CA1041輕型商用車制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【前盤后鼓式輕型載貨商用車 整車整備質(zhì)量2.18噸】

CA1041輕型商用車制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【前盤后鼓式輕型載貨商用車 整車整備質(zhì)量2.18噸】,前盤后鼓式輕型載貨商用車 整車整備質(zhì)量2.18噸,CA1041輕型商用車制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【前盤后鼓式輕型載貨商用車,整車整備質(zhì)量2.18噸】,CA1041,輕型,商用,制動(dòng),系統(tǒng),設(shè)計(jì),前盤后鼓式,載貨,整車 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒　　論 1.1制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)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(yùn)輸工具。汽車制動(dòng)系是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動(dòng)的裝置。而制動(dòng)器又是制動(dòng)系中直接作用制約汽車運(yùn)動(dòng)的一個(gè)關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動(dòng)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(duì)安全性、可靠性要求越來(lái)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(dòng)系統(tǒng)。 通過(guò)查閱相關(guān)的資料，運(yùn)用專業(yè)基礎(chǔ)理論和專業(yè)知識(shí)，確定汽車制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案，進(jìn)行部件的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。使其達(dá)到以下要求：具有足夠的制動(dòng)效能以保證汽車的安全性；本系統(tǒng)采用Ⅱ型雙回路的制動(dòng)管路以保證制動(dòng)的可靠性；采用真空助力器使其操縱輕便；同時(shí)在材料的選擇上盡量采用對(duì)人體無(wú)害的材料。 1.2制動(dòng)系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 車輛在行駛過(guò)程中要頻繁進(jìn)行制動(dòng)操作，由于制動(dòng)性能的好壞直接關(guān)系到交通和人身安全，因此制動(dòng)性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動(dòng)性能始終是汽車設(shè)計(jì)制造和使用部門的重要任務(wù)。當(dāng)車輛制動(dòng)時(shí)，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導(dǎo)致汽車的速度逐漸減小至零，對(duì)這一過(guò)程中車輛受力情況的分析有助于制動(dòng)系統(tǒng)的分析和設(shè)計(jì)，因此制動(dòng)過(guò)程受力情況分析是車輛試驗(yàn)和設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，由于這一過(guò)程較為復(fù)雜，因此一般在實(shí)際中只能建立簡(jiǎn)化模型分析，通常人們主要從三個(gè)方面來(lái)對(duì)制動(dòng)過(guò)程進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)： （1）制動(dòng)效能:即制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度； （2）制動(dòng)效能的恒定性：即抗熱衰退性； （3）制動(dòng)時(shí)汽車的方向穩(wěn)定性； 目前，對(duì)于整車制動(dòng)系統(tǒng)的研究主要通過(guò)路試或臺(tái)架進(jìn)行，由于在汽車道路試驗(yàn)中車輪扭矩不易測(cè)量，因此，多數(shù)有關(guān)傳動(dòng)系!制動(dòng)系的試驗(yàn)均通過(guò)間接測(cè)量來(lái)進(jìn)行汽車在道路上行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運(yùn)動(dòng)變化的根據(jù)，在汽車道路試驗(yàn)中，如果能夠方便地測(cè)量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動(dòng)系統(tǒng)性能研究提供更全面的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和性能評(píng)價(jià)。 1.3制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)內(nèi)容 （1）研究、確定制動(dòng)控制采用氣壓方式還是液壓（真空助力、真空增壓或油氣 混合）方式 （2）研究、確定制動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)成 1）設(shè)計(jì)制動(dòng)系統(tǒng)示意圖。 2）駐車制動(dòng)采用的形式。 3）是否需要有輔助制動(dòng)。 （3）汽車必需制動(dòng)力及其前后分配的確定 前提條件一經(jīng)確定，與前項(xiàng)的系統(tǒng)的研究、確定的同時(shí)，研究汽車必需的制動(dòng)力 并把它們適當(dāng)?shù)胤峙涞角昂筝S上，確定每個(gè)車輪制動(dòng)器必需的制動(dòng)力。 （4） 確定制動(dòng)器制動(dòng)力、摩擦片壽命及構(gòu)造、參數(shù) 制動(dòng)器必需制動(dòng)力求出后，考慮摩擦片壽命和由輪胎尺寸等所限制的空間，選定制動(dòng)器的型式、構(gòu)造和參數(shù)，繪制布置圖，進(jìn)行制動(dòng)力制動(dòng)力矩計(jì)算、摩擦磨損計(jì)算。 （5） 制動(dòng)器零件設(shè)計(jì) 零件設(shè)計(jì)、材料、強(qiáng)度、耐久性及裝配性等的研究確定，進(jìn)行工作圖設(shè)計(jì)。 （6） 制動(dòng)操縱系統(tǒng)設(shè)計(jì) 制動(dòng)系操縱部件（閥類、加力器、制動(dòng)氣室等）的研究、選定或設(shè)計(jì)，操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)； （7） 管路設(shè)計(jì) 管路布置、設(shè)計(jì)。 1.4制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求 制定出制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)方案，確定計(jì)算制動(dòng)系統(tǒng)的主要設(shè)計(jì)參數(shù)制動(dòng)器主要參數(shù)設(shè)計(jì)和液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)計(jì)算。利用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)繪制裝配圖，布置圖和零件圖，并對(duì)制動(dòng)器進(jìn)行三維建模。 第2章 制動(dòng)系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì) 汽車制動(dòng)系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)，主要涉及制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式選擇，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇，制動(dòng)管路布置結(jié)構(gòu)型式的選擇等三個(gè)方面。本章將就這三個(gè)方面的問(wèn)題進(jìn)行分析論證。 2.1 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式的選擇 車輪制動(dòng)器主要用于行車制動(dòng)系統(tǒng)，有時(shí)也兼作駐車制動(dòng)之用。制動(dòng)器主要有摩擦式、液力式、和電磁式等三種形式。電磁式制動(dòng)器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點(diǎn)，但因成本太高，只在一部分總質(zhì)量較大的商用車上用作車輪制動(dòng)器或緩速器；液力式制動(dòng)器一般只用緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動(dòng)器[2]。 