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課程設計
題目：商用車制動器設計
姓名：巫連茂
班級：07級車輛三班
時期：2011年3月9日
指導老師：陳子健老師
目錄
一 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書…………………………1
二 制動系統(tǒng)設計 ………………………………………………………5
1. 制動動力學……………………………………………………………………5
2.制動器設計 …………………………………………………………13
3.制動器主要結(jié)構(gòu)設計…………………………………………………………21
4.氣壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算………………………………………………22
一．《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書
1.1設計任務：商用汽車制動系統(tǒng)設計
1.2基本參數(shù)：
汽車滿載質(zhì)量：8930kg 自重: 3930kg 軸距：4050 mm 輪距：前輪1790 mm 后輪（雙胎中心線間距離）1686mm
前懸：1100mm 后懸：2050mm
1.3設計內(nèi)容
主要進行制動器系統(tǒng)設計，設計的內(nèi)容包括：
1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設計原則
2．根據(jù)給定的設計參數(shù)(發(fā)動機功率，汽車軸距，車輪滾動半徑，汽車空(滿)載時的總質(zhì)量、軸荷分布、質(zhì)心位置)，選擇制動器的基本結(jié)構(gòu)及驅(qū)動機構(gòu)布置方案，設計出一套完整的制動系統(tǒng)，設計過程中要進行必要的計算。
3．制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計和主要技術(shù)參數(shù)的確定
（1）制動器主要參數(shù)確定
（2）制動器設計計算
（3）制動器主要結(jié)構(gòu)元件設計
（4）制動驅(qū)動機構(gòu)的設計計算
4．繪制制動器裝配圖及主要零部件的零件圖
1.4設計要求
1．制動器總成（前或后）的裝配圖，1號圖紙一張。
裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標注的尺寸，在技術(shù)要求部分應寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。
2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。
要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。
3．編寫設計說明書。
1.5設計進度與時間安排
本課程設計為3周
１．明確任務，分析有關(guān)原始資料，復習有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。
２．設計計算 1.0周
３．繪圖 1.0周
４．編寫說明書、答辯 0.5周
1.6主要參考文獻
1．成大先 機械設計手冊（第三版）
2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社
3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社
4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社
5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社
6．王豐元 汽車設計課程設計指導書 中國電力出版社
7. 王霄鋒 汽車底盤設計 清華大學出版社
1.7．注意事項
（1）為保證設計進度及質(zhì)量，設計方案的確定、設計計算的結(jié)果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總布置圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。
（2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。
（3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。
1.8．成績評定
成 績
內(nèi) 容
優(yōu)
良
中
及格
不及格
出勤情況（20%）
設計方案（20%）
性能計算（20%）
圖紙質(zhì)量（20%）
說明書質(zhì)量（20%）
評 語
總 成 績
指導教師
注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁，如有丟失，后果自負。
二 制動系統(tǒng)設計
制動系是汽車的一個重要的組成部分。它直接影響汽車的行駛安全性。為了保證汽車有良好的制動效能，應該合理地確定汽車的制動性能及制動系結(jié)構(gòu)。
1.制動動力學
1.1 穩(wěn)定狀態(tài)下的加速和制動
加速力和制動力通過輪胎和地表的接觸面從車輛傳送到路面。慣性力作用于車輛的重心，引起一陣顛簸。在這個過程中當剎車時，前后輪的負載各自增加或減少；而當加速時，情況正好相反。制動和加速的過程只能通過縱向的加速度ax加以區(qū)分。下面，我們先來分析一輛雙軸汽車的制動過程。
最終產(chǎn)生結(jié)果的前后輪負載和，在制動過程中，圖1.1隨著靜止平衡和制動減速的條件而變?yōu)椋?
