HGC1050輕型商用車制動系設計【前盤后鼓、液壓制動、 X式(交叉式)雙回路制動控制系統(tǒng)】【說明書+CAD】

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Therefore, as guaranteeing one of the components that the automobile goes safety--the break system, it is necessary to carry on exhaustive designing calculation an theory analysis for composition component. This text mainly introduces the structure pattern of the brake system and its designing calculation of main departments, and explains two kinds of structure patterns and choosing and one's own operation principle of the brake , main parameter of the brake system in the department and choosing, structural design and calculation of the main spare part of the brake , applying the brake urges the structure pattern of the structure to choose and design and calculate , makes the regulation device that power distributes . Especially, it introduces the main member of the department of the brake system among them --Float pincers records of type brake ,Bring plexus hoof type brake's analysis and calculation. In rendering based on two-dimensional AUTOCAD drawing, for the more image express break structure, I still using CATIA drawing software, to draw a 3d graphics and explosion figure. Key words: Crane Brake；Parking brake；Drum brake；Disc brakes；Hydraulic drive；Design；Calculation 第1章 緒 論 1.1 制動系統(tǒng)設計的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關健裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次畢業(yè)設計題目為HGC1050輕型商用車制動系設計。 通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定該輕型商用車制動系統(tǒng)的設計方案，進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求：具有足夠的制動效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用X型雙回路的制動管路以保證制動的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時在材料的選擇上盡量采用對人體無害的材料。 1.2 制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 從汽車誕生時起，制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就扮演著至關重要的角色。近年來，隨著車輛技術的進步和汽車行駛速度的提高，這種重要性表現(xiàn)得越來越明顯。汽車制動系統(tǒng)種類很多，形式多樣。傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣—液混合式。它們的工作原理基本都一樣，都是利用制動裝置，用工作時產生的摩擦熱來逐漸消耗車輛所具有的動能，以達到車輛制動減速，或直至停車的目的。伴隨著節(jié)能和清潔能源汽車的研究開發(fā)，汽車動力系統(tǒng)發(fā)生了很大的改變，出現(xiàn)了很多新的結構型式和功能形式。新型動力系統(tǒng)的出現(xiàn)也要求制動系統(tǒng)結構型式和功能形式發(fā)生相應的改變。例如電動汽車沒有內燃機，無法為真空助力器提供真空源，一種解決方案是利用電動真空泵為真空助力器提供真空。汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展是和汽車性能的提高及汽車結構型式的變化密切相關的，制動系統(tǒng)的每個組成部分都發(fā)生了很大變化。 制動系統(tǒng)是由制動器和制動驅動機構組成的。