。 由上述表格和轮胎标准初选制动鼓内径410mm 3.1.2摩擦衬片宽度b及包角 , ,制动鼓半径R既定后。摩擦衬片宽b和包角便决定了衬片的摩擦面积A，而P A,pA=Rb，制动蹄各蹄总的摩擦面积越大则单位压力愈小从而磨损特性愈好。根据,P 国外统计资料分析，单个车轮蹄式制动器总的衬片摩擦面积随汽车总重而增加具体数如表[2]3-2 表3-2 摩擦衬片面积 Tablet .3-2 Friction lining area 2汽车类别 汽车总重力G/KN 单个制动器的衬片摩擦面积A/cm 0P 9-15 100-200 轿车 15-25 200-300 10-15 100-200 15-25 150-250 25-35 250-400 货车 35-70 300-650 70-120 550-1000 120-170 600-1500 2由根据表2-2选取，A=600-1500 cm P 16 太原科技大学毕业设计(论文) 制动鼓半径R=D/2=410/2=205mm确定后，衬片的摩擦面积为A=Rb ,P 2初选=100?初选A=1400/2=700cm ,P 则b= A/R=200.6mm，根据ZBT24005—89选取b=210mm ,P 3.1.3摩擦衬片起始角β 0 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令β=90?-β/2=90?-100?/2=40? 0 3.1.4 制动蹄支撑点位置坐标a和c 应在保证两蹄支撑端毛面不致互相干涉的条件下，使a尽可能大而c尽可能小。初步设计选a=0.8R=164mm, c=40mm 3.1.5 制动器中心到张开力F作用线的距离e 0 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离e尽可能大，以提高制动效能。初步设计时暂定e=0.8R=164mm 3.1.6 摩擦衬片的型号及摩擦系数 , 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。摩擦衬片 [3]的型号及性能如表3-3 表3-3内张蹄式制动器衬片型号性能及用途 产品规硬度 摩擦系数 适用范围 ,格 (HBS) SY-1107 0.39-0.45 20-50 主要用于轿车等轻负荷车 SY0204 0.36-0.42 20-50 主要用于中型载重汽车 SY-9002 0.38-0.43 20-50 主要用于重型载货汽车 由表3-3选取SY-1107规格选取摩擦衬片摩擦系数为0.4 17 太原科技大学毕业设计(论文) 3.2鼓式制动器的计算 3.2.1 计算有一个自由度的紧蹄摩擦片的径向变形规律 除摩擦片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支撑也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。通常只考虑衬片径向变形的影响，其他零件变形的影响较小而忽略不计。 如图3-2。蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支撑销转动dr角，由于dr角很小，可认为?ABB′=90?，所以摩擦衬片表面的径向变形为 111 δ=BC=ABSin rdr 111111 OA?OB=R 11 AB/Sin α=R/Sin r 11 δ= R Sin αdr 1 由此公式课看出蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律。 18 太原科技大学毕业设计(论文) 图3-2制动蹄片受力分析图 3.2.2 计算蹄片上的制动力矩 制动转矩目前一般采用效能因数法或分析图解法计算，本书采用效能因数法计算。为此必需先求出制动蹄的效能因数，而后求制动力矩。设制动蹄的制动力矩和效能因数分别为T和K，输入张开力F，制动鼓半径为R，则 t [3]T,KFR „„„„„„„„„„„„„„„(3-1) t K效能因数是单位为1的系数。对于一定结构型式的制动蹄，只要已知制动鼓转向，制动t K蹄的主要几何参数的相对值(即这些参数与R之比)以及摩擦系数，该蹄的即可确定。t然后根据既定的F和R值求T。 (1)领蹄 假定蹄鼓之间的单位压力是沿周向均匀分布的，这一假定与实际情况相差较远，据此算出的制动力矩较实际数值大，根据上面的分析计算可知，蹄片压力沿摩擦 K衬片长度的分布符合正弦曲线规律，根据数学推导得领蹄效能因数为 t1 19 太原科技大学毕业设计(论文) ,cosK„„„„„„„„„„(3-2) ,,/(,1)Kt1,,,cossin 式中 ,,h/R,(a，e)/R,(164，164)/205,1.6 22 K,f/R,a，c/R,168/205,0.82 cc40,,arcsin,arcsin,arcsin,13? 