貨車制動系液壓系統(tǒng)設計

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1、遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 前言 汽車自上個世紀末誕生以來，已經走過了風風雨雨的一百多年。從卡爾.本茨造出的第一輛三輪汽車以每小時18公里的速度，跑到現在，竟然誕生了從速度為零到加速到100公里/時只需要三秒鐘多一點的超級跑車。這一百年，汽車發(fā)展的速度是如此驚人！同時，汽車工業(yè)也造就了多位巨人，他們一手創(chuàng)建了通用、福特、豐田、本田這樣一些在各國經濟中 舉足輕重的著名公司。讓我們一起來回望這段歷史，品味其中的辛酸與喜悅，體會汽車給 我們帶來的種種歡樂與夢想…… 汽車同其它現代高級復雜工具如電子計算機等一樣，并非是哪一個人坐在那里發(fā)明了的。發(fā)明之初的汽車也不是現在之個式樣，

2、如果你能見到當時的汽車，你也可能認為這不是汽車呢。汽車的發(fā)展也有一個漫長的歷程，總的說來，汽車發(fā)展史可能分為蒸汽機發(fā)明前、蒸汽汽車的問世、大量流水生產汽車開始等三個階段。 1879年德國工程師卡爾.苯茨(KartBenz)，首次試驗成功一臺二沖程試驗性發(fā)動機。1883年10月，他創(chuàng)立了“苯茨公司和萊茵煤氣發(fā)動機廠”，1885年他在曼海姆制成了第一輛苯茨專利機動車，該車為三輪汽車，采用一臺兩沖程單缸0.9馬力的汽油機，此車具備了現代汽車的一些基本特點，如火花點火、水冷循環(huán)、鋼管車架、鋼板彈簧懸架、后輪驅動前輪轉向和制動手把等。與此同時在1893年就與威廉.邁巴特合作制成了第一臺高速汽油

3、試驗性發(fā)動機的德國人戴姆勒(Daimler)又在邁巴特的協(xié)助下，又于1886年在巴特坎施塔特制成了世界上第一輛“無馬之車”。該車是在買來的一輛四輪“美國馬車”上裝用他們制造的功率為1.1馬力，轉速為每分鐘650轉的發(fā)動機后，該車以每小時18公里的當時所謂“令人窒息”的速度從斯圖加特駛向康斯塔特，世界上第一輛汽油發(fā)動機驅動的四輪汽車就此誕生了。實際使用表明，此車使用良好。第二年苯茨第一次把三輪汽車賣給了一個法國巴黎人，由于這種三輪汽車設計可靠，選材和制造精細，受到了好評，銷路日廣。 由于上述原因，人們一般都把1886年作為汽車元年，也有些學者把卡爾.苯茨制成第一輛三輪汽車之年(1885

4、)，視為汽車誕生年。苯茨和戴姆勒則被尊為汽車工業(yè)的鼻祖。這是汽車發(fā)展史上的第二件大事。 中國第一輛自行制造的汽車。1356年7月13日，裝配國產載貨汽車的時刻的來了！長達150m的裝配線，正在進行對1292種零件、569種合件、116種總成及全國各地400余種協(xié)作件（共11000多個零件）的最后組合。圍觀的人擠得水泄不通，當第一輛“解放”開下總裝配線時，人群沸騰拉了；這是比節(jié)目還要歡騰的時刻，歡呼、跳躍和淚水都不能表達人們的喜悅和興奮。多少人扶摸著汽車，峽谷、像母親第一次抱起新生的嬰兒一樣歡喜；多少人望著汽車，感到光榮、自豪，留下了激動的眼淚。14日下午1時，12輛披紅掛彩向吉林省委、長春市

5、委報喜的“解放”，向全世界宣告：中國能自己制造汽車了！長春市市民披上節(jié)日盛裝涌上街頭，整個城市成為紅旗的海洋，五彩紙花鋪天蓋地。當時有些人的手里沒有紙花，就將手里的爆米花往新車拋去。每臺車子被群眾層層圍住，幾乎開不動了，只能以最慢的速度 一點點地往前挪！當年，成批生產出我國自己的CA10解放牌載貨汽車1654輛，結束了我國不能制造汽車的歷史。雖然該車由前蘇聯(lián)人設計（前蘇聯(lián)的吉斯150型），但從配件生產到整車組裝，全部由國人完成，而且是大批量生產的定型產品到1986年9月28日，最后一輛老“解放”緩緩地駛下總裝配線，共生產這種汽車1281502輛。 制動系設計。汽車制動系是用以強制行駛中的汽

6、車減速或停車、使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使已停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車速的提高以及車流密度的日益增大，為了保證行車安全，汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動效能良好、制動系工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮其動力性能。 汽車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；重型汽車或經常在山區(qū)行駛的汽車要增設應急制動裝置及輔助制動裝置；牽引汽車應有自動制動裝置。 行車制動裝置用作強制行駛中的汽車減速或停車，并使汽車在下短坡時保持適當的穩(wěn)定車速。其驅動機構常采用雙回路或多路結構，以保證其工作可靠。 應急制動裝置用于當