制動器是指產生阻礙車輛運動或運動趨勢的力（制動力）的部件，其中也包括輔助制動系統(tǒng)中的緩速裝置。制動驅動機構包括供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動力調節(jié)裝置以及報警裝置、壓力保護裝置等附加裝置。供能裝置供給、調節(jié)制動所需能量并改善傳能介質狀態(tài)。其中，產生制動能量的部分稱為控制制動能源。人的肌體亦可作為制動能源，控制裝置產生制動動作并控制制動效果，傳動裝置將傳動能量傳輸?shù)街苿悠鳌? 按照制動系統(tǒng)的功用，制動系統(tǒng)可分為行車制動系統(tǒng)、駐車制動系統(tǒng)、第二制動系統(tǒng)和輔助制動系統(tǒng)。行車制動系統(tǒng)是使行駛中的汽車減低速度甚至停車的一套專門裝置。它是在行車過程中經常使用的。駐車制動系統(tǒng)是使已停駛的汽車駐留原地不動的一套裝置。第二制動系統(tǒng)是在行車制動失效的情況下，保證汽車仍能實現(xiàn)減速或停車的一套裝置。在許多國家的制動法規(guī)中規(guī)定，第二制動系統(tǒng)也是汽車必須具備的。輔助制動系統(tǒng)是在汽車下長坡是用以穩(wěn)定車速的一套裝置。例如，經常行駛在山區(qū)的汽車，若單靠行車制動系統(tǒng)來達到下長坡時穩(wěn)定車速的目的，則可能導致行車制動系統(tǒng)的制動器過熱而降低制動效能，甚至完全失效。因此，山區(qū)用汽車還應具備此裝置。 制動系統(tǒng)按制動能源可分為人力制動系統(tǒng)、動力制動系統(tǒng)和伺服制動系統(tǒng)。人力制動系統(tǒng)是以駕駛員得肌體作為惟一制動能源的制動系統(tǒng)。動力制動系統(tǒng)是完全靠由發(fā)動機的動力轉化而成的氣壓或液壓形式的勢能進行制動的制動系統(tǒng)。伺服制動系統(tǒng)兼用人力和發(fā)動機動力進行制動的制動系統(tǒng)。 制動器是制動系統(tǒng)的主要組成部分，目前汽車制動器基本都是摩擦式制動器，按照摩擦副中旋轉元件的不同，分為鼓式和盤式兩大類制動器。 鼓式制動器又有領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向自增力式、雙向自增力式制動器等結構型式。盤式制動器有固定鉗式，浮動鉗式，浮動鉗式包括滑動鉗式和擺動鉗盤式兩種型式?；瑒鱼Q式是目前使用廣泛的一種盤式制動器。由于盤式制動器熱和水穩(wěn)定性以及抗衰減性能較鼓式制動器好，可靠性和安全性也好，而得到廣泛應用。但是盤式制動器效能低，無法完全防止塵污和銹蝕，兼做駐車制動時需要較為復雜的手驅動機構，因而在后輪上的應用受到限制，很多車是采用前盤后鼓的制動系統(tǒng)組成。已經普遍應用的液壓制動現(xiàn)在已經是非常成熟的技術，隨著人們對制動性能要求的提高，防抱死制動系統(tǒng)、驅動防滑控制系統(tǒng)、電子穩(wěn)定性控制程序、主動避撞技術等功能逐漸融人到制動系統(tǒng)當中，需要在制動系統(tǒng)上添加很多附加裝置來實現(xiàn)這些功能，這就使得制動系統(tǒng)結構復雜化，增加了液壓回路泄漏的可能以及裝配、維修的難度，制動系統(tǒng)要求結構更加簡潔，功能更加全面和可靠，制動系統(tǒng)的管理也成為必須要面對的問題，電子技術的應用是大勢所趨。從制動系統(tǒng)的供能裝置、控制裝置、傳動裝置、制動器4個組成部分的發(fā)展歷程來看，都不同程度地實現(xiàn)了電子控制化。 汽車制動系統(tǒng)的功用是使行駛中的汽車根據(jù)行駛條件或駕駛員的意愿，減速、停車或維持某一穩(wěn)定車速，以及使已停駛的汽車在原地(包括在斜坡上)駐留不動。因此，必須充分考慮制動系統(tǒng)的控制機構和制動執(zhí)行機構的各種性能，然后進行汽車的制動系統(tǒng)的設計以滿足汽車安全行駛的要求。據(jù)有關資料的介紹，在由于車輛本身的問題而造成的交通事故中，制動系統(tǒng)故障引起的事故為總數(shù)的45%。（例如豐田汽車召回事件）可見，制動系統(tǒng)是保證行車安全的極為重要的一個系統(tǒng)。此外，制動系統(tǒng)的好壞直接影響車輛的平均車速和車輛的運輸效率，也就是保證運輸經濟效益的重要因素。因此制動系統(tǒng)設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。 已經普遍應用的液壓制動現(xiàn)在已經是非常成熟的技術，隨著人們對制動性能要求的提高，防抱死制動系統(tǒng)、驅動防滑控制系統(tǒng)、電子穩(wěn)定性控制程序、主動避撞技術等功能逐漸融人到制動系統(tǒng)當中，需要在制動系統(tǒng)上添加很多附加裝置來實現(xiàn)這些功能，這就使得制動系統(tǒng)結構復雜化，增加了液壓回路泄漏的可能以及裝配、維修的難度，制動系統(tǒng)要求結構更加簡潔，功能更加全面和可靠，制動系統(tǒng)的管理也成為必須要面對的問題，電子技術的應用是大勢所趨。 目前大多數(shù)車輛的制動管路系統(tǒng)多為雙回路制動系統(tǒng)。雙回路氣制動系統(tǒng)就是指系統(tǒng)內有兩個分別獨立的液壓制動管路系統(tǒng)，起保險的作用。一般前輪驅動轎車多采用交叉對角線形式，制動主缸的前腔與右前輪、左后輪的制動管路相通，后腔與左前輪、右后輪的制動管路相通，形成一個交叉的形對角線，這樣的好處是當有一個制動系統(tǒng)發(fā)生故障時，另一個系統(tǒng)依然能進行最低限度的制動，且不會發(fā)生跑偏現(xiàn)象。