1222fa，c168 , ,,4sin/(,，sin,),1.12 ,,0oo,,,,,,90,50,13,27? 122 ,,,sin,,arctan(tan,),12.51? ，sin,, 0 ,,arctan,,arctan0.4,21.8 0oo? ,,,，,,,,21.8，12.5,27,7.3 将以上所计算得到的数值代入式(3-2)中可得出 K,1.53t1(2)从蹄制动效能因数，其公式为 Kt2 `,cosK,„„„„„„„„„„(3-3) ,/(，1)Kt2,,,cossin 式中 ,,h/R,(a，e)/R,(164，164)/205,1.6 22 K,f/R,a，c/R,168/205,0.82 cc40,,arcsin,arcsin,arcsin,13? 1222fa，c168 ,,,4sin/(,，sin,),1.1 2 ,,0oo,,,,,,90,50,13,27? 122 ,,,sin,,arctan(tan,),12.5? ，sin,, 0 ,,arctan,,arctan0.4,21.8 o 0oo,,,,,，,,21.8,7.6，27,41.2 K,0.62代入公式(3-3) t2 20 太原科技大学毕业设计(论文) 前面已经分析领从蹄中顶端推力F=F，则可得 12 K,K，K,1.53，0.62,2.1tt1t2 对于凸轮张开机构，张开力F: „„„„„„„„„„„„(3-4) F,0.5T/B,31620f1 有前面所算数据所得T代入公式(3-4)中，便可得到F值为16320N。汽车制动力总和Ff 与整车质量m的百分比: a F/m,31620/31000，100%,102%,60%a 则可知该制动力符合标准。 根据以上计算后得到的值，F值，以及已知的R值代入公式(3-1)中，最终到:Kt T,KFR,2.1，31620，0.2,13280(N,m)t 3.2.3检查制动蹄有无自锁 计算鼓式制动器，必须检查蹄有无自锁的可能。 如果f ，c′cosδ /(R- c′Sinδ) 就不会自锁。 111 f=0.4 2222(c，a)(40，164),168.8mmc′== 摩擦力的作用半径 ```,,4R(cos,cos)R,1 ```2```2(cos,2,cos,2)，(2,,sin2,，sin2,) ,,,,2,,2 ,4，205(Cos27,Cos127)(Cos2，27,Cos2，127)，(2，,,Sin2，127，Sin2，27) =229.6mm ,,,c`0000,,,,,40,arcsin,40,13,27式中 0`2c o```00,,,，,,100，27,127 ```,,(cos2,cos2)o,,arctan[],9.32 1```,,,(2,sin2，sin2) `,ccos168.8，cos9.321,,0.823,f,0.4 `,(229.6,168.8，sin9.32)R,csin11 21 太原科技大学毕业设计(论文) 所以制动器不会自锁，合格。 3.3 衬片磨损特性的计算 摩擦衬片(衬块)的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(制动盘)的材质及加工情况，以及衬计(衬块)本身材质等许多因素的影响。因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。 从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能(动能和势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制功器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制功时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中。而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片(衬块)磨损将越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器的衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。 