摩擦式制動(dòng)器按摩擦副結(jié)構(gòu)不同，可以分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用于中央制動(dòng)器；鼓式和盤式應(yīng)用最為廣泛。鼓式制動(dòng)器廣泛應(yīng)用于商用車，同時(shí)鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低。 鼓式制動(dòng)器又分為內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器和外束型鼓式制動(dòng)器。內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是一對(duì)帶有摩擦蹄片的制動(dòng)蹄，后者又安裝在制動(dòng)底板上，而制動(dòng)底板則又緊固于前梁或后橋殼的凸緣上(對(duì)車輪制動(dòng)器)或變速器殼或與其相固定的支架上(對(duì)中央制動(dòng)器)；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為固定在輪轂上或變速器第二軸后端的制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的圓柱內(nèi)表面與制動(dòng)蹄摩擦片的外表面作為一對(duì)摩擦表面在制動(dòng)鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動(dòng)器。外束型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動(dòng)帶；其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的外圓柱表面和制動(dòng)帶摩擦片的內(nèi)圓弧面作為一對(duì)摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動(dòng)鼓，故又稱為帶式制動(dòng)器?，F(xiàn)外束型鼓式制動(dòng)器主要用于中央制動(dòng)器的設(shè)計(jì)[1]。 相對(duì)于鼓式制動(dòng)器盤式制動(dòng)器具有以下優(yōu)點(diǎn)： （1）熱穩(wěn)定性好； （2）水穩(wěn)定性好； （3）制動(dòng)穩(wěn)定性好； （4）制動(dòng)力矩與汽車前進(jìn)和后退等行駛狀態(tài)無(wú)關(guān)； （5）在輸出同樣大小的制動(dòng)力矩的條件下，盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量比鼓式制動(dòng)器的要?。? （6）盤式制動(dòng)器的摩擦襯塊比鼓式制動(dòng)器的摩擦襯片在磨損后更易更換，結(jié)構(gòu)也比較簡(jiǎn)單，維修、保養(yǎng)容易； （7）制動(dòng)盤與摩擦襯塊間的間隙小，一次縮短了油缸活塞的操作時(shí)間，并使驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比有增大的可能； （8）制動(dòng)盤的熱膨脹量不會(huì)像制動(dòng)鼓熱膨脹那樣引起制動(dòng)踏板行程損失，這也使得間隙自動(dòng)調(diào)整機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)可以簡(jiǎn)化； （9）易于構(gòu)成多回路制動(dòng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，使系統(tǒng)有較好的可靠性與安全性，以保證汽車在任何車速下各車輪都能均勻一致地平穩(wěn)制動(dòng)； （10）能方便地實(shí)現(xiàn)制動(dòng)器磨損報(bào)警，能及時(shí)地更換摩擦襯片。 作為一款輕型載貨商用車，出于制造維修成本以及制動(dòng)效能等方面考慮，采用前盤后鼓式制動(dòng)器。 鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類(見(jiàn)圖2.1)，它們的制動(dòng)效能、制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同[2]。 （a） （b） （c） （d） （e） （f） （a）領(lǐng)從蹄式（凸輪張開(kāi)）；（b）領(lǐng)從蹄式（制動(dòng)輪缸張開(kāi)）；（c）雙領(lǐng)蹄式（非雙向，平衡式）； （d）雙向雙領(lǐng)蹄式；（e）單向增力式；（f）雙向增力式 圖2.1鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖 制動(dòng)蹄按其張開(kāi)時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動(dòng)蹄張開(kāi)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向一致的制動(dòng)蹄，稱為領(lǐng)蹄；反之，則稱為從蹄。 領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動(dòng)器中居中游；前進(jìn)、倒退行駛的制動(dòng)效果不變；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低；便于附裝駐車制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)；易于調(diào)整蹄片之間的間隙。因此得到廣泛的應(yīng)用，特別是用于乘用車和總質(zhì)量較小的商用車的后輪制動(dòng)器[2]。 輕型商用車總質(zhì)量較小，因此采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低的領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器。 按摩擦副中的固定摩擦元件的結(jié)構(gòu)來(lái)分，盤式制動(dòng)器分為鉗盤制動(dòng)器和全盤制動(dòng)器兩大類。 全盤制動(dòng)器的固定摩擦元件和旋轉(zhuǎn)元件均為圓盤形，制動(dòng)時(shí)各盤摩擦便面全部接觸。這種制動(dòng)器的散熱性差，為此，多采用油冷式，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 前盤式制動(dòng)器按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)形式可分為固定鉗盤和浮動(dòng)鉗盤兩種。其中浮動(dòng)前盤式制動(dòng)器只在制動(dòng)盤的一側(cè)裝油缸，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)低廉，易于布置，結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，可將制動(dòng)器進(jìn)一步移近輪轂，同一組制動(dòng)塊客兼用于行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)。因此作為輕型商用車前制動(dòng)器采用浮動(dòng)前盤式制動(dòng)器。 2.2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式的方案比較選擇 根據(jù)制動(dòng)力源的不同，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)可分為簡(jiǎn)單制動(dòng)、動(dòng)力制動(dòng)以及伺服制動(dòng)三大類型。而力的傳遞方式又有機(jī)械式、液壓式、氣壓式和氣壓-液壓式的區(qū)別，如表2.1所示。 表2.1 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式 制動(dòng)力源 力的傳遞方式 用途 型式 制動(dòng)力源 工作介質(zhì) 型式 工作介質(zhì) 簡(jiǎn)單制動(dòng)系 （人力制動(dòng)系） 司機(jī)體力 機(jī)械式 桿系或鋼絲繩 僅限于駐車制動(dòng) 液壓式 制動(dòng)液 部分微型汽車的行車制動(dòng) 動(dòng)力制動(dòng)系 氣壓動(dòng)力 制動(dòng)系 發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力 空氣 氣壓式 空氣 中、重型汽車的行車制動(dòng) 氣壓-液壓式 空氣、制動(dòng)液 液壓動(dòng)力 制動(dòng)系 制動(dòng)液 液壓式 制動(dòng)液 伺服制動(dòng)系 真空伺服 制動(dòng)系 司機(jī)體力與發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力 空氣 液壓式 制動(dòng)液 轎車，微、輕、中型汽車的行車制動(dòng) 氣壓 制動(dòng)系 空氣 液壓伺服 制動(dòng)系 制動(dòng)液 簡(jiǎn)單制動(dòng)單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動(dòng)力源，故亦稱人力制動(dòng)。