而后輪驅動轎車因負荷較大，多采用前后輪分別獨立制動形式，即有兩套制動總泵，一套控制前輪制動，另一套控制后輪制動。 因此，在車輛模塊化、集成化、電子化的趨勢驅動下，車輛制動系統(tǒng)也朝著電子化方向發(fā)展，很多汽車和零部件廠商都進行了電制動系統(tǒng)的研究和推廣，博世、西門子、特維斯等公司已經研制出一些試驗成果，電制動系統(tǒng)必將取代傳統(tǒng)制動系統(tǒng)，汽車底盤進一步一體化、集成化，制動系統(tǒng)性能也會發(fā)生質的飛躍[1]。 1.3 課題設計方法及應解決的主要問題 根據(jù)課題內容，任務要求深入了解汽車制動系統(tǒng)的構造及工作原理；并收集相關緊湊型轎車制動系統(tǒng)設計資料；參考現(xiàn)有研究成果，并進行深入的學習和分析，借鑒經驗；同時學習有關汽車零部件設計準則；充分學習和利用畫圖軟件，并再次學習機械制圖，畫出符合標準的設計圖紙，通過自己的研究分析；發(fā)揮自己的設計能力并通過試驗最終確定制動系統(tǒng)設計方案。在整個過程中，應著重解決：鼓式制動器的設計計算；盤式制動器的設計計算；制動系統(tǒng)操縱機構設計；制動管路布置問題；駐車系統(tǒng)的設計；制動驅動機構設計計算等。 第2章 制動系統(tǒng)總體方案分析和選擇 汽車的制動性是汽車的主要性能之一。制動性直接關系到行使安全性，是汽車行使的重要保障。隨著高速公路迅速的發(fā)展和車流密度的日益增大，出現(xiàn)了頻繁的交通事故。因此，改善汽車的制動性始終是汽車設計制造和使用部門的主要任務。 制動系的功用是使汽車以適當?shù)臏p速度降速行使直至停車；在下坡行使時，使汽車保持適當?shù)姆€(wěn)定車速；使汽車可靠地停在原地或坡道上。 制動系至少應有兩套獨立的制動裝置，即行車制動裝置和駐車制動裝置。前者用來保證前兩項功能，后者用來保證第三項功能。 設計汽車制動系應滿足如下主要要求： （1）應能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定； （2）具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動能力是用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定的；駐坡能力是以汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度來評定的。 （3）工作可靠。行車制動裝置至少有兩套獨立的驅動制動器的管路，當其中一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的30%。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅動機構應各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱； （4）制動效能的熱穩(wěn)定性好； （5）制動效能的水穩(wěn)定性好； （6）在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱穩(wěn)定性和方向穩(wěn)定性。有關方向穩(wěn)定性的評價標準； （7）制動踏板和手柄的位置和行程符合人-機工程學要求，即操作方便性好，操縱輕便、舒適、能減少疲勞； （8）作用滯后的時間要盡可能短，包括從制動踏板開始動作至達到給定制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間； （9）制動時不產生振動和噪聲； （10）轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或轉向時不會引起自行制動； （11）應有音響或光信號等警報裝置，以便及時發(fā)現(xiàn)制動驅動機件的故障和功能失效； （12）用壽命長，制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減少制動時飛散到大氣中的有害人體的石棉纖維； （13）磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構。 防止制動時車輪被抱死有利于提高汽車在制動過程中的轉向操縱性和方向穩(wěn)定性，縮短制動距離，所以近年來防抱死制動系統(tǒng)（ABS）在汽車上得到了很快的發(fā)展和應用。此外，由于含有石棉的摩擦材料存在石棉有公害問題，已被逐漸淘汰，取而代之的各種無石棉材料相繼研制成功。 本次設計采用前盤后鼓、液壓制動、 X式(交叉式)雙回路制動控制系統(tǒng)。其中鼓式制動器采用一般常用的領從蹄式,為一個自由度，灰鑄鐵制動鼓。制動鼓內徑尺寸參照專業(yè)標準QC/T309-1999《制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列》選取。摩擦襯片寬度尺寸系列參照QC/T309-1999。盤式制動器采用浮動鉗盤式。制動盤直徑取輪輞直徑的79%。通風式制動盤厚度取20mm。具體的制動系統(tǒng)設計計算過程依據(jù)汽車設計教材進行。 2.1 制動能源的選擇 目前車輛所使用的制動能源多種多樣，其型式包括動力制動系、人力制動系、伺服制動系，具體比較如表2.1所示： 表2.1 制動能源比較 型式 制動能源 工作介質 動力制動系 發(fā)動機動力 轉化成勢能 空氣或制動液 人力制動系 駕駛員體力 機械傳動 伺服制動系 人力和發(fā)動機動力 機械傳動和空氣或制動液 真空伺服制動系是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.05～0.07MPa。 