各种汽车的总质量及其制动衬片(衬块)的摩擦面积各不相同，因面有必要用一种相对的量作为评价能员负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即每单位衬片(衬 2Wmm/块)摩擦面积的每单仿时间耗散的能量。通常所用的计量单位为。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。 3.3.1比能量耗散率(单位功负荷、能量负荷) 三轴汽车单个后轮制动器比能量耗散率为 2 2 e=δm ( v- v)×(1-β)/6tA„„„„„„„„„„(3-5) 2a122 其中: m为汽车总质量(t)，初选乘用车31t a δ为汽车回转质量换算系数，紧急制动停车时v=0，认为δ=1 2 v为制动初速度，对于总质量3.5t以上的货车v=65Km/h(18m/s) 11 2 j为制动减速度，计算时一般取j=0.6g m/s j=du/dt A为后制动器衬片的摩擦面积 2 t为制动时间，t=(v-v) / j =(18-0)/0.6g=3.07 s 12 β为制动力分配系数，β=F/( F+F) f1f1f2 前轴车轮的制动器制动力 F=?Z f11 22 太原科技大学毕业设计(论文) 后轴车轮的制动器制动力 F=?Z f22 取 轴距L=5.525m 质心高度h=1.5m g 汽车质心离前轴距离L=3.2m 1 汽车质心离后轴距离L=2.3m 2 附着系数?=0.7(见表3-4) 表3-4路面状况与附着系数对应表 路面状态 附着系数? 干燥水泥路面 0.7,1.0 潮湿水泥路面 0.4,0.6 F=?Z f11 =?G(L+hj/g)/L 2g =0.7×31000×9.8×(2.3+1.5×0.6×9.8/9.8)/5.525=123170 N F=?Z f22 =?G(L1-hj/g)/L g =0.7×31000×9.8×(3.2-1.5×0.6×9.8/9.8)/5.25 =93165 N β=123170/(123170+93165)=0.57 2e=1×31000× (18-0)×(1-0.57)/(6×3.07×140000) 2 22 =1.67W/mm，1.8 W/mm 合格。 [2]2鼓式制动器的比能量耗散率以不大于1.8W/ mm为宜。 3.3.2 衬片单位摩擦面积的制动器摩擦力f (比摩擦力) 0 单个车轮制动器的比摩擦力为: Tf,F „„„„„„„„„„(3-6) f0RA 式中:T——单个制动器的制动力矩 f R——制动鼓半径 23 太原科技大学毕业设计(论文) A——单个制动器的衬片摩擦面积 由前面计算T=20262×0.5=10131 f R=205mm A=120000mm 22代入式得F=0.42N/mm<0.48N/mm f0 3.3.3驻车制动计算 图3-3为汽车在上坡路上停驻时的受力情况: 图3-3汽车在上坡路上停驻时受力分析 上、下坡时可能停驻的极限坡路倾角为: α=arc tan?L/(L-?h) 1g = arc tan[0.7×1.6/(4.6-0.7×1.2)] =16.5? α′= arc tan?L/(L+?h) 1g = arc tan[0.7×1.2/(3.0+0.7×0.6)] =12.3? 经过计算α与α′都不小于16%~20%， 合格。 24 太原科技大学毕业设计(论文) 3.4制动鼓主要零部件的结构设计 3.4.1 制动鼓 制动鼓应具有非常好的刚性和大量的热容量，制动时其温升不应超过极限值。制动鼓的材料应于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。 中型、重型载货汽车和中型、大型客车多采用灰铸铁HT200或合金铸铁制造的制动鼓;在工作载荷作用下制动鼓会变形，导致蹄与鼓间的单位压力不均匀，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的布圆柱度过大时也易引起制动器的自锁或踏板振动。为防止这些现象发生，应提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的外缘铸有整圈的加强肋条，也常加铸一些轴向肋条以提高其散热性能。也有在钢板冲压的制动鼓内侧离心浇铸上合金铸铁内鼓筒，组合构成制动鼓。 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，且会损失少许踏板行程。鼓筒变形后的不圆柱度过大容易引起自锁或踏板扳动。为防止这些现象需提高制动鼓的刚度。为此，沿鼓口的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其散热件能。 