其中，又分為機(jī)械式和液壓式兩種。機(jī)械式完全靠桿系傳力，由于其機(jī)械效率低，傳動(dòng)比小，潤(rùn)滑點(diǎn)多，且難以保證前、后軸制動(dòng)力的正確比例和左、右輪制動(dòng)力的均衡，所以在汽車的行車制動(dòng)裝置中已被淘汰。但因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，工作可靠(故障少)，還廣泛地應(yīng)用于中、小型汽車的駐車制動(dòng)裝置中[2]。 液壓式簡(jiǎn)單制動(dòng)(通常簡(jiǎn)稱為液壓制動(dòng))用于行車制動(dòng)裝置。液壓制動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是：作用滯后時(shí)間較短(0.1～0.3s)；工作壓力高(可達(dá)10～20MPa)，因而輪缸尺寸小，可以安裝在制動(dòng)器內(nèi)部，直接作為制動(dòng)蹄的張開(kāi)機(jī)構(gòu)(或制動(dòng)塊的壓緊機(jī)構(gòu))，而不需要制動(dòng)臂等傳動(dòng)件，使之結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，質(zhì)量??；機(jī)械效率較高(液壓系統(tǒng)有自潤(rùn)滑作用)。液壓制動(dòng)的主要缺點(diǎn)是過(guò)度受熱后，部分制動(dòng)液汽化，在管路中形成氣泡，嚴(yán)重影響液壓傳輸，使制動(dòng)系效能降低，甚至完全失效。液壓制動(dòng)曾廣泛應(yīng)用在轎車、輕型貨車及一部分中型貨車上[２]。 動(dòng)力制動(dòng)即利用發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力轉(zhuǎn)化而成，并表現(xiàn)為氣壓或液壓形式的勢(shì)能作為汽車制動(dòng)的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用于回路中控制元件的操縱。因此，簡(jiǎn)單制動(dòng)中的踏板力和踏板行程之間的反比例關(guān)系，在動(dòng)力制動(dòng)中便不復(fù)存在，從而可使踏板力較小，同時(shí)又有適當(dāng)?shù)奶ぐ逍谐獭? 氣壓制動(dòng)是應(yīng)用最多的動(dòng)力制動(dòng)之一。其主要優(yōu)點(diǎn)為操縱輕便、工作可靠、不易出故障、維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動(dòng)用外，還可以供其它裝置使用。其主要缺點(diǎn)是必須有空氣壓縮機(jī)、貯氣筒、制動(dòng)閥等裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤除都較慢，即作用滯后時(shí)間較長(zhǎng)(0.3s～0.9s)，因而增加了空駛距離和停車距離，為此在制動(dòng)閥到制動(dòng)氣室和貯氣筒的距離過(guò)遠(yuǎn)的情況下，有必要加設(shè)氣動(dòng)的第二級(jí)元件——繼動(dòng)閥(亦稱加速閥)以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5MPa～0.7MPa，因而制動(dòng)氣室的直徑必須設(shè)計(jì)得大些，且只能置于制動(dòng)器外部，再通過(guò)桿件和凸輪或楔塊驅(qū)動(dòng)制動(dòng)蹄，這就增加了簧下質(zhì)量；制動(dòng)氣室排氣有很大噪聲。氣壓制動(dòng)在總質(zhì)量8t以上的貨車和客車上得到廣泛應(yīng)用。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動(dòng)[３]。 用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動(dòng)系統(tǒng)主缸的驅(qū)動(dòng)力源而構(gòu)成的氣頂液制動(dòng)，也是動(dòng)力制動(dòng)。它兼有液壓制動(dòng)和氣壓制動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)，因氣壓系統(tǒng)管路短，作用滯后時(shí)間也較短。但因結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、成本高，所以主要用在重型汽車上。 全液壓動(dòng)力制動(dòng)，用發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵產(chǎn)生的液壓作為制動(dòng)力源，有閉式(常壓式)與開(kāi)式(常流式)兩種。 開(kāi)式(常流式)系統(tǒng)在不制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)液在無(wú)負(fù)荷情況下由液壓泵經(jīng)制動(dòng)閥到貯液罐不斷循環(huán)流動(dòng)；而在制動(dòng)時(shí)，則借閥的節(jié)流而產(chǎn)生所需的液壓并傳人輪缸。 閉式回路因平時(shí)總保持著高液壓，對(duì)密封的要求較高，但對(duì)制動(dòng)操縱的反應(yīng)比開(kāi)式的快。在液壓泵出故障時(shí)，開(kāi)式的即不起制動(dòng)作用，而閉式的還有可能利用蓄能器的壓力繼續(xù)進(jìn)行若干次制動(dòng)。 全液壓動(dòng)力制動(dòng)除了有一般液壓制動(dòng)系的優(yōu)點(diǎn)以外，還有制動(dòng)能力強(qiáng)、易于采用制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，即使產(chǎn)生汽化現(xiàn)象也沒(méi)有什么影響等好處。但結(jié)構(gòu)相當(dāng)復(fù)雜，精密件多，對(duì)系統(tǒng)的密封性要求也較高，目前應(yīng)用并不廣泛。 各種形式的動(dòng)力制動(dòng)在動(dòng)力系統(tǒng)失效時(shí)，制動(dòng)作用即全部喪失。 伺服制動(dòng)的制動(dòng)能源是人力和發(fā)動(dòng)機(jī)并用。正常情況下其輸出工作壓力主要由動(dòng)力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，在伺服系統(tǒng)失效時(shí)，還可以全靠人力驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)以產(chǎn)生一定程度的制動(dòng)力，因而從中級(jí)以上的轎車到重型貨車，都廣泛采用伺服制動(dòng)。 按伺服力源不同，伺服制動(dòng)有真空伺服制動(dòng)、空氣伺服制動(dòng)和液壓伺服制動(dòng)三類。 真空伺服制動(dòng)與空氣伺服制動(dòng)的工作原理基本一致，但伺服動(dòng)力源的相對(duì)壓力不同。真空伺服制動(dòng)的伺服用真空度(負(fù)壓)一般可達(dá)0.05MPa～0.07MPa；空氣伺服制動(dòng)的伺服氣壓一般能達(dá)到0.6MPa～0.7MPa，故在輸出力相同的條件下，空氣伺服氣室直徑比真空伺服氣室的小得多。但是，空氣伺服系統(tǒng)其它組成部分卻較真空伺服系統(tǒng)復(fù)雜得多。真空伺服制動(dòng)多用于總質(zhì)量在1.1t～1.35t以上的轎車和裝載質(zhì)量在6t以下的輕、中型貨車，空氣伺服制動(dòng)則廣泛用于裝載質(zhì)量為6t～12t的中、重型貨車，以及少數(shù)幾種高級(jí)轎車上。CA1041總質(zhì)量4.06t，本次設(shè)計(jì)采用真空助力式伺服制動(dòng)系統(tǒng)。 2.3 制動(dòng)管路的多回路系統(tǒng) 為了提高制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的工作可靠性，保證行車安全，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨(dú)立的系統(tǒng)，即應(yīng)是雙管路的。應(yīng)將汽車的全部行車制動(dòng)器的液壓或氣壓管路分成兩個(gè)或更多個(gè)相互獨(dú)立的回路，以便當(dāng)一個(gè)回路失效后，其他完好的回路仍能可靠地工作。根據(jù)GB 7258—2004規(guī)定制動(dòng)系統(tǒng)部分管路失效的情況下，應(yīng)能有一定的制動(dòng)力。 （a） （b） （c） （d） （e） 1—雙腔制動(dòng)主缸；2—雙回路系統(tǒng)的一個(gè)分路；3—雙回路的另一分路 圖2.2雙軸汽車液壓雙回路系統(tǒng)的5種分路方案 圖2.2為雙軸汽車的液壓式制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的雙回路系統(tǒng)的五種分路方案圖。選擇分路方案時(shí)主要是考慮其制動(dòng)效能的損失程度、制動(dòng)力的不對(duì)稱情況和回路系統(tǒng)的復(fù)雜程度等。 圖2.2(a)為前、后輪制動(dòng)管路各成獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即一軸對(duì)一軸的分路型式，簡(jiǎn)稱Ⅱ型。