7、行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時，這時則可利用應急制動裝置的機械力源（如強力壓縮彈簧）實現汽車制動。應急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng)，他可利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件。應急制動裝置也不是每車必備，因為普通的手力駐車制動器也可以起應急制動的作用。 任何一套制動裝置均由制動器和制動驅動機構兩部分組成。制動器有鼓式與盤式之分。行車制動是用腳踩下制動踏板操縱車輪制動器來制動全部車輪，而駐車制動則多采用手制凍桿操縱，且具有專門的中央制動器或利用車輪制動器來進行制動。中央制動器位于變速器之后的傳動系中，用于制動變速器第二軸或傳動軸。行車制動和駐車制動這兩套制動裝置必須具有獨立的制動驅動機

8、構，而且每車必備。行車制動裝置的驅動機構，分液壓和氣壓兩種型式。用液壓傳遞操縱力時還應有制動主缸和制動輪缸以及管路；用氣壓操縱時還應有空氣壓縮機、氣路管道、貯氣筒，控制閥和制動氣室等。 過去，大多數汽車的駐車制動和應急制動都使用中央制動器，其優(yōu)點是制凍位于主減速器之前的變速器第二軸或傳動軸的制動力矩較小，容易滿足操縱手力小的要求。但在用作應急制動時，往往使傳動軸超載?，F代汽車由于車速提高，對應急制動的可靠性要求更嚴，因此，在中、高級轎車和部分總質量在1.5t以下的載貨汽車上，多在后輪制動器上附加手操作的機械式驅動機構，使之兼起駐車制動和應急制動的作用，從而取消了中央制動器。重型載貨汽車由于采

9、用氣壓制動，故多對后輪制動器另設獨立的由氣壓控制而以強力彈簧作為制動力源的應急兼駐車制動驅動機構，也不再設置中央制動器。但也有一些重型汽車除了采用上述措施外，還保留了由氣壓驅動的中央制動器，以便提高制動系的可靠性。 1 制動系要求 能適應有關標準和法規(guī)的規(guī)定。各項性能指標除應滿足設計任務書的規(guī)定和國家標準、法規(guī)規(guī)定的有關要求外，也應考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求。 具有足夠的制動效能，包括行車制動效能和駐車制動效能。行車制動效能是用在一定的制動初速度下或最大踏板力下的制動減速度和制動距離兩項指標來評定。

10、歐、美、日等國的有關標準或法規(guī)對這兩項指標的規(guī)定。綜合國外有關標準和法規(guī)，可以認為：進行制動效能試驗時的制動減速度j，載貨汽車應為4.4~5.5相應的最大制動距離貨車為0.15+/115,式中第一項為反應距離；第二項為制動距離，的單位為 m；的單位為km/h. 工作可靠，汽車至少應有行車制動和駐車制動兩套制動裝置，且它們的制動驅動機構應是各自獨立的。行車制動裝置的制動驅動機構至少應有兩套獨立的管路，當其中一套失效時另一套應保證汽車制動效能不底于正常的30%；駐車 制動裝置應采用工作可靠的機械式制動驅動機構。 制動效能的熱穩(wěn)定性好。汽車的高速制動、短時間內的頻繁重復制動，尤其是下長破時的連續(xù)

11、制動，都會引起制動器的溫升過快，溫度過高特別下長坡時的頻繁制動可使制動器摩擦副的溫度達3000C~4000C 有時甚至高達7000C..此時，制動摩擦副的摩擦系數會急劇減小，使制動效能下降而發(fā)生熱衰退現象。制動器發(fā)生熱衰退后，經過散熱、降溫和一定次數的和緩使用使摩擦表面得到磨合，其制動效能可重復恢復，這稱為熱恢復。提高摩擦材料的高溫摩擦穩(wěn)定性，增大制動鼓、盤的熱容量，改善其散熱性或采用強制冷卻裝置，都是提高抗熱衰退的措施。 制動效能的水穩(wěn)定性好。制動器摩擦表面浸水后，會因水的潤滑作用使摩擦系數急劇減少而發(fā)生所謂的“水衰退”現象。一般規(guī)定在出水后反復制動5~15次，即應恢復其制動效能。良好的摩

12、擦材料吸水率低，其摩擦性能恢復迅速。也應防泥沙、污物等進入制動器工作表面，否則會使制動效能降低并加速磨損。某些越野車為了防止水和泥沙浸入而采用封閉的制動器。 制動時的操作穩(wěn)定性好。即使任何速度制動，汽車都不應當失去操作性和方向穩(wěn)定性。為此，汽車前、后輪制動器的制動力矩應相同。否則當前輪抱死而側滑時，將失去操作性；后輪抱死而側滑甩尾，會失去方向穩(wěn)定性；當左、右輪的制動力矩差值超過50%時，會發(fā)生制動時汽車跑偏。 制動踏板和手柄的位置和行程符合人—機工程學的要求，即操作方便性好，操作輕便，舒適，能減少疲勞。踏板形成；對貨車應不大于160~200mm。各國法規(guī)規(guī)定，制動的最大踏板力一般為150N