真空伺服制動系多用于總質量在1.1～1.35t以上的轎車及裝載質量在6t以下的輕、中型載貨汽車上；氣壓伺服制動系則廣泛用于裝載質量為6～12t的中、重型貨車以及極少數(shù)高級轎車上。 液壓制動用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間短（0.1～0.3s）;工作壓力高（可達10～20MPa），因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄的張開機構（或制動塊的壓緊機構），而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單，質量小；機械效率較高（液壓系統(tǒng)有自潤滑作用）。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，嚴重影響液壓傳輸，使制動系統(tǒng)的效能降低，甚至完全失效。液壓制動廣泛應用在乘用車和總質量不大的商用車上。所以，本次所設計的制動系采用液壓油為工作介質的動力制動系。 2.2 駐車制動系 制動系統(tǒng)用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至斜坡上，也有助于汽車在斜坡上起步。駐車制動系統(tǒng)應采用機械式驅動機構而不用液壓或氣壓式，以免其產生故障。 后輪駐車制動：輪缸或輪制動器，（對領叢蹄制動器，只需附加一個駐車制動推桿和一個駐車杠桿即可）使用駐車制動時，由人搬動駐車制動操縱桿，通過操縱纜繩。平衡臂和拉桿（拉繩）拉動駐車制動杠桿使兩蹄張開。 通過類比采用：手動駐車制動操縱桿、駐車制動杠桿作用于后輪。用后輪制動兼用駐車制動器。 2.3 行車制動系 制動系統(tǒng)用作強制行使中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當?shù)姆€(wěn)定車速。其驅動機構多采用雙回路或多回路結構，以保證其工作可靠。 目前，盤式制動器已廣泛應用于轎車，但除了在一些高性能轎車上用于全部車輪以外，大都只用作前輪制動器，而與后輪的鼓式制動器配合，以期汽車有較高的制動時的方向穩(wěn)定性。在貨車上，盤式制動器也有采用。四輪轎車在制動過程中，由于慣性的作用，前輪的負荷通常占汽車全部負荷的70%-80%，前輪制動力要比后輪大，后輪起輔助制動作用，因此為了節(jié)省成本，就采用前盤后鼓的制動方式。 2.4 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 圖 2.1雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，制動驅動機構至少應有兩套獨立的系統(tǒng)，即應是雙回路系統(tǒng)，也就是說應將汽車的全部行車制動器的液壓或氣壓管路分成兩個或更多個相互獨立的回路，以便當一個回路發(fā)生故障失效時，其他完好的回路仍能可靠地工作。 2.4.1 II型回路 前、后輪制動管路各成獨立的回路系統(tǒng)，即一軸對一軸的分路型式，簡稱II型。其特點是管路布置最為簡單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動氣室)鼓式制動器相配合，成本較低。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案總后輪制動管路失效，則一旦前輪制動抱死就會失去轉彎制動能力。對于前輪驅動的轎車，當前輪管路失效而僅由后輪制動時，制動效能將明顯降低并小于正常情況下的一半，另外，由于后橋負荷小于前軸，則過大的踏板力會使后輪抱死而導致汽車甩尾。 2.4.2 X型回路 后輪制功管路呈對角連接的兩個獨立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬于一個回路，稱交叉型，簡稱X型。其特點是結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50％的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前、后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值(至20 mm)，這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性。 2.4.3 其他類型回路 左、右前輪制動器的半數(shù)輪缸與全部后輪制動器輪缸構成一個獨立的回路，而兩前輪制動器的另半數(shù)輪缸構成另一回路，可看成是一軸半對半個軸的分路型式，簡稱KI型。 兩個獨立的問路分別為兩側前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱LL型。 兩個獨立的回路均由每個前、后制動器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個軸對前、后半個軸的分路型式，簡稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制功效能最好。HI、LL、HH型的織構均較復雜。LL型與HH型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的50％左占。