其特點(diǎn)是管路布置最為簡(jiǎn)單，可與傳統(tǒng)的單輪缸(或單制動(dòng)氣室)鼓式制動(dòng)器相配合，成本較低。在各類汽車上都有采用，但在貨車上用得最廣泛。這一分路方案若后輪制動(dòng)管路失效，則一旦前輪抱死就會(huì)失去轉(zhuǎn)彎制動(dòng)能力。對(duì)于前驅(qū)動(dòng)的轎車，當(dāng)前輪管路失效而僅由后輪制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)效能將顯著降低并小于正常情況下的一半，另外由于后橋負(fù)荷小于前軸，則過(guò)大的踏板力會(huì)使后輪抱死導(dǎo)致汽車甩尾。 圖2.2(b)為前、后輪制動(dòng)管路呈對(duì)角連接的兩個(gè)獨(dú)立的回路系統(tǒng)，即前軸的一側(cè)車輪制動(dòng)器與后橋的對(duì)側(cè)車輪制動(dòng)器同屬一個(gè)回路，稱交叉型，簡(jiǎn)稱X型。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)也很簡(jiǎn)單，一回路失效時(shí)仍能保持50%的制動(dòng)效能，并且制動(dòng)力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒(méi)有變化，保證了制動(dòng)時(shí)與整車負(fù)荷的適應(yīng)性。此時(shí)前、后各有一側(cè)車輪有制動(dòng)作用使制動(dòng)力不對(duì)稱，導(dǎo)致前輪將朝制動(dòng)起作用車輪的一側(cè)繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)，使汽車失去方向穩(wěn)定性。所以具有這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應(yīng)取負(fù)值(至20mm)，這樣，不平衡的制動(dòng)力使車輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，所以多用于中、小型轎車。 圖2.2(c)的每側(cè)前制動(dòng)器的半數(shù)輪缸與全部后制動(dòng)器輪缸構(gòu)成一個(gè)獨(dú)立的回路；而兩前制動(dòng)器的另半數(shù)輪缸構(gòu)成另一回路?？煽闯墒且惠S半對(duì)半個(gè)軸的分路型式，簡(jiǎn)稱HI型。 圖2.2(e)的兩個(gè)獨(dú)立的回路均由每個(gè)前、后制動(dòng)器的半數(shù)缸所組成，即前、后半個(gè)軸對(duì)前、后半個(gè)軸的分路型式。簡(jiǎn)稱HH型。這種型式的雙回路系統(tǒng)的制動(dòng)效能最好。 HI，LL，HH型的結(jié)構(gòu)均較復(fù)雜。LL型與HH型在任一回路失效時(shí)，前、后制動(dòng)力比值均與正常情況下相同，剩余總制動(dòng)力LL型可達(dá)正常值的80%而HH型約為50%左右。HI型單用回路3(見(jiàn)圖2.2(c)，即一軸半)時(shí)剩余制動(dòng)力較大，但此時(shí)與LL型一樣，在緊急制動(dòng)時(shí)后輪極易先抱死。 本次設(shè)計(jì)采用圖2.2(a)所示前、后輪制動(dòng)管路各成獨(dú)立的的Ⅱ回路系統(tǒng)符合了GB 7258—2004對(duì)制動(dòng)管路布置的要求。 2.4 本章小結(jié) 本章主要對(duì)輕型商用車制動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)進(jìn)行了比較和論證選擇，通過(guò)對(duì)制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)型式、制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式，制動(dòng)管路布置的結(jié)構(gòu)型式三個(gè)方面對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了整體上的選擇。 第3章 制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算 車輪制動(dòng)器是行車制動(dòng)系的重要部件。按GB7258-2004的規(guī)定，行車制動(dòng)必須作用在車輛的所有的車輪上。 3.1 輕型商用車的主要技術(shù)參數(shù) 在制動(dòng)器設(shè)計(jì)中需預(yù)先給定的整車參數(shù)如表3.1所示 表3.1 CA1041貨車整車參數(shù) 已知參數(shù) 車型CA1041 軸距L（mm） 2850 整車整備質(zhì)量（Kg） 2180 滿載質(zhì)量（Kg） 4060 滿載時(shí)質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm） 1199 滿載時(shí)質(zhì)心距后軸中心線的距離（mm） 1781 空載時(shí)質(zhì)心高度（mm） 730 滿載時(shí)質(zhì)心高度（mm） 950 3.2 制動(dòng)系統(tǒng)的主要參數(shù)及其選擇 3.2.1 同步附著系數(shù) 對(duì)于前后制動(dòng)器制動(dòng)力為固定比值的汽車，只有在附著系數(shù)等于同步附著系數(shù)的路面上，前、后車輪制動(dòng)器才會(huì)同時(shí)抱死，當(dāng)汽車在不同值的路面上制動(dòng)時(shí)，可能有以下三種情況[4]。 1、當(dāng)時(shí) 線在曲線下方，制動(dòng)時(shí)總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力； 2、當(dāng)時(shí) 線位于曲線上方，制動(dòng)時(shí)總是后輪先抱死，這時(shí)容易發(fā)生后軸側(cè)滑而使汽車失去方向穩(wěn)定性； 3、當(dāng)時(shí) 制動(dòng)時(shí)汽車前、后輪同時(shí)抱死，這時(shí)也是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。為了防止汽車制動(dòng)時(shí)前輪失去轉(zhuǎn)向能力和后輪產(chǎn)生側(cè)滑，希望在制動(dòng)過(guò)程中，在即將出現(xiàn)車輪抱死但尚無(wú)任何車輪抱死時(shí)的制動(dòng)減速度為該車可能產(chǎn)生的最高減速度。分析表明，汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動(dòng)（前、后車輪同時(shí)抱死）時(shí)，其制動(dòng)減速度為，即，為制動(dòng)強(qiáng)度。在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)度。這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。附著條件的利用情況可以用附著系數(shù)利用率（或稱附著力利用率）來(lái)表示，可定義為 （3.1） 式中：——汽車總的地面制動(dòng)力； ——汽車所受重力； ——汽車制動(dòng)強(qiáng)度。 當(dāng)時(shí)，，，利用率最高。 現(xiàn)代的道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動(dòng)時(shí)后輪先抱死的后果十分嚴(yán)重。由于車速高，它不僅會(huì)引起側(cè)滑甚至甩尾會(huì)發(fā)生掉頭而喪失操縱穩(wěn)定性，因此后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的，所以各類轎車和一般載貨汽車的值均有增大趨勢(shì)。國(guó)外有關(guān)文獻(xiàn)推薦滿載時(shí)的同步附著系數(shù)：轎車取；貨車取為宜。 我國(guó)GB12676—1999附錄《制動(dòng)力在車軸（橋）之間的分配及掛車之間制動(dòng)協(xié)調(diào)性要求》中規(guī)定了除、外其他類型汽車制動(dòng)強(qiáng)度的要求。 對(duì)于制動(dòng)強(qiáng)度在0.15~0.3之間，若各軸的附著利用曲線位于公式確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線（如圖3.1）之間，則認(rèn)為滿足條件要求；對(duì)于制動(dòng)強(qiáng)度，若后軸附著利用曲線能滿足公式，則認(rèn)為滿足的要求[4]。 參考與同類車型的值，取。 圖3.1除、外的其他類別車輛的制動(dòng)強(qiáng)度與附著系數(shù)要求 3.2.2 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 根據(jù)選定的同步附著系數(shù)，已知： （3.2） 式中：——汽車軸距，mm； ——制動(dòng)力分配系數(shù)； ——滿載時(shí)汽車質(zhì)心距前軸中心的距離； ——滿載時(shí)汽車質(zhì)心距后軸中心的距離； ——滿載時(shí)汽車質(zhì)心高度。 求得： 進(jìn)而求得 （3.3） （3.4） 式中：——制動(dòng)強(qiáng)度； ——汽車總的地面制動(dòng)力； ——前軸車輪的地面制動(dòng)力； ——后軸車輪的地面制動(dòng)力。 