13、（轎車）~700N（貨車）。設計時，緊急制動（約占制動總次數的5%~10%）踏板力的選取范圍：貨車為350~550N，采用伺服制動或動力制動裝置時取其小值。應急制動時的手柄拉力以不大于400~500N為宜。 作用滯后的時間要盡可能地短，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（制凍滯后時間）和從放開踏板至完全解除制動的時間（解除制動滯后時間）。 制動時不應產生震動和噪音。 與懸架、轉向裝置不產生運動干涉，在車輪跳動或汽車轉向時不會引起自行制動。制動系中應有音響或光信號等警報裝置以便能及時發(fā)現制動驅動機件的故障和功能失效；制動系中也有必要的安全裝置，例如一旦主、掛車之間的連接

14、制動管路損壞，應有防止壓縮空氣繼續(xù)漏失的裝置；在行駛過程中掛車一旦脫掛，亦應有安全裝置驅動使駐車制動將其挺駐。 能全天候使用，氣溫高時液壓制動管路不應有氣阻現象；氣溫低時液壓制動管路不應出現結冰。制動系的機件應使用壽命長、制造成本低；對摩擦材料的選擇也應考慮到環(huán)保要求，應力求減小制動時飛散到大氣的有害于人體的石棉纖維 2 制動系的選擇 貨車的主要參數為： 長寬高（） 489419302085 軸 距（） 2800 前 輪 距（） 1480 后 輪 距（） 1470 最小離地間隙（）186 整車整備質量（）

15、1985 最大裝載質量（）1500 前滿載軸荷分配（）1057 后滿載軸荷分配（）2797 最 高 車 速不底于90 2.1 汽車總質量 汽車的總質量是指已整備完好、裝備齊全并按規(guī)定載滿客、貨時的汽車質量。除包括汽車的整備質量及裝載量外，載貨汽車還應計入駕駛室坐滿人的質量，如有附加設備還應考慮附加設備（非常規(guī)隨車裝備）的質量，每人按65計。 （2—1） =1985+1500 =3385 2.2 軸荷分配和質心位置的計算 為此，需確定個總成、部件

16、的質量和質心位置。對已有產品或樣品的總成、部件可直接度量以獲取數據，對新設計、尚無實物的可按圖紙估算或與類似的實物的質量對比后估算。將各總成、部件的質心和質量值標在總布置草圖上并量出各質心；離前輪中心的水平距離和離地高度，則根據力矩平衡原理可算得前后軸的靜負荷和，汽車質心離前后軸的位置、及汽車質心高度。 質心離前輪中心線的水平距離取1.8，離地高度取0.2。 ==21325.5N （2—2） ==11847.5N （2—3） =11847.5+21325.5=33173N （2—4） ==

17、1.8 （2—5） = （2—6） =0.2 （2—7） =1.8+1=2.8 （2—8） 式中 —汽車滿載時所受的重力，N； —汽車軸距，； —重力加速度，； 2.2.1 制動力與制動力分配系數 汽車制動時，如果忽略路面對車露的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任一角速度0

18、的車輪，，其力矩平衡方程為： （2—9） =16586.50.47=7795.7 式中 ——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向反力，Nm ； ——地面作用于車輪上的制動力，即地面與車輪之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向反力，N ； ——車輪有效半徑，m ；選為約為0.47 令 （2

19、—10） 并稱之為制動器制動力，他是在車輪周緣克服制動器摩擦力矩所需的力，因為又稱為制動周緣力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構型式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓或氣壓成正比。當加大踏板力以加大時，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力即 （2—11） 或 （2

20、—12） 式中 ——輪胎與地面間的附著系數； Z——地面對車輪的法向反力。 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到以后，地面制動力達到附著力值后就不在增大，而制動器制動力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升。 圖2—1 制動力與蹋板力FP關系 Figure 2-1 Braking force and ta board strength FP relation

21、s 2.3 同步附著系數 直至20世紀50年代，當時道路條件還不是很好，汽車行駛速度也不是很高，后輪抱死側滑的后果也不是顯得像前輪抱死喪失轉向能力那樣嚴重，因此往往將值定的較低，即處于常附著系數范圍的中間較偏區(qū)段。但當今道路條件大為改善，汽車行駛速度也大為提高，因而汽車因制動時后輪先抱死引起的后果十分嚴重。由于車速高，它不僅會引起側滑甩尾甚至會調頭而喪失操縱穩(wěn)定性。后輪先抱死的情況是最不希望發(fā)生的。因此各類轎車和一般載貨汽車的值有增大的趨勢滿載時的同步附著系數，貨車取。 當 ,利用率最高。 汽車減速度為：=0.59.8=4.9， （2—13）

22、 即, ——制動強度 附著系數利用率（或附著力利用率）來表達，可定義為 （2—14） 式中 ——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——制動強度； 圖2—2載貨汽車的Ⅰ曲線與β線 Figure 2-2 TruckⅠCurve and beta line 根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷轉移，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為： = （2—15） = （2—16

23、） 式中 ——汽車所受重力； ——汽車軸距； ——汽車質心離前軸距離； ——汽車質心離前軸距離； ——汽車質心高度； ——重力加速度； ——汽車制動減度； 汽車總的地面制動力為： （2—17） =33173=16586.35 式中 ——前后軸車輪的地面制動力。 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （2—18） = （2—19） = 上式表明：汽車在附