（1.1a） （1.1b）
設作用于前后軸的摩擦系數(shù)分別為fV和fh,那么制動力為：
（1.2a）
（1.2b）
圖1.1雙軸汽車的剎車過程
它們的總和便是作用于車輛上的減速力。
（1.3）
對于制動過程，fV和fh是負的。一般情況下，前后軸的摩擦系數(shù)是相等的。這種相等使 fV＝fh＝ax/g，理想的制動力分配是：
（1.4）
（1.5）
這是一個拋物線Fxh(Fxv)和參數(shù)ax的參數(shù)表現(xiàn)。
當然，每一個負載狀態(tài)都有它各自的理想制動力分配。如果所有負載狀態(tài)都必須由一個固定的分配去應對，那么最重要的條件往往就是滿載的情況。雖然，固定的分配在更多負載時無法實現(xiàn)最優(yōu)化的制動力分配，
1.2、制動系統(tǒng)設計與匹配的總布置設計硬點或輸入?yún)?shù)
新車型總體設計時能夠基本估算如下基本設計參數(shù), 這些參數(shù)作為制動系統(tǒng)的匹配和優(yōu)化設計的輸入?yún)?shù).
已知參數(shù)
軸距（mm）L
4050
整車整備質(zhì)量（Kg）
3930
滿載質(zhì)量（Kg）G
8930
空載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）
2106
空載時質(zhì)心高度（mm）
880
滿載時質(zhì)心距前軸中心線的距離（mm）a
2835
滿載時質(zhì)心距后軸中心線的距離（mm）b
1215
滿載時質(zhì)心高度（mm）hg
1064
1.3、理想的前、后制動器制動力分配曲線
1.3.1 基本理論
(1) 地面對前、后車輪的法向反作用力
在分析前、后輪制動器制動力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后車輪的法向反作用力。
圖1.3.1
由圖1.3.1，對后輪接地點取力矩得
式中：
——地面對前輪的法向反作用力；
——汽車重力；
——汽車質(zhì)心至后軸中心線的距離；
——汽車質(zhì)量；
——汽車質(zhì)心高度；
——汽車減速度。
對前輪接地點取力矩，得
式中 ——地面對后輪的法向反作用力；
——汽車質(zhì)心至前軸中心線的距離。
則可求得地面法向反作用力為
（1.3.1）
(2) 前、后制動器制動力分配曲線
在任何附著系數(shù)的路面上，前、后車輪同時抱死的條件是：前、后輪制動器制動力之和等于附著力；并且前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力，即：
消去變量，得
（1.3.2）
這就是理想的前、后輪制動器制動力分配公式，由這條公式畫出來的曲線叫I曲線。
1.3.2 計算比例與計算結(jié)果
由上述結(jié)果可以分別得出前、后車輪同時抱死時前、后制動器制動力的關(guān)系曲線——理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。
I曲線
下圖分別為空載、滿載的I曲線
（N）
1.4、前、后輪制動器制動力矩的確定
1.4.1確定車的制動器制動力矩
(1) 基本原理
令當φ=0.8時，前后輪同時抱死，此時前輪制動力與總制動力之比為汽車制動器制動力分配系數(shù)
選定同步附著系數(shù)φ0，確定為0.8。
并用下列計算前、后輪制動力矩的比值。取滿載時的數(shù)據(jù)，
得
該車在較好路面行駛較多，車數(shù)較高，后輪制動抱死失去穩(wěn)定而出現(xiàn)的危險性較大，因而應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)。緊急制動到后輪抱死，計算出后輪制動器的最大制動力矩Mμ2max；在根據(jù)前、后輪制動力矩的比值計算出后輪制動器的最大制動力矩Mμ1max。
當>時，可能得到的最大總制動力取決于后輪剛剛首先抱死的條件，此時，后輪的地面制動力等于后輪制動器的制動力：
制動強度：
（1.4.2）
根據(jù)載重汽車輪胎系列 國標GB/T2977-1997 GB/T 2977-1997 確定輪輞的尺寸為：（根據(jù)載荷和輪胎的氣壓）
前輪輪輞直徑為20英寸=25.4*20=508mm，輪胎的型號為8.25R20
后輪輪輞直徑為20英寸=508mm，輪胎的型號為8.25R20
采用前鼓后鼓的制動形式
2.制動器設計
2.1、制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù)與摩擦系數(shù)。
2.1.1 制動鼓內(nèi)徑D和制動鼓厚度
輸入力F一定時，制動鼓內(nèi)徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但制動鼓內(nèi)徑D收到輪輞內(nèi)徑的限制。制動鼓直徑與輪輞的直徑之比D/Dr,范圍為
貨車：D/Dr =0.70—0.83