當(dāng)時(shí)，，故，；。 此時(shí)，符合GB12676—1999的要求。 當(dāng)時(shí)，可能得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，即。此時(shí)求得： 表3.2 取不同值時(shí)對(duì)比GB 12676-1999的結(jié)果 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 2473.4 5238.0 8344.6 11862.3 15878.6 22716.3 37000.8 0.062 0.1315 0.2095 0.2978 0.3987 0.5149 0.5574 0.621 0.6575 0.6983 0.7746 0.7973 0.8582 0.9290 GB12676—1999 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 符合 國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 當(dāng)時(shí)，可能得到的最大的制動(dòng)力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，即。此時(shí)求得： 表3.3取不同值時(shí)對(duì)比GB 12676-1999的結(jié)果 0.8 32069.8 0.8060 1.0075 GB12676—1999 符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn) 3.2.3 制動(dòng)器最大的制動(dòng)力矩 為保證汽車有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性，應(yīng)合理地確定前、后輪制動(dòng)器的制動(dòng)力矩。 最大制動(dòng)力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，這時(shí)制動(dòng)力與地面作用于車輪的法向力 成正比。所以，雙軸汽車前、后車輪附著力同時(shí)被充分利用或前、后輪同時(shí)抱死的制動(dòng)力之比為： （3.5） 式中：——汽車質(zhì)心離前、后軸的距離； ——同步附著系數(shù)； ——汽車質(zhì)心高度。 制動(dòng)器所能產(chǎn)生的制動(dòng)力矩，受車輪的計(jì)算力矩所制約，即 （3.6） 式中：——前軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，； ——后軸制動(dòng)器的制動(dòng)力，； ——作用于前軸車輪上的地面法向反力； ——作用于后軸車輪上的地面法向反力； ——車輪的有效半徑。 對(duì)于選取較大值的各類汽車，應(yīng)從保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來(lái)確定各軸的最大制動(dòng)力矩。當(dāng)時(shí)，相應(yīng)的極限制動(dòng)強(qiáng)度，故所需的后軸和前軸制動(dòng)力矩為 （3.7） （3.8） 式中：——該車所能遇到的最大附著系數(shù)； ——制動(dòng)強(qiáng)度； ——車輪有效半徑。 N?m N?m 單個(gè)車輪制動(dòng)器應(yīng)有的最大制動(dòng)力矩為 、的一半，為3193 N?m 和1835.5N?m。 3.3 制動(dòng)器因數(shù)和制動(dòng)蹄因數(shù) 制動(dòng)器因數(shù)又稱為制動(dòng)器效能因數(shù)。其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)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(píng)比不同結(jié)構(gòu)型式的制動(dòng)器的效能。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 （3.9） 式中：——制動(dòng)器效能因數(shù) ——制動(dòng)器的摩擦力矩； ——制動(dòng)鼓或制動(dòng)盤的作用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動(dòng)蹄的張開(kāi)力(或加于兩制動(dòng)塊的壓緊力)的平均值為輸入力。 對(duì)于鼓式制動(dòng)器，設(shè)作用于兩蹄的張開(kāi)力分別為、，制動(dòng)鼓內(nèi)圓柱面半徑即 制動(dòng)鼓工作半徑為，兩蹄給予制動(dòng)鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因 數(shù)即制動(dòng)蹄因數(shù)分別為： （3.10） （3.11） 整個(gè)鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)則為 （3.12） 當(dāng)時(shí)，則 （3.13） 蹄與鼓間作用力的分布，其合力的大小、方向及作用點(diǎn)，需要較精確地分析、計(jì)算才能確定。今假設(shè)在張力P的作用下制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間作用力的合力N如圖3.2所示作用于襯片的B點(diǎn)上。這一法向力引起作用于制動(dòng)蹄襯片上的摩擦力為為摩擦系數(shù)。a，b，c，h，R 及為結(jié)構(gòu)尺寸，如圖3.2所示。 圖3.2 鼓式制動(dòng)器的簡(jiǎn)化受力圖 對(duì)領(lǐng)蹄取繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程，即 （3.14） 由上式得領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 （3.15） 當(dāng)制動(dòng)鼓逆轉(zhuǎn)時(shí)，上述制動(dòng)蹄便又成為從蹄，這時(shí)摩擦力的方向與圖3.2所 示相反，用上述分析方法，同樣可得到從蹄繞支點(diǎn)A的力矩平衡方程，即 （3.16） （3.17） 由式(3-15)可知：當(dāng)趨近于占時(shí)，對(duì)于某一有限張開(kāi)力，制動(dòng)鼓摩擦力 趨于無(wú)窮大。這時(shí)制動(dòng)器將自鎖。自鎖效應(yīng)只是制動(dòng)蹄襯片摩擦系數(shù)和制動(dòng)器幾何尺 寸的函數(shù)。 通過(guò)上述對(duì)領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器制動(dòng)蹄因數(shù)的分析與計(jì)算可以看出，領(lǐng)蹄由于摩擦力 對(duì)蹄支點(diǎn)形成的力矩與張開(kāi)力對(duì)蹄支點(diǎn)的力矩同向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值大，而從蹄則 由于這兩種力矩反向而使其制動(dòng)蹄因數(shù)值小。兩者在=0.3～0.35范圍內(nèi)，當(dāng)張開(kāi)力時(shí)，相差達(dá)3倍之多。圖3.3給出了領(lǐng)蹄與從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的關(guān)系曲線。由該圖可見(jiàn)，當(dāng)增大到一定值時(shí)，領(lǐng)蹄的和均趨于無(wú)限大。它意味著此時(shí)只要施加一極小張開(kāi)力，制動(dòng)力矩將迅速增至極大的數(shù)值，此后即使放開(kāi)制動(dòng)踏板，領(lǐng)蹄也不能回位而是一直保持制動(dòng)狀態(tài)，發(fā)生“自鎖”現(xiàn)象。這時(shí)只能通過(guò)倒轉(zhuǎn)制動(dòng)鼓消除制動(dòng)。領(lǐng)蹄的和隨的增大而急劇增大的現(xiàn)象稱為自行增勢(shì)作用。反之，從蹄的和隨的增大而減小的現(xiàn)象稱為自行減勢(shì)作用。 在制動(dòng)過(guò)程中，襯片的溫度、相對(duì)滑動(dòng)速度、壓力以及濕度等因素的變化 會(huì)導(dǎo)致摩擦系數(shù)的改變。而摩擦系數(shù)的改變則會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)效能即制動(dòng)器因數(shù)的改變。制動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù) 的敏感性可由來(lái)衡量，因而稱為制動(dòng)器的敏感度，它是制動(dòng)器效能穩(wěn)定性的主要決定因素，而除決定于摩擦副材料外，又與摩擦副表面的溫度和水濕程度有關(guān)，制動(dòng)時(shí)摩擦生熱，因而溫度是經(jīng)常起作用的因素，熱穩(wěn)定性更為重要。 熱衰退的臺(tái)架試驗(yàn)表明，多次重復(fù)緊急制動(dòng)可導(dǎo)致制動(dòng)器因數(shù)值減小50%，而下 長(zhǎng)坡時(shí)的連續(xù)和緩制動(dòng)也會(huì)使該值降至正常值的30%。 