HL型單用回路，即一軸半時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，在緊急制動時后輪極易先抱死。 通過對比各個管路的優(yōu)缺點，X型管路結構較為簡單，成本較低，工作穩(wěn)定性好，在同類車型運用廣泛。因此，最終選擇X型管路系統(tǒng)。 2.5 制動原理和工作過程 制動系統(tǒng)主要由制動器、液壓傳動機構等組成，車輪制動器主要由旋轉部分和固定部分組成。目前廣泛運用的制動器包括：鼓式制動器和盤式制動器。要正確設計制動系統(tǒng)，對制動器制動過程和原理的研究是必不可少的。 2.5.1 鼓式制動器制動原理和過程 圖2.2 鼓式制動工作原理 要使行使中的汽車減速，駕駛員應踩下制動踏板，通過推桿和主缸活塞，使主缸內的油液在一定壓力下流入輪缸，并通過兩個輪缸活塞推動兩制動蹄繞支撐銷轉動，上端向兩邊分開而其摩擦片壓緊在制動鼓的內圓面上。這樣，不旋轉的制動蹄就對旋轉的制動鼓作用一個摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周緣力，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力。制動力由車輪經車橋和懸架傳給車架和車身，迫使整個汽車產生一定的減速度。制動力越大，制動減速度越大。當放開制動踏板時，復位彈簧即將制動蹄拉回復位，摩擦力矩和制動力消失，制動作用即行終止。 2.5.2 盤式制動器制動原理和過程 浮鉗盤式制動器的工作原理如圖2.3所示，制動鉗支架固定在轉向節(jié)上，制動鉗體與支架可沿導向銷軸向滑動。制動時，活塞在液壓力的作用下，將活動制動襯塊推向制動盤。以此同時，作用在制動鉗體上的反作用力推動制動鉗體沿導向銷向左移動，使固定在制動鉗體上的制動塊壓靠到制動盤上。于是制動盤兩側的摩擦塊在兩個力的作用下夾緊制動盤，使之在制動盤上產生與運動方向相反的制動力矩，促使汽車制動。 1.制動盤 2.制動鉗體 3.摩擦塊 4.活塞 5.進油口 6.導向銷 7.車橋 圖 2.3 盤式制動器制動原理 2.6 制動器的形式方案分析 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉元件與固定元件兩工作表面間的摩擦產生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按其旋轉元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 2.6.1鼓式制動器 車輪制動器主要用于行車制動系統(tǒng)，有時也兼作駐車制動之用。制動器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本太高，只在一部分總質量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器[2]。 摩擦式制動器按摩擦副結構不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動器；鼓式和盤式應用最為廣泛。鼓式制動器廣泛應用于商用車，同時鼓式制動器結構簡單、制造成本低。 鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器。內張型鼓式制動器的固定摩擦元件是一對帶有摩擦蹄片的制動蹄，后者又安裝在制動底板上，而制動底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對車輪制動器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對中央制動器)；其旋轉摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動鼓，并利用制動鼓的圓柱內表面與制動蹄摩擦片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶；其旋轉摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面和制動帶摩擦片的內圓弧面作為一對摩擦表面，產生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器?，F(xiàn)外束型鼓式制動器主要用于中央制動器的設計。 鼓式制動器可按其制動蹄的受力情況分類(見圖2.4)，它們的制動效能、制動鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉方向對制動效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） （a）領從蹄式（凸輪張開）；（b）領從蹄式（制動輪缸張開）； （c）雙領蹄式（非雙向，平衡式）；（d）雙向雙領蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 圖2.4鼓式制動器簡圖 制動蹄按其張開時的轉動方向和制動鼓的旋轉方向是否一致，有領蹄和從蹄之分。制動蹄張開的轉動方向與制動鼓的旋轉方向一致的制動蹄，稱為領蹄；反之，則稱為從蹄。 領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車制動驅動機構；易于調整蹄片之間的間隙。因此得到廣泛的應用，特別是用于乘用車和總質量較小的商用車的后輪制動器。輕型商用車總質量較小，因此采用結構簡單，成本低的領從蹄式鼓式制動器。 