所以制動鼓直徑D=355.6—421.64（mm），又因為當輪輞直徑為20英寸時，制動鼓最大內(nèi)徑為420mm。且
這里取D=416mm。
2.1.2 摩擦襯片寬度b和包角
摩擦襯片寬度尺寸b的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄寫，則磨損速度快，襯片壽命短；取寬些，則質(zhì)量大，不易加工，不易保證與制動鼓全面接觸，并且增加成本。
制動鼓內(nèi)徑R確定后，襯片的摩擦面積為
Af=Rb =391.87cm2 （2.1.1）
則一個制動器總的襯片的摩擦面積為2 Af=783.74 cm2
式中：為摩擦襯片包角，rad。
制動器各蹄襯片總的摩擦面積 ΣАf 越大，制動時所受的單位面積的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大。
實驗表明，摩擦襯片β=900 ~1000 時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。
所以選擇 β=1000 。
襯片寬度b較大可以減少磨損，但太大將不易保證與制動鼓全面接觸。設計時一般按照b/D=0.16 ~0.26，b=66.56 ~108.16（mm）。且按照國產(chǎn)摩擦襯片規(guī)格來選擇。
所以選擇b=10.8mm。
2.1.3 摩擦襯片起止角β0
一般將襯片布置在制動蹄外緣的中央，即令
β0 =900 –β/2=400.
1.5.4 制動器中心到張力F作用線的距離a
在保證輪缸能夠布置于制動鼓內(nèi)下，應使距離a盡可能的大，以提高制動效能。初步設計時選
a=0.8R=0.8*208mm=166.4mm。
1.5.5 制動蹄支撐點位置坐標k和c
在保證2蹄支撐面不互相干涉的條件下，使得c盡可能的大而k盡可能的小，以提高制動效能。初步選定: c=0.8R=0.8*208mm=166.4mm。
K=30mm。
1.5.6摩擦片摩擦系數(shù)f
初步選擇f=0.4
2.2、領從蹄式制動器設計計算
行車制動系的設計計算簡要過程如下，根據(jù)整車參數(shù)和附著習俗計算出理想制動力矩，根據(jù)初定的制動器和驅(qū)動機構(gòu)尺寸計算出實際制動力矩，制動器及驅(qū)動機構(gòu)的尺寸要使實際制動力矩滿足理想制動力矩的要求。之后，要進行摩擦襯片的磨損特性計算和制動器的熱容量和溫升核算，如不滿足要求則要修改制動器及驅(qū)動機構(gòu)的尺寸重復上面步驟，知道滿足要求。
2.2.1理想最大制動力和最大制動力矩的計算
由（1.4.2）中
可知理想最大制動力矩為Mu2max=15898.17Nm，最大制動力為Fmax=35.754KN。
2.2.2 實際制動力矩Tf的計算。
根據(jù)前人計算出的制動器因數(shù)表達式球的制動力矩，即Tf=BF*F*R
（2.2.1）
由（1.4.2）可知Mu2max=15898.17Nm，
所以Tf =Mu2max /2=7949.085Nm
2.2.3 領從蹄制動器的制動器因數(shù)
選擇支承銷式領從蹄制動器
單個領從蹄的制動蹄因數(shù)BFt1為
（2.2.2）
單個領從蹄的制動蹄因數(shù)BFt2為
（2.2.3）
以上兩式中：f為摩擦系數(shù)。
（2.2.3）
(2.2.4)
式中為對應的圓弧，rad。
支承銷式領從蹄制動器整個制動器因數(shù)BF
BF= BFt1 + BFt2 (2.2.5)
以上各式中有關(guān)的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)見圖33
將h=332.8mm，f=0.4，r=208mm，=1000，=1.744rad， =200.440，有圖求的=169.08mm代入上面五式，求得：
A=0.8842
B=0.9073
BT= BFt1 + BFt2 =1.799+0.592=2.391
2.2.4張開力的計算
對于液壓驅(qū)動的制動器來說，作用于兩蹄的張開力相等，所以可以直接根據(jù)制動器因數(shù)的定義求得張開力 （2.2.6）
代入數(shù)據(jù)，求得F=15983.59N
2.2.5 制動蹄自鎖條件檢驗計算
計算鼓式制動器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。
對于支承銷式領從蹄制動器，領蹄自鎖條件為：
（2.2.7）
則此時
如果, ,則不會自鎖
所以不會自鎖。
2.3 摩擦襯片的磨損特性的計算
2.3.1 比能量耗散率e
汽車的制動過程是將其機械能得以部分轉(zhuǎn)化為熱量而耗散的過程。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力的任務。，產(chǎn)生制動器的能量負荷，能力越大摩擦片的磨損越嚴重。
制動器的能量負荷常以其比能量耗散率e作為評價，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為W/mm2.