1—領(lǐng)蹄；2—從蹄 圖3.3制動(dòng)蹄因數(shù)及其導(dǎo)數(shù)與摩擦系數(shù)的關(guān)系 由圖3.3也可以看出，領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)雖大于從蹄，但其效能穩(wěn)定性卻比從蹄 差。就整個(gè)鼓式制動(dòng)器而言，也在不同程度上存在以為表征的效能本身與其穩(wěn)定 性之間的矛盾。由于盤式制動(dòng)器的制動(dòng)器因數(shù)對(duì)摩擦系數(shù)的導(dǎo)數(shù)()為常數(shù)， 因此其效能穩(wěn)定性最好。 3.4 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù) 3.4.1 鼓式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 1、制動(dòng)鼓直徑 當(dāng)輸入力一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑越大，則制動(dòng)力矩越大，且使制動(dòng)器的散熱性能越好。但直徑的尺寸受到輪輞內(nèi)徑的限制，而且的增大也使制動(dòng)鼓的質(zhì)量增加，使汽車的非懸掛質(zhì)量增加，不利于汽車的行駛的平順性。制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)有一定的間隙，以利于散熱通風(fēng)，也可避免由于輪輞過(guò)熱而損壞輪胎。由此間隙要求及輪輞的尺寸即可求得制動(dòng)鼓直徑的尺寸。由于CA1041采用16的輪輞所以取，制動(dòng)鼓直徑與輪輞直徑之比的一般范圍為：貨車 。 =40.64mm mm 2、制動(dòng)蹄摩擦片寬度、制動(dòng)蹄摩擦片的包角和單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積 由《制動(dòng)鼓工作直徑及制動(dòng)蹄片寬度尺寸系列》的規(guī)定，選取制動(dòng)蹄摩擦片寬度mm；摩擦片厚度mm。 摩擦襯片的包角通常在范圍內(nèi)選取，試驗(yàn)表明，摩擦襯片包角時(shí)磨損最小，制動(dòng)鼓的溫度也最低，而制動(dòng)效能則最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過(guò)高將加速磨損。包角也不宜大于，因?yàn)檫^(guò)大不僅不利于散熱，而且易使制動(dòng)作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 綜上所述選取領(lǐng)蹄，從蹄 單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積： （3.18） 式中：——單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積，mm2 ——制動(dòng)鼓內(nèi)徑，mm； ——制動(dòng)蹄摩擦片寬度，mm； ——分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（）。 cm2 表3.4 制動(dòng)器襯片摩擦面積 汽車類別 汽車總質(zhì)量t 單個(gè)制動(dòng)器摩擦面積cm2 轎車 客車與貨車 （多為） （多為） 由表3.4數(shù)據(jù)可知設(shè)計(jì)符合要求。 3、摩擦襯片起始角 摩擦襯片起始角如圖3.4所示。通常是將摩擦襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，并令。 領(lǐng)蹄包角 從蹄包角 圖3.4鼓式制動(dòng)器的主要幾何參數(shù) 4、張開(kāi)力的作用線至制動(dòng)器中心的距離 在滿足制動(dòng)輪缸布置在制動(dòng)鼓內(nèi)的條件下，應(yīng)使距離（見(jiàn)圖3.4）盡可能地大，以提高其制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)可暫取，根據(jù)設(shè)計(jì)時(shí)的實(shí)際情況取mm 5、制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)位置與 如圖3.4所示，制動(dòng)蹄支銷中心的坐標(biāo)尺寸盡可能地小設(shè)計(jì)時(shí)常取mm，以使盡可能地大，初步設(shè)計(jì)可暫取，根據(jù)設(shè)計(jì)的實(shí)際情況取mm。 3.4.2 摩擦片摩擦系數(shù) 選擇摩擦片時(shí)，不僅希望起摩擦系數(shù)要高些，而且還要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。不宜單純的追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求。后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的各種制動(dòng)器用摩擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為，少數(shù)可達(dá)0.7。一般說(shuō)來(lái)，摩擦系數(shù)越高的材料，其耐磨性能越差。所以在制動(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)，并非一定要追求最高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于250℃時(shí)，保持摩擦系數(shù)=0.35~0.4已不成問(wèn)題。因此，在假設(shè)的理想條件下計(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩，取=0.3可使計(jì)算結(jié)果接近實(shí)際值。另外，在選擇摩擦材料時(shí)，應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無(wú)害的材料。 3.4.2 盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 1、制動(dòng)盤直徑D 制動(dòng)盤直徑D希望盡量大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得以增大，就可以降低制動(dòng)鉗的夾緊力，降低摩擦襯塊的單位壓力和工作溫度。但制動(dòng)盤的直徑D受輪輞直徑的限制，通常，制動(dòng)盤的直徑D選擇輪輞直徑的70％～79％，而總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取上限 mm 取制動(dòng)盤直徑mm 2、制動(dòng)盤厚度h 制動(dòng)盤厚度h直接影響著制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動(dòng)盤厚度應(yīng)取得適當(dāng)小些；為了降低制動(dòng)工作時(shí)的溫升，制動(dòng)盤厚度又不宜過(guò)小。實(shí)心盤的厚度選擇10mm～20mm，選擇制動(dòng)盤厚度為h=15mm。 3、摩擦襯塊工作面積A 推薦根據(jù)制動(dòng)器摩擦襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在范圍內(nèi)選取。 根據(jù)推薦值取2.2，依汽車質(zhì)量2180kg，得到單片摩擦襯塊的工作面積取值為。 4、摩擦襯塊內(nèi)半徑與外半徑 推薦摩擦襯塊的外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時(shí)摩擦襯塊外緣與內(nèi)緣的圓周速度相差較大，則其磨損就會(huì)不均勻，接觸面積將減小，最終會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。 取摩擦襯塊外半徑，內(nèi)半徑 則 摩擦襯塊半徑選取符合要求。 3.5 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.5.1 制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律 從前面的分析可知，制動(dòng)器摩擦材料的摩擦系數(shù)及所產(chǎn)生的摩擦力對(duì)制動(dòng)器因數(shù)有很大影響。掌握制動(dòng)蹄摩擦面上的壓力分布規(guī)律，有助于正確分析制動(dòng)器因數(shù)。在理論上對(duì)制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律作研究時(shí)，通常作如下一些假定： （1）制動(dòng)鼓、蹄為絕對(duì)剛性； （2）在外力作用下，變形僅發(fā)生在摩擦襯片上； （3）壓力與變形符合虎克定律 由于本次設(shè)計(jì)采用的是領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓，現(xiàn)就領(lǐng)從蹄式的制動(dòng)鼓制動(dòng)蹄摩擦面的壓力分布規(guī)律進(jìn)行分析。 如圖3.5所示，制動(dòng)蹄在張開(kāi)力P作用下繞支承銷點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)張開(kāi)，設(shè)其轉(zhuǎn)角為，則蹄片上某任意點(diǎn)A的位移為 =· （3.19） 式中；——制動(dòng)蹄的作用半徑。 