制动鼓相对于轮毂的对中是以某一直径的圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15Ncm-20Ncm;对货车为30Ncm-40Ncm。 制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚:轿车为7mm-12mm;中、重型载货汽车为13mm-18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。 本车选用HT200铸造制动鼓 3.4.2 制动蹄 轿车和微型、轻型载货汽车的制动蹄广泛采用T形型钢辗压或钢板冲压——焊接制成;大吨位载货汽车的制动蹄则多用铸铁、铸钢或铸铝合金制成。制动蹄的结构尺寸和断面形状应保证其刚度好，但小型车用钢板制的制动蹄腹板上有时开有一、两条径向曹，使蹄的 25 太原科技大学毕业设计(论文) 弯曲刚度小些，以便使制动蹄摩擦衬片于制动鼓之间的接触压力均匀，因而使衬片的磨损较为均匀，并可减少制动时的尖叫声。重型汽车制动蹄的断面有工字形、山字形和字,形几种。 制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm-5mm;货车的约为5mm-8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5mm-5mm;货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片;铆接的噪声较小。 本车制动蹄HT200铸造 3.4.3 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，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均具有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可锻铸铁KTH370—12的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。 3.4.4 凸轮式张开机构 凸轮式张开机构的凸轮及其轴是由45号钢模锻成一体的毛坯制造，在机加工后经高频淬火处理。凸轮及其轴是由可锻铸铁或球墨铸铁的支架支撑，而支架则用螺栓或铆钉固定在制动底板上。为了提高机构的传动效率，制动时凸轮是经过滚轮推动制动蹄张开。滚轮由45号钢制造并高频淬火。 3.4.5 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。 26 太原科技大学毕业设计(论文) 当前，在制动器巾广泛采用着模压材料，它是以石棉纤维为主并均树脂粘站剂、调整摩擦性能的填充刑(出无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)勺噪声消除别(主要成分为石墨)等混合后，在高温厂模压成型的。模压材料的挠性较差(故应佐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及其他性能。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占总质量的60%-80%)，掺上石墨粉、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。 3.4.6 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。例如采用偏心支承销或偏心轮。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH 370—12)或球墨铸铁(QT 40018)偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好件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止确安装位置，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。 4气压制动驱动机构的设计计算 气压制动系必须采用空气压缩机,贮气罐,制动阀等装置,使结构复杂,笨重,轮廓尺寸大,造价高;管路中气压的产生和撤除均较慢,作用滞后时间较长(0.3,0.9s),因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5,0.7MPa),因而制动气室的直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声。