2.6.2 盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結構不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 （1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結構型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 ① 定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相聯(lián)并在制動鉗體開口槽中旋轉。具有下列優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式制動器到盤式制動器的改革；能很好地適應多回路制動系的要求。 ② 浮動盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管加之液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性?。怀杀镜?；浮動鉗的制動塊可兼用于駐車制動。 （2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠沒有浮鉗盤式制動器廣泛[2]。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設計采用前盤后鼓式。前盤選用浮動盤式制動器，后鼓采用領從蹄式制動器。 2.7 本章小結 本章確定了制動系統(tǒng)方案為行車制動系統(tǒng)采用液壓制動控制機構，前軸制動器為浮動鉗盤式制動器，后軸采用領從蹄式鼓式制動器。回路系統(tǒng)采用交叉式雙回路控制系統(tǒng)。駐車制動系統(tǒng)控制機構為機械式，由鼓式制動器兼做駐車制動器。 第3章 制動系主要參數(shù)確定 3.1 整車相關基本參數(shù) 與汽車制動系設計相關的整車基本參數(shù)如表3.1所示。 表3.1 制動系主要參數(shù) 空載 滿載 汽車質量 3095kg 5455kg 軸荷分配 前軸 1600kg 1900kg 后軸 1495kg 3555kg 質心高度 軸距 3800mm 前制動器 浮動鉗盤式 后制動器 鼓式領叢蹄式 3.2 確定同步附著系數(shù)和前后軸制動力分配系數(shù) 制動時的汽車受力圖如圖3.1所示。 圖 3.1 汽車制動受力分析 對汽車前后車輪與地面的接觸點分別取矩可得： 可得 一般汽車根據(jù)前、后輪制動力的分配、載荷情況及道路附著系數(shù)和坡度等因素，當制動力足夠時，制動過程出現(xiàn)前后輪同時抱死拖滑時附著條件利用最好。 任何附著系數(shù)φ路面上前后同時抱死的條件為（φ=0.85）： （3.1） （3.2） 式中：—汽車重力； —前制動器制動力，N； —后制動器制動力，N； —質心到前軸的距離，mm； —質心到后軸的距離，mm。 可得： =25006N =20481N 一般常用制動器制動力分配系數(shù)來表示分配比例 （3.3） 前、后制動器制動力分配的比例影響到汽車制動時方向穩(wěn)定性和附著條件利用程度。要確定值首先就要選取同步附著系數(shù)0。一般來說，我們總是希望前輪先抱死 （）。根據(jù)有關文獻推薦以及我國道路條件，車速不高，所以本車型取0.5左右為宜。 由 得 為保證汽車制動時的方向穩(wěn)定性和有足夠的附著系數(shù)利用率，ECE（歐盟經濟委員會技術質量標準）的制動法規(guī)規(guī)定，在各種載荷條件下，轎車在0.15q0.8，其他汽車在的范圍內，前輪應先抱死；在車輪尚未抱死的情況下，在的范圍內，必須滿足。 3.3 制動器最大制動力矩確定 應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性。雙軸汽車前后車輪附著力同時被充分利用或前后車輪同時抱死的制動力之比為 （3.4） 通常上式的比值為轎車1.3 到1.6，貨車為0.5到0.7。因此可知前后制動器比值符合要求最大制動力矩是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的，這時制動力與地面作用于車輪的法向力成正比。計算公式如下 （3.5） （3.6） 式中： —該車同步附著系數(shù)0.8； —車輪有效半徑為383mm； =6593.87N·m =5395N·m 3.4 鼓式制動器的主要參數(shù)選擇 在有關的整車總布置參數(shù)和制動器的結構形式確定以后，就可以參考已有的同類型、同等級汽車的同類制動器，對制動器的結構參數(shù)進行初選。 3.4.1 制動鼓直徑D 當輸出力一定時，制動鼓的直徑越大，制動力矩也越大，散熱性能也越好。但止境的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且直徑的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸掛質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有相當?shù)拈g隙，此間隙一般不小于20～30mm,以利于散熱通風，也可避免由于輪輞過熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸及渴求得制動鼓直徑的尺寸。另外，制動鼓直徑與輪輞直徑之比為根據(jù)QC/T309-1999《制動鼓工作及制動蹄片寬度尺寸系列》取D=320mm ，R=160mm。 