24、著系數為任一確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是制動強度或總制動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即： 1）前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 2）后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 3）前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用得最好。 由上式中不難求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是：

25、 （2—20） （2—21） =0.513032.25=6516.13 （2—22） =0.520140.75=10070.38 （2—23） 式中——前軸車輪的制動器制動力； ——后軸車輪的制動器制動力； ——前軸車輪的地面制動力； ——后軸車輪的地面制動力； ，——地面對前、后軸車輪的法向反力； ——汽車所受重力； ，——汽車質心離前、后軸距離； ——汽車質心高度。 由上式可知，前后輪同時抱死時

26、，前、后輪制動器的制動力，是的函數。 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線，如圖，如果汽車前、后制動器的制動力，能按I曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，都能是前、后車輪同時抱死。然而，目前大多數兩軸汽車尤其是貨車的前、后制動器制動力之比為一定值，并以前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比來表明分配的比例，稱為汽車制動器制動力分配系數： ==0.39 （2—24） 又由于在附著條件所限定的范圍內，地面制動力在數值上等于相應的制動周緣力，故又可通稱為制動力分配系數。

27、 2.4 制動強度和附著系數利用率 上面已給出了制動強度和附著系數利用率的定義式，根據所選定的同步附著系數，求得： （2—25） （2—26） 進而求得 （2—27） （2—28） 當時： ， ，故 ，；。 當時： 當時 可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先先抱死的條件，即。由

28、上式得 ==13009.02 （2—29） ==0.39 （2—30） =0.98 （2—31） 當時：=0.6 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，即。由上式得 ==19685.08 （2—32） ==0.59 （2—33） ==0.99 （2—34） 對于值恒定的汽車，為使其在常遇到附著系數范圍內不致過低，其值總是選

29、得小于可能遇到的最大附著系數。所以在的良好路面上緊急制動時，總是后輪先抱死。 2.4.1 制動器最大制動力矩 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。最大制動力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，雙軸汽車前、后車輪附著力同時被充分利用或前、后輪同時抱死時的制動力之比為 ==0.65 （2—35） 式中 ，——汽車質心離前、后軸距離； ——同步附著系數； ——汽車質心高度。 通常，上式的比值：貨車約為0.5~0.7。 制動器所能

30、產生的制動力矩，受車輪的計算力矩所制約，即 =6516.130.47=3062.58 =10070.380.47=4733.08 式中 ——前軸制動器的制動力，； ——后軸制動器的制動力，； ——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； ——車輪有效半徑。 對于常遇的道路條件較差、車速較低因而選取了較小的同步附著系數值的汽車，為了保證在的良好的路面上（例如）能夠制動到后軸和前軸先后抱死滑移（此時制動強度），前、后軸的車輪制動器所能產生的最大制動力矩為 =13032.250.47=3062.58

31、 （2—36） （2—37） = 對選取較大值的各類汽車，則應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的后軸和前軸的最大制動力矩為 （2—38） = =4733.0 （2—40）

32、 = =3026 式中 —該車所能遇到的最大附著系數； —制動強度由式 —車輪有效半徑。 一個車輪制動器應有的最大制動力矩為上列公式計算結果的半值。 2.4.2 制動器因數 制動器因數BF的表達式表示制動器的效能，因此又稱為制動器效能因數。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，用于評比不同結構型式的制動器的效能。制動器因數可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產生的摩擦力與輸入力之比。 即： （2—41）

33、 = 式中——制動器摩擦力矩； ——制動鼓或制動盤的作用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力（或加于兩制動塊的壓緊力）的平均值為輸入力。 對于鼓式制動器，設作用于兩蹄的張開力分別為，制動鼓內圓柱面半徑即制動鼓工作半徑為，兩蹄給予制動鼓的摩擦力矩分別為和，則兩蹄的效能因數即制動蹄因數分別為： （2—42） （2—43） 2.4.3 制動器的結構參數

34、與摩擦系數 1）制動鼓直徑D或半徑R 當輸入力P一定時，制動鼓的直徑愈大，則制動力矩亦愈大，散熱性能愈好。但直徑D的尺寸受到輪輞內徑的限制，而且D的增大也使制動鼓的質量增大，使汽車的非懸架質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動鼓與輪輞之間應有相當的間隙，此間隙一般要求不應小于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即可求得制動鼓直徑D的尺寸。另外，制動鼓直徑D與輪輞直徑之比的范圍為：貨車 =0.64~0.74。 2）制動蹄摩擦襯片的包角和寬度b 摩擦襯片的包角在范圍內選擇，試驗表明，摩擦襯片包角時，磨損最小 ，制動谷溫度也最低，

35、且制動效能最高。再減小雖有利于散熱，但由于單位壓力過高將加速磨損。一般也不大于，因過大不僅不利于散熱，而且易使制動作用不平順，甚至可能發(fā)生自鎖。 摩擦襯片寬度b較大可以降低單位壓力、減少磨損，但過大則不易保證與制動鼓全面接觸。通常是根據在緊急制動時使其單位壓力不超過2.5MPa的條件來選擇襯片寬度b的。設計時應盡可量按摩擦片的產品規(guī)格選擇 b值根據國外統(tǒng)計資料可知，單個鼓式車輪制動器總的襯片摩擦面積隨汽車質量的增大而增大，單個摩擦襯片的摩擦面積A又決定于制動鼓半徑R、襯片寬度b及包角， 即 式中是以弧度（rad）為單位，當A，R，確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸

36、。制動器各蹄摩擦襯片總摩擦面積愈大，則制動時產生的單位面積正壓力愈小，從而磨損亦愈小。 3）摩擦襯片起始角如圖12..1所示。一般好是將襯片布置在制動蹄外緣的中央，并令。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。 4）張開力P的作用線至制動器中心的距離a 在保證制動輪缸或凸輪能夠布置于制動鼓內的條件下，應使距離a盡可能地大，以提高其制動效能。初步設計時可暫定a = 0.8R左右。 5）制動蹄支銷中心的坐標位置k和c 如圖12.1所示，制動蹄支銷中心的坐標尺寸k應盡可能地小，以使尺寸c盡可能地大，初步設計時可暫定c = 0.8R左右。

37、 6）摩擦片摩擦系數 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數，應提高對摩擦系數的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數偏離正常的敏感性的要求，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的穩(wěn)定值約為1.3~0.5，少數 可達0.7。一般說來，摩擦系數愈高的材料，其耐用性愈差。所以在制動器設計時并非一定追求高摩擦系數的材料。當前國產的制動摩擦片材料在溫度低于時，保持摩擦系數=0.35~0.40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，在選擇摩擦系數材料應

38、盡量采用減少污染和對人體無害的材料 2.4.4 制動器主要零件的結構設計 制動鼓應具有高的剛性和大的熱容量，制動時其溫升不應超過極限值。制動鼓的材料與摩擦襯片的材料相匹配，應能保證具有高的摩擦系數并使工作表面磨損均勻。 中型、重型貨車和中型、大型客車多采用由灰鑄鐵HT200或合金鑄鐵制造的制動鼓；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鼓；帶有灰鑄鐵內鼓筒的鑄鋁合金制動鼓在轎車上得到了日益廣泛的應用。鑄鐵內鼓筒與鋁合金制動鼓本體也是鑄到一起的，這種內鑲一層珠光體組織的灰鑄鐵作為工作表面，其耐熱性都很好，而且減小了質量。 制動鼓在工作載荷作用下會變

39、形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，而且損失少許踏板行程。鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板震動。為防止 這些現象需提高制動扶的剛度。為此，沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高其散熱性能。 制動鼓相對于輪轂的對是以直徑為的圓柱表面的配合來定位，并在兩者裝配緊固后精加工制動鼓內工作表面，以保證兩者的軸線重合。兩者裝配后需進行動平衡。許用不平衡度對貨車為30~40. 制動足壁后的選取主要是從剛度和強度方面考慮。壁厚取大些也有助于增大熱容量，但試驗表明，壁后從11mm增至20mm，摩擦表面平均最高溫度變化并不大。一般鑄造制動鼓的壁后：重型貨車為13~18mm。制動鼓在閉

40、口一側可開小孔，用于檢查制動器間隙。 轎車和輕型、微型貨車的餓制動蹄廣泛采用T行型鋼輾壓或鋼板沖壓—焊接制成；大噸位貨車的制動蹄則多用鑄鐵、鑄鋼或鑄鋁合金制成。制動蹄的斷面形狀和尺寸應保證其鋼度好，但小型車鋼板制的制動蹄腹板-上有時開有一、兩條徑向槽，使蹄的彎曲剛度小些，以便使制動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，并減少制動時的尖叫聲。。重型汽車制動蹄的斷面有工字形、山字形和字形幾種。制動蹄腹板和翼緣的厚度，貨車的約為5~8mm。摩擦襯片的厚度，貨車多在8mm以上。襯片可以鉚接或黏結在制動蹄上，黏結的允許

41、其磨損厚度較大，但不易更換襯片；鉚接的噪聲較小。 制動底板是除制動鼓制動器各零件的安裝基體，應保證各安裝零件相互間的正確位置。制動底板承受著制動器工作時的制動反力矩，故應有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH370—12的制動底座以代替鋼板沖壓的制動底板。剛度不足會導致制動力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 二自由度制動蹄的支承，結構簡單，并能使制動蹄相對制動鼓自行定位。為了使具有支承銷的一個自由度的制動蹄的工作表面與制動股的工作表面同軸心，應使支承位置可調。例如采用偏心支承銷或偏心輪。支承銷由45號鋼制造并高頻淬火。其支座為

42、可鍛鑄鐵（KTH370—12）或球墨鑄鐵（QT400—18）件。青銅偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好性并防止這些零件的腐蝕磨損。 具有長支承銷的支承能可靠地保持制動蹄的正確安裝位置，避免側向偏擺。有時在制動底板上附加一壓緊裝置，使制動蹄中部靠向制動底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機構調整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入，以保持制動蹄 是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸筒為通孔，需搪磨?；钊射X合金制造?；钊舛藟河袖撝频拈_槽頂塊，以支承插入槽中的制動蹄腹板端部或端部接頭。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密