图4-1为一汽车的气压双回路制动系示意图。 27 太原科技大学毕业设计(论文) 图4-1气压双回路制动系示意图 1—气喇叭;2—气喇叭开关;3—气压调节阀;4—前制动器室;5—双针气压表;6—主储气筒(供后制动器);7—放水阀;8—低压报警器;9—取气阀;10—储气筒单向阀;11—主储气筒(供前制动器);12—快放阀;13—后制动器室;14—连接头;15—挂车分离开关;17—梭阀;18—安全阀;19—湿储气筒;20—并列双腔制动阀;21—单缸空气压缩机 此制动系统中，它备有两个主储气筒11和6。单缸空气压缩机21输出的压缩空气首先经储气筒单向阀9进入湿储气筒并进行油水分离，然后分为两个回路:一个回路经主储气筒11及并列双腔制动阀20的后腔，通向前制动器室4;另一回路经主储气筒6及并列双腔制动阀20的前腔和快放阀12，通向后制动气室13。当其中一个回路因故障而失效时，另一回路可继续工作，以使汽车保持有一定的制动能力，因此也提高了汽车的行驶安全性。然而，绝不应如此仅利用一个制动回路长时间行车，以免发生意外。 其中，空气压缩机以压力达到1.0Mpa的压缩空气向贮气罐充气但由调压器调定的贮气罐压力，一般为0.67—0.73Mpa 而安全阀限定的贮气罐最高压力则为0.9Mpa左右。为了在空气压缩机停止工作的时间内仍能保证制动气室、空气伺服气室、驻车制动操纵气缸以及汽车上的其他气动装置正常工作，在计算时可取工作气压为0.6Mpa，贮气罐有也应有较大的容积储备。为了减少气压制动系统尤其是贮气罐的体积和质量，个别车型也有采用贮气罐压力达1.8Mpa、工作压力达0.9Mpa的高压气制动系统的。 28 太原科技大学毕业设计(论文) 气压系统设计首先要解决好空气压缩机、贮气罐等压缩空气的供给装置与制动气室、空气伺服气室、驻车制动操纵气缸等气压使用装置间的合理匹配。为此，就要进行初步的设计计算。 4.1制动气室 制动气室有膜片和活塞式两种。膜片式的结构简单，对室壁的加工要求不高，无摩擦副，密封性较好，但所容许的形成较小，膜片寿命也不及活塞式的。活塞式制动气室的行程较长，推力一定，但有摩擦损失。 制动气室输出的推杆推力Q应保证制动器制动蹄所需的张力。例如，当采用非平衡式凸轮张开装置时，两蹄的张开力与制动气室输出的推力Q之间的关系可由下式 a[13](p，p)Q== 8705N „„„„„„„„„„(4-1) 122h 式中:a/2-P1P2对凸轮中心的力臂; -Q力对凸轮轴线的力臂。 h 根据凸轮形状的不同，a和h可能会随凸轮转角而变化a取30mm，h取328mm。 为了输出推力Q,则制动气室的工作面积应为 8705Qa(P1，P2)2 ,145A==cm„„„„„„„„„„(4-2) ,5p2hp6，10 式中:p-制动气室的工作压力。 对于活塞式制动气室: ,2DA= 4 式中:D-活塞或气缸直径。 2aP1P2(，)D ,,hp 对于膜片式制动气室，膜片的有效承压面积可按下式近似地计算: ,[13]22(D，dD，d)A= „„„„„„„„„„(4-3) 12 3.14222(155，120，155，120),149.2=cm 12 式中:D-制动气室壳体夹持膜片处的内径:D=155mm 29 太原科技大学毕业设计(论文) d-膜片夹盘直径:d=120mm [15]D和d由表4-1选取,重型货车初选型号为24 表4-1膜片式制动气室的参数 D d 冲压壳体壁卡箍壁推杆最大行型号 d/D (mm) (mm) 厚(mm) 厚(mm) 程(mm) 16 128 100 0.781 3.0 2.5 45 24 155 120 0.775 3.0 2.5 57 30 176 133 0.756 3.0 3.0 60 若已知制动蹄端部行程及制动凸轮轮廓几何参数，便于求出制动时所需的凸轮转角，并据以求得尺寸a与h，于是制动气室推杆行程为 2hl,= „„„„„„„„„„(4-4) a ,式中-行程储备系数，其中还考虑了摩擦衬片容许磨损量的影响。对于在使用过程中 ,推杆行程不变的刚性中间传动机构，取=1.2-1.4;对于带有摩擦副的中间传动机构，则,,=2.2-2.4或更大些。这里取=2.3。代入式: 2.3，2，3282h[15]l,,43.1==<55mm符合要求 a35 制动气室的工作容积V可按下式计算: s 膜片式: ,22，2l(D，dD，d)lV =A= „„„„„„„„„„(4-5) s6 3.14223(155，120，155，120)43.1,1286cm = 6 膜片式的用两倍行程计算，是因为考虑到输入气压很高，膜片产生限度的变形，而压缩空气几乎充满制动气室的全部容积。 