3.4.2 摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片的包角可在900～1200范圍內選取，試驗表明，摩擦襯片包角在900～1200時，磨損最小，制動鼓溫度也最低，且制動效能最高。再減小包角雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。包角一般不宜大于1200，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作永不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 摩擦襯片寬度較大可以降低單位壓力、減小磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據(jù)在緊急制動時使單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度的。設計時應盡量按摩擦片的產品規(guī)格選擇寬度值。另外，根據(jù)國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式制動器總的摩擦襯片面積隨汽車總質量的增大而增大。而單個摩擦襯片的面積又決定與制動鼓的半徑，襯片寬度及包角。即 （3.7） 式中，包角以弧度為單位，當面積、包角、半徑確定后，由上式可以初選襯片寬度的尺寸。 制動器各蹄摩擦襯片總面積越大，制動時產生的單位面積正壓力越小，從而磨損也越小。參考同類汽車選取，可取摩擦面積為A=500cm2，可得b=62cm。 a一般b/D=0.16～0.26,取0.25，故b=65mm， b取領蹄包角,從蹄包角 =383×3.14×65（100+110）/360= 45599.34mm2 c摩擦襯片起始角，一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令： 有時為了適應單位壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱布置，以改善制動效能和磨損的均勻性。 3.4.3 制動器中心到張開力作用線和距離 在保證輪缸能夠布置于制動鼓內的條件，應使距離e盡可能大，以提高制動效能。初步設計可?。? 故 3.4.4 制動蹄支銷中心的坐標位置是k與c 制動蹄支銷中心的坐標尺寸 是應盡可能地小, 以不使兩制動蹄端毛面相碰擦為準，使尺寸 盡可能地大，設計可定： K盡可能的小，以使盡可能的大，初步設計取。 3.4.5 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單獨地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5之間，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性越差。所以在制動器設計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產的摩擦片材料溫度低于250度時，保持摩擦系數(shù)在0 .3～0.4已無大問題。因此，在假設的理想條件下計算制動器的制動力矩，取0.3可使計算結果接近實際。另外，在選擇摩擦材料時應盡量采用減少污染和對人體無害的材料。故。 3.5 盤式制動器的主要參數(shù)選擇 3.5.1 制動盤直徑D 制動盤直徑D應盡量取大些，這樣，制動盤的有效半徑增大，可以減小制動鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度。通常D=0.70～0.79Dr，本車總質量大于2噸，取上限，即 mm 因此 3.5.2 制動盤厚度 制動盤厚度對制動盤的質量和溫升有影響。為使質量小些，厚度不宜太大，為了減少溫升，厚度又不宜過小。因此，參考同類型車，取為20mm，通風式，增大散熱。 3.5.3 摩擦襯塊外半徑和內半徑 參考同類車型，選取摩擦襯塊的內外半徑分別為：, 平均半徑為 =125mm; 有效半徑為 =126.66mm 令 則有 選取半徑滿足式 ＞0.65 滿足要求即m值大于0.65。 3.5.4摩擦襯塊工作面積 在確定盤式制動器制動襯塊的工作面積時，根據(jù)制動襯快單位面積占有的汽車質量，推薦在1.6～3.5kg/, 。進而可求的摩擦襯塊包角為。 3.6 本章小結 本章確定了制動器的基本參數(shù)，首先計算出制動力分配系數(shù)及同步附著系數(shù)，然后進一步確定制動器的最大制動力矩，確定了鼓式制動器的主要參數(shù)，包括制動鼓直徑、摩擦襯片寬度及包角、制動器中心到張開力作用線的距離、制動蹄支撐銷中心的位置、摩擦片的摩擦系數(shù)，盤式制動器主要參數(shù)包括制動盤直徑、制動盤厚度、摩擦襯塊內外半徑、摩擦塊工作面積。 第4章 制動器的設計與計算 4.1制動器摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產生的摩擦力對制動器因數(shù)有很大的影響。掌握制動蹄表面的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動器因數(shù)。在理論上對制動蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時，通常作如下一些假定： （1）制動蹄、鼓為絕對剛性； （2）在外力作用下，便行僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3）壓力與變形符合胡克定律。 