43、封圈或靠在活塞內端面處的橡膠皮碗密封。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞；少數有四個等直徑活塞；雙領蹄式制動器的兩蹄則各用一個單活塞制動輪缸推動。 制動時，主缸中的高壓油從進油孔進入輪缸，油壓克服制動蹄回位彈簧的彈力，使兩活塞外移，推動制動蹄壓在制動鼓上，產生制動。放松制動時，輪缸中的活塞在制動蹄回位彈簧的作用下，向內移動，并使油液流回主缸，制動解除。 3 制動器驅動機構的結構型式選擇及設計計算 3.1 制動驅動機構的結構型式選擇 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源。力的傳遞方式又有機械式靠桿系或鋼絲繩傳力，其結構簡單，造價低廉

44、，工作可靠，但機械效率低故僅用于中、小型的駐車制動中。液壓式簡單制動系通常簡稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1~0.3s），工作壓力高（可達10~12MPa），輪缸尺寸小，可布置在制動器內部作為制動蹄張開機構或制動塊壓緊機構，使之結構簡單、緊湊、質量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的使用范圍。另外，液壓管路在過度受熱時會形成氣泡而影響傳輸，使制動效能降低甚至失效。液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車及部分中型貨車上。 3.1.1 液壓制動驅動機構的設計計算 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用

45、增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設計計算。 1）制動輪缸直徑與工作容積 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓有如下關系： 輪缸直徑的尺寸選取25mm，p選取為9 （3—1） （3—2） 求 P=4415.6N 式中—考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，。 制動管路液壓在制動時一般不超過10~12，對盤式制動器可再高些。壓力愈高鋼輪缸直徑愈小，但對管

46、路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。 輪缸直徑應在標準規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：19，22，24，25，28，30，32，38，40，45，50，55mm. 一個輪缸的工作容積： 制動鼓選取2mm （3—3） 式中——一個輪缸活塞的直徑； ——輪缸的活塞數目；n為2 ——一個輪缸活塞在完全制動時的行程； 在初設計時，.對鼓式制動其可取。 ——消除制動蹄（制動塊）與制動鼓（制動盤）間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器約等于相應制動蹄中部與制

47、動鼓之間的間隙的2倍； ——因摩擦襯片（襯塊）變形而引起的輪缸活塞行程，可根據襯片（襯塊）的厚度、材料彈性摸量及單位壓力計算； ，——鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗確定。 全部輪缸的總工作容積 =1962.54=-7850 （3—4） 式中 ——輪缸數目。 2）制動主缸直徑與工作容積 制動主缸應有的工作容積 式中——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 在初步設計時，考慮到軟管變形，貨車取，式中為全部輪缸的總工作容積。

48、 （3—5） 主缸活塞直徑和活塞行程可由下確定： 選取 （3—6） 10205= =23.5 在表中選取直徑為26mm 一般 =26mm 主缸的直徑應符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為：19，22，26，28，32，35，38，40，45。 根據主缸的行程公式得主缸的液體流量計算公式如下 （3—7） 由上式可求

49、得主缸的流量Q為： = （3—8） 3） 制動踏板力與踏板行程 制動踏板力可用下式驗算 = （3—9） 式中 ——主缸活塞直徑； ——制動管路的液壓； ——踏板機構傳動比，； 。 Figure 17-57 hydraulic brake driving mechanism computation uses the diagram 通常，汽車液壓驅動機構制動輪缸缸徑與制動主缸缸徑之比=0.9~1.2，當較小時，其活塞行程及相應的踏板行程便要加大。 制動踏板的工作行程為

50、 （3—10） =8(26+1.5+2) =236mm 式中 ——主缸中推桿與活塞間的間隙,一般取=1.5~2mm； ——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經過的行程。 在確定主缸容積時應考慮到制動器零件的彈性變形和熱變形以及用于制動驅動系統(tǒng)信號指示的制動液體積，因此，制動踏板的全行程（至與地板相碰的行程）應大于正常工作行程的40%~60%，以便保證在制動管路中獲得給定的壓力。 踏板力和踏板全行程分別不應

51、超過500~700N和150~170（小值用于轎車）。 為了避免空氣進入制動管路，在主缸活塞回位彈簧（亦為回油閥彈簧）的計算中，應保證在踏板放開后，制動管路中仍能保持0.05~0.14MPa的殘余液壓。 4） 制動主缸 在設計制動主缸時應考慮要否補償孔和在放開制動踏板說主缸活塞原始位置的定位方法以及在制動管路中是否必須有或不準的殘余壓力。 3.2 制動力分配的調節(jié)裝置 為了使汽車在不同的負載情況下，前、后車輪制動力的分配總能合乎或接近理想要求，即前后軸附著力同時被充分利用，以獲得盡可能好的制動性能，特別是防止后輪制動抱死側滑，在一些汽車的制動系中采用了各種各樣的壓力調節(jié)閥，來調整前

52、、后輪制動器的輸入壓力或氣壓，以改變前后車輪的制動力分配。 前面已經討論了制動力與制動力分配以及前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件，這里為了研究制動力分配調節(jié)裝置的設計原理，再將制動力分配及理想的分配條件與前、后車輪制動器的輸入液壓或氣壓直接聯(lián)系起來。 如果對汽車的空氣阻力與滾動阻力忽略不計，則汽車在表面狀態(tài)平衡、均勻的良好路面上直線行駛時，地面對前、后軸車輪的法向反力,.地面對前、后軸車輪作用的制動力 。 4 液壓系統(tǒng)計算及工作原理 4.1汽車制動裝置的工作原理 汽車制動是由外界對汽車施加與其行駛方向相反的一