4.2贮气罐 贮气罐由钢板焊成，内外涂以防锈漆，也有用玻璃钢制造的，其防腐性很好。贮气罐的容积大小应适当，过大将使充气时间过长;过小将使每次制动后罐中压力降落太大，因而当空气压缩机停止工作时，可能进行的有效制动次数太少。当汽车具有空气悬架、气动车门开闭机构等大量消耗压缩空气的装备时，往往加装副贮气罐，。主、副贮气罐间应有压力控制阀，使得只有在主贮气罐的气压高于0.60-0.63MPa左右时才向副贮气罐充气。 30 太原科技大学毕业设计(论文) 主贮气罐的气压达到上述压力值时方可出车。贮气罐上装有安全阀，贮气罐底装有放水阀。 设贮气罐容积为全部制动管路的总容积为 ? ，各制动气室压力腔最大容积之VVgc 和为?通常?约为?的25%-50%。 VVVgss 3„„„„„„„„„„(4-5) V,(25%,50%)V,1028cm,,gs 制动前贮气罐与制动管路、制动气室隔绝。制动气室压力腔的容积为零，管路中的绝对压力与大气压相等。若此时贮气罐中的相对压力为，则制动前由贮气罐-制动管路-pp0c 制动气室系统中空气的绝对压力与容积的乘积之总和为: pV,(p，p)V，pV,,c0cog 完全制动时，贮气罐中的压缩空气经制动阀进入所有制动管路和各制动气室，直至管路和气室中的相对压力达到制动阀所控制的最大工作压力后、再度将贮气罐与制动管pmax 路及制动气室隔绝为止。此时制动气室压力腔容积达到最大值?，同时贮气罐中的相对Vs ‘压力降至。此时上述系统中的空气绝对压力与容积的乘积得总和为 pc (pV)',(p，p)V，(V，V)(p，p),,,c0cgs0max 设系统中空气的膨胀过程为等温过程，则 pV,(pV)' ,, 即 (p，p)V，pV,(p'，p)V，(V，V)(p，p) ,,,c0c0gc0cgsmax0 所以在空气压缩机不工作时，进行一次完全制动后的贮气罐压力将为 VVpppV(，)(，),gsg,,,max00ppp ,,,',cccVc p相对于调压器调定的贮气罐气压的压力降?应不超过0.03Mpa。设计时一般取贮气c 罐的总容积为: 2VV=(20-40)?=38580cm cs 设计时还应考虑在空气压缩机停止工作的情况下，贮气罐中气压由最大压力降至最小安全压力前的连续制动次数n为 31 太原科技大学毕业设计(论文) Pcmaxlg()Pcminn= ,V，,Vsglg(1，)Vc 式中: -贮气罐内空气的最高绝对压力和最低绝对压力。 PPcmaxcmin 一般要求n=8-12次 贮气罐的直径远大于其壁厚，是一薄壁结构，应按薄壁圆筒对其壁厚进行强度计算。 如图所示，在贮气罐壁上取一单元体，其左右侧面作用着拉应力，上下侧面作用着拉应,x力。单元体的外表面为自由表面，内面为圆筒壁，作用着内压。根据材料力学的公,pyc式，可求出: PDc= ,x4t PDc= ,y2t -贮气罐内的气压 式中:pc D-贮气罐圆筒部分内径 t-贮气罐壁厚。 图4-2储气罐强度计算简图 p,,由于径向应力有从里面的-到外面的0的变化，在壁厚非常薄的情况下，值与czz ,,、值比较起来非常小，故可忽略不计，再者，由于容器的对称性，故单元体界面上yx 也不应有剪切应力作用。这样，单元体的三个主应力: PDPDcc,,,,,,==;==;==0 y312xz2t4t ,,,,,按第三强度理论的强度条件-?[]有: 3r31 32 太原科技大学毕业设计(论文) PDc-0?[] ,2t PDc?[] ,2t 4.3空气压缩机 空气压缩机的出气率应根据汽车各个启动装置耗气率的总和来确定。每次制动所消耗的压缩空气的容积V为: B 3 12862+1208=3600cm V,V，V,，,,Bsg 式中:V—制动气室的工作容积， s V—制动管路的工作容积 g 空气压缩机是发动机的附件是气源装置中的主体，是提供一定气压的压缩空气来驱动车辆气制动系统和辅助用气系统的装置。它是将原动机(通常是电动机)的机械能转换成气体压力能的装置，是压缩空气的气压发生装置。空气压缩机的种类很多，按工作原理可分为容积型压缩机和速度型压缩机。容积型压缩机的工作原理是压缩气体的体积，使单位体积内气体分子的密度增加以提高压缩空气的压力;速度型压缩机的工作原理是提高气体分子的运动速度，使气体分子具有的动能转化为气体的压力能，从而提高压缩空气的压力。 5技术经济性分析 以发动机的动力驱动空气压缩机作为制动器制动的唯一能源，而驾驶员的体力仅作为控制能源的制动系统称之为气压制动系统。就目前我国市场上存在的载货汽车而言，一般装载质量在8000kg以上的载货汽车都使用这种制动装置。气压制动系统是发展最早的一种动力制动系统。其优缺点: 优点:其供能装置和传动装置全部是气压式的。