由于制動(dòng)鼓剛性對(duì)制動(dòng)蹄運(yùn)動(dòng)的限制，則其徑向位移分量將受壓縮，徑向壓縮為 圖3.5 制動(dòng)摩擦片徑向變形分析簡(jiǎn)圖 從圖3.5中的幾何關(guān)系可看到 = 因?yàn)闉槌Ａ浚瑔挝粔毫妥冃纬烧?，所以蹄片上任意一點(diǎn)壓力可寫成 (3.20) 式中：——摩擦片上單位壓力。 即制動(dòng)器蹄片上壓力呈正弦分布，其最大壓力作用在與連線呈90°的徑向線上。 上述分析對(duì)于新的摩擦襯片是合理的，但制動(dòng)器在使用過(guò)程中摩擦襯片有磨損，摩擦襯片在磨損的狀況下，壓力分布又會(huì)有差別。按照理論分析，如果知道摩擦襯片的磨損特性，也可確定摩擦襯片磨損后的壓力分布規(guī)律。根據(jù)國(guó)外資料，對(duì)于摩擦片磨損具有如下關(guān)系式 （3.21） 式中：W——磨損量； K——磨損常數(shù)； ——摩擦系數(shù)； ——單位壓力； ——磨擦襯片與制動(dòng)鼓之間的相對(duì)滑動(dòng)速度。 圖3.6 作為磨損函數(shù)的壓力分布值 通過(guò)分析計(jì)算所得壓力分布規(guī)律如圖3.6所示。圖中表明在第11次制動(dòng)后形成的單位面積壓力仍為正弦分布。如果摩擦襯片磨損有如下關(guān)系： （3.22） 式中：——磨損常數(shù)。 則其磨損后的壓力分布規(guī)律為(C也為一常數(shù))。結(jié)果表示于圖3.6。 3.5.2 制動(dòng)器因數(shù)及摩擦力矩分析計(jì)算 如前所述，通常先通過(guò)對(duì)制動(dòng)器摩擦力矩計(jì)算的分析，再根據(jù)其計(jì)算式由定義得出制動(dòng)器因數(shù)BF的表達(dá)式。假設(shè)鼓式制動(dòng)器中制動(dòng)蹄只具有一個(gè)自由度運(yùn)動(dòng)，由此可得： （1）定出制動(dòng)器基本結(jié)構(gòu)尺寸、摩擦片包角及其位置布置參數(shù)，并規(guī)定制動(dòng)鼓旋轉(zhuǎn)方向； （2）參見(jiàn)3.4.1節(jié)確定制動(dòng)蹄摩擦片壓力分布規(guī)律，令； （3）在張開(kāi)力P作用下，確定最大壓力值。 參見(jiàn)圖3.7，所對(duì)應(yīng)的圓弧，圓弧面上的半徑方向作用的正壓力為，摩擦力為。把所有的作用力對(duì)點(diǎn)取矩，可得 ph=RMsind-R(R-Mcos)sind （3.23） 據(jù)此方程式可求出的值。 圖3.7 制動(dòng)蹄摩擦力矩分析計(jì)算 4、計(jì)算沿摩擦片全長(zhǎng)總的摩擦力矩 T=R sind=R(cos-cos) （3.24） 5、由公式(3.9)導(dǎo)出制動(dòng)器因數(shù) 由于導(dǎo)出過(guò)程的繁瑣，下面對(duì)支承銷式領(lǐng)—從蹄制動(dòng)器的制動(dòng)因數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算。 單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFTl (3.25) 單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)BFT2 (3.26) 以上兩式中： 以上各式中有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見(jiàn)圖3.8。 整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)為 圖3.8 支承銷式制動(dòng)蹄 3.5.3 制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 1、鼓式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 在計(jì)算鼓式制動(dòng)器時(shí)，必須建立制動(dòng)蹄對(duì)制動(dòng)鼓的壓緊力與所產(chǎn)生的制動(dòng)力矩之間的關(guān)系。 為計(jì)算有一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄片上的力矩，在摩擦襯片表面上取一橫向單元面積，并使其位于與軸的交角為處，單元面積為。，其中b為摩擦襯片寬度，R為制動(dòng)鼓半徑，為單元面積的包角，如圖3.8所示。 由制動(dòng)鼓作用在摩擦襯片單元面積的法向力為： (3.27) 而摩擦力產(chǎn)生的制動(dòng)力矩為 在由至區(qū)段上積分上式，得 (3.28) 當(dāng)法向壓力均勻分布時(shí)， (3.29) 式（3.24）和式（3.25）給出的由壓力計(jì)算制動(dòng)力矩的方法，但在實(shí)際計(jì)算中采用由張開(kāi)力P計(jì)算制動(dòng)力矩的方法則更為方便。 圖3.9 張開(kāi)力計(jì)算用圖 增勢(shì)蹄產(chǎn)生的制動(dòng)力矩可表達(dá)如下： (3.30) 式中:——單元法向力的合力； ——摩擦力的作用半徑(見(jiàn)圖3.9)。 如果已知制動(dòng)蹄的幾何參數(shù)和法向壓力的大小，便可算出蹄的制動(dòng)力矩。 為了求得力與張開(kāi)力的關(guān)系式，寫出制動(dòng)蹄上力的平衡方程式： (3.31) 式中：——軸與力的作用線之間的夾角； ——支承反力在工：軸上的投影。 解式(3..27)，得 (3.32) 對(duì)于增勢(shì)蹄可用下式表示為 (3.33) 對(duì)于減勢(shì)蹄可類似地表示為 (3.34) 圖3.10 制動(dòng)力矩計(jì)算用圖 為了確定，及，，必須求出法向力N及其分量。如果將(見(jiàn)圖3.10)看作是它投影在軸和軸上分量和的合力，則根據(jù)式（3.23）有： (3.35) 因此對(duì)于領(lǐng)蹄： (3.36) == 式中：。 根據(jù)式(3.24)和式(3.26)，并考慮到 (3.37) 則有 (3.38) ==0.183 對(duì)于從蹄： == 式中： 則有： (3.38) ==0.179 由于設(shè)計(jì)和相同，因此和值也近似取相同的。對(duì)具有兩蹄的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，其制動(dòng)鼓上的制動(dòng)力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 （3.39） 由式（3.33）和式（3.34）知 ==0.3 ==0.09 對(duì)于液壓驅(qū)動(dòng)的制動(dòng)器來(lái)說(shuō)，，所需的張開(kāi)力為 N?m (3.40) 計(jì)算蹄式制動(dòng)器時(shí)，必須檢查蹄有無(wú)自鎖的可能，由式(3.33)得出自鎖條件。當(dāng)該式的分母等于零時(shí)，蹄自鎖： (3.41) (3.42)成立，不會(huì)自鎖。 由式(3.24)和式(3.29)可求出領(lǐng)蹄表面的最大壓力為： (3.43) = =1.26 式中：，，，，，——見(jiàn)圖3.9； ，——見(jiàn)圖3.10； ——摩擦襯片寬度； ——摩擦系數(shù)。 因此鼓式制動(dòng)器參數(shù)選取符合設(shè)計(jì)要求。 2、盤式制動(dòng)蹄片上的制動(dòng)力矩 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡(jiǎn)圖如圖3.11所示，今假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為 　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　 （3.44） 式中：　——摩擦系數(shù)； N——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力(見(jiàn)圖3.11)； R——作用半徑。 圖3.11 盤式制動(dòng)器計(jì)算用圖 圖3.12 鉗盤式制動(dòng)器作用半徑計(jì)算用圖 對(duì)于常見(jiàn)的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，取R為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖41所示，平均半徑為 式中 ，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。 根據(jù)圖3.12，在任一單元面積只上的摩擦力對(duì)制動(dòng)盤中心的力矩為，式中q為襯塊與制動(dòng)盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動(dòng)塊作用于制動(dòng)盤上的制動(dòng)力矩為 單側(cè)襯塊給予制動(dòng)盤的總摩擦力為 得有效半徑為 令，則有 （3.45） 因，，故。當(dāng)，，。但當(dāng)m過(guò)小，即扇形的徑向?qū)挾冗^(guò)大，襯塊摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計(jì)算方法失效。 