ma 為汽車總質(zhì)量；
v1， v2 為汽車制動初速度和末速度，取v1 =65km/h（18m/s）；
j為制動減速度，計算時取j=0.6g；
A為后制動器襯片 的摩擦面積；
β為制動力分配系數(shù)。
鼓式制動器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 為宜。
t=（v1- v2 ）/j =(18-0）/（0.6*9.8）=3.06s
e=ma v12（1-β）/4tA
=8930kg*(18m/s)2(1-0.51)/(4*3.06s*2*314.15cm2 )=01.48W/mm2 <1.8W/ mm2
（2.3.1）
符合要求。
2.3.2 比摩擦力
比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力，單個車輪制動器的比摩擦力為
=Tf/（RA）
=7949.085Nm/（0.208mm*78374mm2）
=0.488N/mm2
（2.3.2）
當制動減速度j=0.6g時，鼓式制動器的比摩擦力以不大于0.48 N/mm2 為宜。
Ff0=0.488N/mm2 略大于0.48 N/mm2,可以視為符合條件。
2.3.3平均壓力qp
qp =N/A<=[qp ]
（2.3.3）
其中：N為摩擦襯片與制動鼓之間的發(fā)向力；A為摩擦襯片的摩擦面積。
目前[qp ] =1.40~1.60MP（當摩擦系數(shù)為f=0.3~0.35時），緊急制動時可以去[qp ] =2~2.5MP
qp =N/A=2.44MPa<[qp ] =2.5MPa，符合要求。
2.3.4比滑磨功Lf
磨損與熱的性能指標也可以用襯片在制動過程中由最高制動速度到停車所完成的單位襯片面積的滑磨功即比滑磨功Lf 來衡量。
Lf =mavamax2/2A￡=1099.1J/cm2>[Lf]=600~800J/cm2.略大，不符合，但是一般情況下，該車不會以最高車速直接制動，所以可視為符合要求。
(2.3.4)
2.3.5制動器的熱容量和溫升的核算
應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件：
（63）
式中 ——各制動鼓(盤)的總質(zhì)量；=1KG
——與各制動鼓(盤)相連的受熱金屬件(如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗==1kg
體等)的總質(zhì)量；
——制動鼓(盤)材料的比熱容，對鑄鐵c=482J／(kg·K)，對鋁合金
c=880J／(kg·K)；
——與制動鼓(盤)相連的受熱金屬件的比熱容；
——制動鼓(盤)的溫升(一次由=30km／h到完全停車的強烈制動，
溫升不應超過15℃)；
L——滿載汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制
動產(chǎn)生的熱能全部為前、后制動器所吸收，并按前、后軸制動力的
分配比率分配給前、后制動器，即
（64）
=8930kg*（18m/s）2*(1-0.51)/2=708863.4
式中 ——滿載汽車總質(zhì)量；
——汽車制動時的初速度，可?。?
——汽車制動器制動力分配系數(shù)，見式(11)。
=607752
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