其控制装置大多数是由制动踏板机构和制动阀等气压控制原件组成，也有的在踏板机构和制动阀之间还串联有液压式操纵传动装置。气压制动由于可获得较大的制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单联接和断开都很方便，因此广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车，越野汽车和客车上。 缺点:由于气压制动系必须采用空气压缩机,贮气罐,制动阀等装置,使结构复杂,笨重,轮廓尺寸大,造价高;管路中气压的产生和撤除均较慢,作用滞后时间较长(0.3,0.9s),因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀 33 太原科技大学毕业设计(论文) (即加速阀)以及快放阀;管路工作压力较低(一般为0.5,0.7MPa),因而制动气室的直径大,只能置于制动器之外,再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄,使非簧载质量增大;另外,制动气室排气时也有较大噪声。 汽车的制动性是汽车的主要性能之一。它直接关系到交通安全，许多交通事故都是由于制动距离太长、紧急制动时丧失方向稳定性等情况有关，因此，汽车的制动性是汽车安全行驶的重要保障。改善汽车的制动性，始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。 汽车的制动性是指在行驶中的汽车在制动时，能在短距离内停车且维持行驶方向稳定性和在下长坡时能维持一定车速的能力。其评价指标主要有以下三项: 1)制动效能，即制动距离与制动减速度。 2)制动效能的恒定性，即抗热衰退性能。 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。 制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。它是制动性能最基本的评价指标。汽车高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度，称为抗热衰退性能。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷状态时的制动效能，己成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。此外，涉水行驶后，制动器还存在水衰退问题。制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车按给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力，则汽车将偏离原来的路径。 在设计的过程中不但要考虑到制动元件的可靠性和制动的效能，同时也要考虑到制动系统的经济性。要保证制动的效果同时也要尽可能的降低成本。在行车制动器的选择中考虑到重型货车工作环境及工作工况的要求，选择为鼓式制动器，鼓式制动器在满足其工作条件的同时相比盘式制动器更经济，在制动鼓、摩擦衬片等制动元件可以节省更多资金。所以考虑到要满足制动能力的要求，选择为四轮都为鼓式制动器。 考虑经济性是在满足设计要求的前提下，只有设计符合要求考虑经济性才是有意义的。在考虑制动控制系统时选择为气压驱动的方式，这样的选择也是主要考虑到重型货车的本身对于制动的要求，由于本身质量较大，能够保证工作时的安全性更为重要，并且选择为双回路的管路控制系统来保证制动的可靠性。 在能够满足制动要求时，各制动元件尽量选择尺寸小些，以此来减少制造时对于原料的节省，从而可以降低制动器的造价。 34 太原科技大学毕业设计(论文) 6整机特性计算 6.1加速性能与最高车速 车辆在水平地段处于运输状态等速行驶时，驱动力主要用来克服滚动阻力与空气阻力。通常形式的情况下，油门一般放在中等位置，当加速或爬坡时，才将油门放到最大位置。加速过程既是使原来处于发动机功率平衡状态的车速V，因油门加大，发动机功率提高，而富余的功率使车速增大的过程。车辆的加速性能，可以用理论动力特性曲线表示。 (1) 根据车辆的理论行驶速度Vt与发动机转速的关系式 =0.377 ??????????????(6-1) 式中Vt——车辆的理论行驶速度 发动机的转速 ，即变速箱与主减速传动比的乘积。 可以做出不同的排挡的=f()的关系直线，如图6-1所示。 图6-1 发动机转速与理论速度的关系 35 太原科技大学毕业设计(论文) (2) 根据=0.377确定的各档以为横坐标时与的比例关系，且 Me=- ?????????????