由求得： N 則單位壓力 N?m N?m 因此盤式制動(dòng)器主要參數(shù)選取也符合設(shè)計(jì)要求。 3.6 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算 摩擦襯片的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對(duì)滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計(jì)算磨損性能是困難的。但試驗(yàn)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(dòng)過(guò)程是將其機(jī)械能(動(dòng)能、勢(shì)能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^(guò)程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。此時(shí)由于在短時(shí)間內(nèi)熱量來(lái)不及逸散到大氣中，致使制動(dòng)器溫度升高。此即所謂制動(dòng)器的能量負(fù)荷。能量負(fù)荷愈大，則襯片的磨損愈嚴(yán)重。 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負(fù)荷或能量負(fù)荷，它表示單位摩擦面積在單位時(shí)間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2。 雙軸汽車的單個(gè)前輪制動(dòng)器和單個(gè)后輪制動(dòng)器的比能量耗散率分別為 (3.46) 式中：——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； ——汽車總質(zhì)量； ，——汽車制動(dòng)初速度與終速度，m/s；計(jì)算時(shí)總質(zhì)量3.5t以上的貨車取=18m/s； ——制動(dòng)減速度，m/s2，計(jì)算時(shí)取=0.6； ——制動(dòng)時(shí)間，s； Al，A2——前、后制動(dòng)器襯片的摩擦面積； ——制動(dòng)力分配系數(shù)。 在緊急制動(dòng)到時(shí)，并可近似地認(rèn)為，則有 (3.47) 鼓式制動(dòng)器的比能量耗損率以不大于1.8W/mm2為宜，但當(dāng)制動(dòng)初速度低于式(3.40)下面所規(guī)定的值時(shí)，則允許略大于1.8W/mm2，盤式制動(dòng)器比能量耗損率以不大于6.0W/mm2為宜。比能量耗散率過(guò)高，不僅會(huì)加速制動(dòng)襯片的磨損，而且可能引起制動(dòng)鼓或盤的龜裂。 W/mm2 W/mm2 因此，符合磨損和熱的性能指標(biāo)要求。 3.7 制動(dòng)器的熱容量和溫升的核算 應(yīng)核算制動(dòng)器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 (3.48) 式中：——各制動(dòng)鼓的總質(zhì)量； ——與各制動(dòng)鼓相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞等)的總質(zhì)量； ——制動(dòng)鼓材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482 J/（kg?K），對(duì)鋁合金c=880 J/（kg?K）； ——與制動(dòng)鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動(dòng)鼓(盤)的溫升(一次由=30km/h到完全停車的強(qiáng)烈制溫升不應(yīng)超過(guò)15℃)； L——滿載汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動(dòng)過(guò)程迅速，可以認(rèn)為制動(dòng)產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動(dòng)器所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即 (3.49) 式中 ——滿載汽車總質(zhì)量； ——汽車制動(dòng)時(shí)的初速度； ——汽車制動(dòng)器制動(dòng)力分配系數(shù)。 盤式制動(dòng)器： 鼓式制動(dòng)器： 由以上計(jì)算校核可知符合熱容量和溫升的要求。 3.8 駐車制動(dòng)計(jì)算 圖3.11為汽車在上坡路上停駐時(shí)的受力情況，由此可得出汽車上坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： (3.50) 同樣可求出汽車下坡停駐時(shí)的后軸車輪的附著力為： (3.51) 圖3.11 汽車在坡路上停駐時(shí)的受力簡(jiǎn)圖 根據(jù)后軸車輪附著力與制動(dòng)力相等的條件可求得汽車在上坡路和下坡路上停駐時(shí)的坡度極限傾角，，即由 (3.52) 求得汽車在上坡時(shí)可能停駐的極限上坡路傾角為 (3.53) 汽車在下坡時(shí)可能停駐的極限下坡路傾角為 (3.54) 一般對(duì)輕型貨車要求不應(yīng)小于16%~20%，汽車列車的最大停駐坡度約為12％左右。 為了使汽車能在接近于由上式確定的坡度為的坡路上停駐，則應(yīng)使后軸上的駐車制動(dòng)力矩接近于由所確定的極限值 (因)，并保證在下坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)規(guī)定值。 單個(gè)后輪駐車制動(dòng)器的制動(dòng)上限為 N?m 3.9 制動(dòng)器主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.9.1 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓應(yīng)具有高的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)其溫升不應(yīng)超過(guò)極限值。制動(dòng)鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應(yīng)能保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻。中型、重型貨車和中型、大型客車多采用灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動(dòng)鼓(圖3.13(a))；輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓成形的輻板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓(圖3.13(b))；帶有灰鑄鐵內(nèi)鼓筒的鑄鋁合金制動(dòng)鼓(圖3.12(c))在轎車上得到了日益廣泛的應(yīng)用，其耐磨性和散熱性都很好，而且減小了質(zhì)量。 （a）鑄造制動(dòng)鼓；（b），（c）組合式制動(dòng)鼓 1—沖壓成形輻板；2—鑄鐵鼓筒；3—灰鑄鐵內(nèi)鼓；4—鑄鋁臺(tái)金制動(dòng)鼓 圖3.13 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓相對(duì)于輪轂的對(duì)中如圖3.12所示，是以直徑為的圓柱表面的配合來(lái)定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動(dòng)鼓內(nèi)工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進(jìn)行動(dòng)平衡。許用不平衡度對(duì)轎車為15～20N?cm；對(duì)貨車為30～40N?cm。 制動(dòng)鼓壁厚的選取主要是從剛度和強(qiáng)度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗(yàn)表明，壁厚從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動(dòng)鼓的壁厚：轎車為7～12mm，中、重型貨車為13～18mm。制動(dòng)鼓在閉口一側(cè)可開(kāi)小孔，用于檢查制動(dòng)器間隙。 CA1041屬于輕型載貨汽車，因此本設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓采用HT200灰鑄鐵鑄造，制動(dòng)鼓壁的厚度選取14mm。 3.9.2 制動(dòng)蹄 轎車和輕型、微型貨車的制動(dòng)蹄廣泛采用T形型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動(dòng)蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動(dòng)蹄的斷面形狀和尺寸應(yīng)保證其剛度好，但小型車鋼板制的制動(dòng)蹄腹板上有時(shí)開(kāi)有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動(dòng)蹄摩擦襯片與鼓之間的接觸壓力均勻，因而使襯片磨損較為均勻