53、個阻力，以消耗汽車所蓄有的動能，降低其行駛速度直至停車。該阻力稱為制動力。實質上，制動就是將汽車的動能強制地轉化為其他形式的能量，通常是轉化為熱能，散發(fā)到大氣中去。 當制動器不工作時，制動鼓內表面和制動蹄之間保持一個很小的間隙，制動鼓可隨車掄一起自由旋轉。制動時，駕駛員踩下制動踏板，推桿便推動主缸活塞右移，迫使制動油液壓力升高并經油管流入制動輪缸，輪缸活塞在高壓油作用下克服回位彈簧拉力，使兩制動蹄張開。這樣，不旋轉的制動蹄在消除與旋轉著的制動鼓的間隙后，在制動鼓上作用一個摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，大小決定于輪缸的張開力、摩擦片與制動鼓的摩擦系數和制動蹄與制動鼓的尺寸等。當力矩傳給車

54、輪后，由于車輪與路面的附著作用，車輪對路面產生一個向前的切向力。同時，路面會給車輪一個向后的大小相等的反作用力。這個力就是阻礙汽車前進的外界阻力，即制動力。汽車的總制動力是各車輪上制動力的總和。當放開制動踏板時，輪缸油壓降低，回位彈簧使制動制動蹄回位，，磨擦力矩消失，制動即行解除。 4.2 制動缸液壓傳動裝置的工作原理 當制動時，推桿推動活塞和皮碗向前運動，活塞上的單向閥和回油閥關閉，回位彈簧被壓縮，主缸內油壓升高，出油閥打開，高壓制動液便經管路到各個分泵，與此同時，制動燈開關由于油壓作用而使電路接通，制動燈開亮。 當放松制動踏板時，活塞在回位彈簧作用下向后移，主缸油壓下降，輪缸中的高

55、壓油推開回油閥而流回主缸。在此過程中，出油閥和活塞上的單向閥均關閉。當油管內壓力消失后，制動燈開關便斷開，制動燈熄滅。 當迅速放松制動時，主缸活塞在回位彈簧作用下迅速后移，主缸工作腔內的容積突然增大，輪缸內的油來比及迅速返回，在回油孔未被打開前，工作缸內產生一定的真空度，使工作腔同樣與活塞后端環(huán)形油腔間形成壓力差。在此壓力差作用下，環(huán)形油腔內的油便打開活塞頂上的單向閥，經活塞上六個小孔以及打開的皮碗和缸筒之間的密封環(huán)帶流入工作腔，貯油缸中的油液經補償孔進入環(huán)形油室。在此狀態(tài)下，若再踏下踏板，將會有更多的油液流入各輪缸，使制動效能提高。 4.3 液壓優(yōu)點與缺點 4.3.1 液壓優(yōu)點

56、1）制動時系統(tǒng)內的壓力相等，左右各車輪的制動是同時進行的，減少了汽車跑偏的可能性。 2）前后輪的制動力可以得到一定的比例，這只要將前后分泵活塞設計成合適的直徑即可。 3）當汽車震跳、懸掛的變化以及轉向時，不會發(fā)生自行制動現象。 4）不需要潤滑和經濟調整。 4.3.2 液壓的缺點 1）一處漏油就會使制動系統(tǒng)失靈。 2）低溫時制動液可能變濃，高溫時可能汽化，產生氣阻。 針對以上的缺點，人們采取了一些措施；為了補救因漏油而失靈，目前有采用雙管路制動系。為克服第二缺點，可根據不同的使用條件選用適當配方的制動液來解決。 4.4 輪缸的計算 4.4.1 前輪輪缸的活塞作用面積

57、 已知 前輪制動力矩=3062.58 = （4—1） 后輪制動力矩=4733.08 = （4—2） 前、后輪的壓力 為 = （4—3） = （4—4） 缸體中的液體的平均流速相應的過流截面面積成反比，即 （4—5） =0.023 前輪輪缸活塞在壓力的作用下，產生的推力為：

58、 N； （4—6） 后輪輪缸活塞在壓力的作用下，產生的推力為： N； （4—7） 前缸活塞輸出的機械能功率為： （4—8） 后缸活塞輸出的機械能功率為； （4—9） 由活塞的伸出速度可得流量 ： （4—10） 可得式 （4—11） 活塞式液壓缸產生的推力F公式

59、可算出液壓缸進油壓力： （4—12） （4—13） 活塞伸出的速度v為： =0.022 （4-14） 主缸活塞上的機械能功率為： =573.80.022=12.6W （4—15） 4..2 方向控制換向閥 換向控制閥是在液壓回路中用來轉換液流方向，選擇回路，或用于限定液流向某一方向流動，控制液壓缸和馬達等執(zhí)行元件的動作方向，進行起動、停止、加速、減速以及保持位置的閥。