(6-2) 式中,1500N m , =9550=1173 N m ,取1500r/min 找出与Me的关系式并根据 Pk= ?????????????(6-3) 式中 ——传动系的效率，取0.85.。 ——车轮的动力半径，。 做出各档的Pk=f(Vt)的关系曲线，如图6-2所示 图6-2 理论行驶速度与驱动力的关系 (3) 做行驶阻力曲线。车辆等速上坡时，行驶阻力由滚动阻力Pf、空气阻力Pw和坡道阻力Pi三个部分组成，因此行驶阻力为: =fGs cosα+KS+Gs sinα ?????????????(6-4) 式中:——车辆的行驶阻力。 36 太原科技大学毕业设计(论文) f——滚动阻力系数，f=0.03。 Gs——整车重力。 α——爬坡角度。 K——空气阻力系数，K=0.8。 S——迎风面积，S=0.78宽高。 ，， 根据不同坡度，可以做出一组行驶阻力 =f(Vt)的关系曲线，如图6-3所示 图6-3 理论行驶速度与行驶阻力的关系 把上述三组曲线合到一起，即为动力特性曲线，如图6-4所示 37 太原科技大学毕业设计(论文) 图6-4 动力特性曲线 该特性表示了工程车辆以不同排挡在不同坡度行驶时，所具有的加速能力和以不同车速行驶时的发动机转速。 6.2爬坡性能 爬坡性能主要是检查车辆挂最低档等速上坡时能爬的最大坡度。 车辆爬坡时，需要克服路面的滚动阻力Pf、空气阻力Pw、与坡道阻力Pi。最大爬坡角可有下列公式算出: Sin αmax ==27.5度 ，符合要求。 对在城市使用的货车的爬坡性能，通常规定能以1挡爬20%的坡度。 38 太原科技大学毕业设计(论文) 7总结 车辆的制动性能是车辆主动安全性能中最重要的性能之一。汽车的制动性能是由汽车的制动系统决定的，它主要是给安全行驶提供保证，其中其制动器性能的优劣将直接影响汽车整车性能的优劣，直接关系到驾乘人员的生命财产安全，重大交通事故往往与制动距离过长、紧急制动时发生侧滑和失去转向能力等情况有关，因此汽车的制动性能是汽车安全行驶的重要保障。本文针对重型货车气压制动系统的结构设计有利于提高读者对汽车制动系统的认识，有利于汽车气压制动系统的发展。汽车的制动性能的好坏直接影响汽车的安全性，其评价指标为: 1)制动效能。制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。 2)制动方向稳定性。制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。 3)制动效能的恒定性，制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。不论车速高低、载荷大小、上坡还是下坡，必须能控制车辆的行使，并且能使车辆安全、迅速、有效地停止。其制动作用必须是可控制的，必须保证驾驶员在座椅上无须将双手离开方向盘，就能实施制动作用。 通过这次设计，我认识到了制动器设计，不仅要满足性能要求，而且要考虑到工艺成本等方面的问题，还要进行安全性的分析等。这样，锻炼了自己综合考虑问题的能力，也锻炼自己把理论联系到实际应用方面的能力，使自己对产品的设计有了初步的认识。 本文根据具体车型和要求，进行了气压制动系统的结构设计。其制动器在结构、磨损特性、驻车制动极限坡度和工艺均能达到要求，能够达到行业的基本要求，起到制动器应有的作用。但是，本系统还存在一定的问题，有待于进一步探讨。 39 参考文献 [1] 刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社，2001. [2] 王望予.汽车设计[M].第4版.北京:机械工业出版社，2004. [3] 王文斌.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社，2007.2 [4] 陈家瑞.汽车构造[M].第2版.北京:机械工业出版社，2005. [5] 方泳龙.汽车制动理论[M].北京:国防工业出版社.2005， [6] 周珂. 蹄式制动器的计算 [J].建筑机械2006.10.17:19~23. [7] 中国汽车工业经济技术信息研究所.中国汽车零配件大全[M].北京:机械工业出版社， 2000. [8] 曾东建.汽车制造工艺学[M]. 北京:机械工业出版社，2005. [9] 李凤平，张士庆，苏猛，屈振生.机械图学[M].第三版.沈阳:东北大学出版社，2003. [10]孙博泉.蹄式制动器设计计算表 [J].汽车技术,2006.08.10:75-80. 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