對于繞支承銷轉動的制動蹄，制動蹄片上的壓力符合正弦分布。 4.2 單個制動器制動力矩計算 4.2.1 鼓式制動器制動力矩計算 （1） 制動蹄的效能因數(shù) 制動器效能因數(shù)，表示制動器的效能，其實質是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評比不同結構形式的制動器的效能。 領蹄： ==0.6326 （4.1） 從蹄： ==0.5706 （4.2） 則 =1.2032 （4.3） （2） 同一制動器各蹄產生的制動力矩 在計算鼓式制動器時，必須建立制動蹄對制動鼓的壓緊力與所產生的制動力矩之間的關系，其計算公式如下： 對于增勢蹄： （4.4） （4.5） 其中： 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。 （4.6） =182.55 （4.7） 對于減勢蹄： 式中： 為壓力分布不均勻時蹄片上的最大壓力。 =179.4 增勢蹄的制動力矩為： = 減勢蹄的制動力矩為： 制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即： （4.8） 液壓驅動的制動器由于，故所需的張開力為： P == = =11155N （4.9） 計算蹄式制動器必須檢查蹄有無自鎖的可能。蹄式制動器的自鎖條件為： （4.10） 即式 成立，則不會自鎖。 故此蹄式制動器不會自鎖。 4.2.2 盤式制動器制動力矩計算 現(xiàn)假設襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩計算公式為： （4.11） 式中：單個制動器的制動力矩=3296.9Nm —摩擦系數(shù) —單側制動塊對制動盤的壓緊力 —作用半徑 （摩擦襯塊的作用半徑R==125mm） 盤式制動器單側制動塊對制動盤的壓緊力為 （4.12） 4.3 駐車制動的制動力矩計算 通過受力分析，可以得出汽車在上、下坡停駐時的后橋附著力分別為： 上坡： （4.13） 下坡： （4.14） 汽車停駐的最大坡度可根據(jù)后軸上的附著力與制動力相等求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限角，.即為： 求得上坡時可能停駐的極限上坡路傾角為： 下坡： 滿載時，上下坡后橋附著力為： 上坡： 下坡： 4.4 制動襯片的耐磨性計算 摩擦襯片（塊）的磨損，與摩擦副的材質、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關，因此，在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。 汽車的制動過程是將其機械能的一部分轉變?yōu)闊崮芎纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了耗散汽車全部動能的任務。此時由于在短時間內熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器的溫度升高，此即所謂的制動器的能量負荷。能量負荷越大，摩擦襯片（塊）的磨損越嚴重。 制動器的能量負荷以其比能量耗散率作為評價指標。它表示單位摩擦面積在單位時間內耗散的能連。單位為。 雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為： 前輪： （4.15） 后輪： （4.16） 式中：—汽車總質量，； —汽車回轉質量轉換系數(shù)； 、—制動初速度和減速度，； 總質量3.5t以下的貨車取 V1=80 總質量3.5t以上的貨車取V1=65 J—制動減速度； t—制動時間，； 、—前后制動襯片（塊）的摩擦面積,； —制動力分配系數(shù)。 雙軸汽車的制動器的比能量耗散率分別為： 前輪： （4.17） 后輪： （4.18） 在緊急制動到停車的情況下，=0，并可認為=1，則有： 其中 =3.058s 故 據(jù)有關文獻推薦，鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8為宜，盤式制動器的比能量耗散率應不大于6.0, 計算時取減速度j=0.6g。 4.5 制動距離的計算 分析制動距離是，需要對制動距離過程有一個全面的了解。圖4.1是駕駛員在接受緊急制動信號后，制動踏板力、汽車制動減速度與制動時間的關系曲線。 圖4.1 汽車制動過程 駕駛員接到緊急停車信號時，并沒有立即行動,而要經過τ`1后才意識到應進行緊急制動，并移動右腳，再經過τ〞1后才踩著制動踏板。從a點到b點所經過的時間稱為駕駛員反映時間。這段時間一般為0.3～1.0s。在b點以后，隨著駕駛員踩踏板的動作，踏板力迅速增大，至d點到達最大值。不過由于制動蹄是由回位彈簧拉著，蹄片與制動鼓間存在間隙，所以要經過τ〞2，即至c點，地面制動力才起作用，使汽車開始產生減速度。由c點到e點是制動器制動力增長過程所需的時間?？偡Q為制動器的作用時間。制動器作用時間一方面取決于駕駛員踩踏板的速度，另外更重要的是受制動系統(tǒng)結構形式的影響。一般在0.2～0.9s之間。由e到f為持續(xù)制動時間，其減速度基本不變。到f點式駕駛員松開踏板，但制動力的消除還需要一段時間，一般在0.2～1.0s之間。從制動的全過程來看，總共包括駕駛員見到信號后作出行動反映、制動器起作用、持續(xù)制動和放松制動器四個階段。一般所指制動距離是開始踩著制動踏板到完全停車的距離。故總的制動距離為 (4.19) 式中： 取0.85 故總的制動距離為 因此本設計滿足GB\72