60、 4.2.1 對換向閥的性能要求主要是 1）對各閥口之間的連通關系控制可靠，工作準確無誤。 2）閥芯運動平穩(wěn)、迅速，無震動和噪聲。 3）工作液體通過各閥口時的壓力損失要盡可能小。 4）閥運動副的間隙密封性要好，泄露量要盡可能小。 4.2.2 換向閥用于以下目的 1）變換執(zhí)行元件的動作方向。 2）使執(zhí)行元件在任意位置停止或起動。 3）裝在液壓回路中，進行回路選擇。 4）使數個執(zhí)行元件順序動作。 5）使液壓回路卸荷 6）作為控制閥，操縱其他閥。 4.4.3 手動換向滑閥的結構和工作原理 手動換向閥是由人直接操縱手柄，實現閥芯的轉換動作的閥。這種閥結構簡單，故障少，動

61、作可靠。此外，有可能實現與手柄傾角成比例的流量控制，因此可根據執(zhí)行元件的運動情況操作。如圖所示為三位四通手動換向閥的結構和職能符號圖。其中圖（a）為彈簧復位式，閥芯在中間位置時，供液口p，回液口T以及連接執(zhí)行元件的閥口A，B均互不相通。閥芯向右拉時，p與B,A與T相通；向左推時，則p與B,A與T相通。從而可以變換執(zhí)行元件的進、回液口，達到換向目的。手柄放松時，閥芯便在彈簧力的作用下，自動恢復到中間位置。圖（b）為鋼球定位式，這種結構操作輕便，閥可以停留在任一工作位置，而不要手把持。 （a） (b)

62、 圖4—1 手動換向閥的符號圖 Figure Manual cross valve mark chart 4.3 壓力控制閥 在液壓傳動系統(tǒng)中用來控制和調節(jié)工作液體壓力的液壓元件，總稱為壓力控制閥。溢流閥的基本功能有兩個，一個限制液壓傳動系統(tǒng)的最高工作壓力，起安全保護作用，通常又稱為安全閥；另一個是保持系統(tǒng)壓力（主要是液壓泵的輸出壓力）基本穩(wěn)定不變，起穩(wěn)壓作用，一般稱為穩(wěn)壓閥或就稱其為溢流閥。 4.3.1 對安全閥的性能要求主要是 1）當系統(tǒng)工作壓力小于閥的開啟壓力即閥關閉時，其閥口的密封型要好； 2）當系統(tǒng)壓力大于開啟壓力時，其閥口要及時開啟，反應靈敏，以可靠地保護系統(tǒng)

63、和元件的安全。 4.3.2 對穩(wěn)壓閥的性能要求主要是 1）控制壓力的變化范圍應盡量??； 2）當系統(tǒng)的流量發(fā)生變化時，閥芯在運動過程中不應發(fā)生沖擊和震蕩，運動要盡量平穩(wěn)。 5 結論 制動系統(tǒng)是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的安全性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，交通事故也不斷增加。據有關資料介紹，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的45%。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)的好壞還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。 制動器是保障汽車安

64、全運行、取得預期運行效益的最基本的部件，因此汽車制造廠、使用者、汽車維修和管理人員都很重視車輛的制動器。汽車制動器在制動系結構定型生產后即已確定，在使用過程中隨著汽車運行里程延緩，制動系的零件、部件不可避免地會磨損、老化、變形和腐蝕，制動系技術狀況因而逐漸惡化、變差，并顯示為制動性逐漸衰退，制動能力逐步下降，汽車固有的制動性就在使用過程中逐漸降低，直至喪失。總體上，在用車輛的制動性水平低于新車，具體車輛之間由于車輛固有制動性水平、行駛里程、使用水平及使用條件的差異，其制動效能就有明顯差異，即使同型號車輛也是各不相同，但其制動性隨行駛里程的延續(xù)不斷衰退卻是一致的，只是衰退的進程有快有慢而已。因此

65、，了解、掌握汽車制動性衰退程度，就成為保障車輛安全運行的重要技術措施。 本設計還存在不足之處，這些都需要進一步研究和進一步實踐來解決。 致謝 經過幾個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有李維慷導師的督促指導，想要完成這個設計是難以想象的。 感謝導師段鵬文老師，段鵬文平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料到設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是段鵬文仍然細心地糾正

66、圖紙中的錯誤。除了敬佩段鵬文的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，在他的悉心指導和嚴格要求下業(yè)已完成，無不凝聚著段鵬文導師的心血和汗水，他的嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣；他們循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。這片論文的每個實驗細節(jié)和每個數據，都離不開你的細心指導。而你開朗的個性和寬容的態(tài)度，幫助我能夠很快的融入我的這個課題中。在這次畢業(yè)設計期間，也始終感受著導師的精心指導和無私的關懷，我受益匪淺。在此向導師表示深深的感謝和崇高的敬意。 參考文獻 1.李惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2000 2.吳際璋.汽車構造.北京：人民交通出版社，2003 3.路甬祥.液壓氣動技術手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1981 4.任恒山.現代汽車概論[M].第1版.北京：人民交通出版社，2005. 5.張義民.汽車零部件可靠性設計[M] .第1版.北京：北京理工大學出版社，2000. 6.范迪彬.汽車構造（下）[M] .第1版.安徽