重型貨車氣壓制動系統(tǒng)設(shè)計說明書.doc

汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 題目 重型載貨汽車離合器設(shè)計 姓名 孔祥生 李朋超 席昌錢 同組者 嚴(yán)炳炎 余鵬 鄭大偉 專業(yè)班級 09 車輛工程 2 班 指導(dǎo)教師 王豐元 鄒旭東 設(shè)計時間 2012 11 1 2012 11 6 摘 要 汽車制動系的功用是使汽車以適當(dāng)?shù)臏p速度降速行駛直至停車 在下坡行駛時 使 汽車保持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速 使汽車可靠地停在原地或坡道上 汽車的制動性是汽車主動 安全性研究的重點內(nèi)容之一 隨著汽車行駛車速的不斷提高 對汽車制動性能的要求也 越來越高 汽車的制動系統(tǒng)除了實現(xiàn)良好的制動性能外 還要盡可能地減小駕駛員的工 作強度 因此 動力制動系統(tǒng)在汽車上得到了廣泛的應(yīng)用 氣壓動力制動是最常見的動力制動系統(tǒng) 多用于中重型汽車 氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展 最早的一種動力制動系統(tǒng) 其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓式的 其控制裝置大多數(shù) 是由制動踏板機構(gòu)和制動閥等氣壓控制原件組成 也有的在踏板機構(gòu)和制動閥之間還串 聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置 本文以一種重型貨車為研究對象 通過理論分析和計算對其 氣壓制動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行設(shè)計 目 錄 1 緒論 1 1 1 制動系的作用 1 1 2 氣壓制動系的研究現(xiàn)狀 2 2 制動系的總體設(shè)計 3 2 1 制動系統(tǒng)設(shè)計要求 3 2 2 制動系參數(shù)的選擇 4 2 3 汽車總質(zhì)量 4 2 4 制動力與制動力分配系數(shù) 4 2 5 制動器最大制動力矩 9 3 制動器的設(shè)計與計算 12 3 1 鼓式制動器的主要參數(shù) 13 3 1 1 制動鼓內(nèi)徑 13 3 1 2 摩擦襯片寬度 b 及包角 14 3 1 3 摩擦襯片起始角 0 15 3 1 4 制動蹄支撐點位置坐標(biāo) a 和 C 15 3 1 5 制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e 15 3 1 6 摩擦襯片的型號及摩擦系數(shù) 15 3 2 鼓式制動器的計算 15 3 2 1 計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 15 3 2 2 計算蹄片上的制動力矩 16 3 2 3 檢查制動蹄有無自鎖 18 3 3 襯片磨損特性的計算 19 3 3 1 比能量耗散率 單位功負(fù)荷 能量負(fù)荷 19 3 3 2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 f0 比摩擦力 20 3 3 3 駐車制動計算 21 3 4 制動鼓主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 21 3 4 1 制動鼓 21 3 4 2 制動蹄 22 3 4 3 制動底板 23 3 4 4 凸輪式張開機構(gòu) 23 3 4 5 摩擦材料 23 3 4 6 支承 24 4 氣壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 25 4 1 制動氣室 26 4 2 貯氣罐 28 4 3 空氣壓縮機 30 5 技術(shù)經(jīng)濟性分析 31 6 總結(jié) 33 致謝 34 參考文獻 35 1 緒論 1 1 制動系的作用 近百年來 汽車工業(yè)之所以常勝不衰主要得益于汽車作為商品在世界各處都有廣闊的 市場 生產(chǎn)批量大而給企業(yè)帶來豐厚的利潤 最主要的是科學(xué)技術(shù)的不斷進步 使汽車 能逐漸完善并滿足使用者的需求 隨著我國汽車產(chǎn)業(yè)的不斷發(fā)展和新交通法規(guī)的實施 我國的汽車及其運輸管理開始走向正軌 農(nóng)用運輸車將逐漸退出市場 而重型運輸自卸 車逐漸呈現(xiàn)出廣闊的發(fā)展前景 然而車輛交通安全歷來是人們最為關(guān)心的問題之一 它 直接關(guān)系到人民生命和財產(chǎn)的損失 因此汽車制動系統(tǒng)的可靠性研究至關(guān)重要 汽車制 動系是用于使行駛中的汽車減速或停車 使下坡行駛的汽車的車速保持穩(wěn)定以及使以停 駛的汽車在原地 包括在斜坡上 駐留不動的機構(gòu) 汽車制動系直接影響著汽車行駛的 安全性和停車的可靠性 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 停車可靠 汽車制動系的工作可靠性顯得日益重要 也只有制 動性良好 制動系工作可靠的汽車 才能充分發(fā)揮其動力性能 汽車制動系統(tǒng)至少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(jīng)常在山區(qū)行駛的汽車要增設(shè)應(yīng)急制動裝置及輔助制動裝置 牽引車還應(yīng)有自動 制動裝置 行車制動裝置用于使行駛中的汽車強制減速或停車 并使汽車在下短坡時保 持適當(dāng)?shù)姆€(wěn)定車速 其驅(qū)動機構(gòu)常采用雙回路或多回路結(jié)構(gòu) 以保證其工作可靠 駐車 制動裝置用于使汽車可靠而無時間限制地停駐在一定位置甚至在斜坡上 它也有助于汽 車在坡路上起步 駐車制動裝置應(yīng)采用機械式驅(qū)動機構(gòu)而不用液壓或氣壓驅(qū)動 以免其 產(chǎn)生故障 應(yīng)急制動裝置用于當(dāng)行車制動裝置意外發(fā)生故障而失效時 這時則可利用應(yīng)急制動裝置 的機械力源 如強力壓縮彈簧 實現(xiàn)汽車制動 應(yīng)急制動裝置不必是獨立的制動系統(tǒng) 它可 利用行車制動裝置或駐車制動裝置的某些制動器件 應(yīng)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(yīng)急制動的作用 輔助制動裝置用于山區(qū)行駛的汽車上 利用發(fā)動機排氣制動或電渦流制動等輔助 制動裝置 則可使汽車下長坡時長時間而持續(xù)地減低或保持穩(wěn)定車速并減輕或解除行車 制動器的負(fù)荷 通常 在總質(zhì)量為 5t 以上的客車上和 12t 以上的載貨汽車上裝備這種輔 助制動 減速裝置 任何一套制動裝置均由制動器和制動驅(qū)動機構(gòu)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動桿操縱 且具有專門的中央制動器或利用車輪制動器進行制動 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(qū)動機構(gòu) 而且每車必備 行車制動裝置 的驅(qū)動機構(gòu) 分液壓和氣壓兩種型式 用液壓傳遞操縱力時還應(yīng)有制動主缸和制動輪缸 以及管路 用氣壓操縱時還應(yīng)有空氣壓縮機 氣路管道 貯氣簡 控制閥和制動氣室等 過去 大多數(shù)汽車的駐車制動和應(yīng)急制動都使用中央制動器 其優(yōu)點是制動位于主減速 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(yīng)急制動時 往往使傳動軸超載 現(xiàn)代汽車由于車速提高 對應(yīng)急制動的可靠性要求 更嚴(yán) 因此 在中 高級轎車和部分總質(zhì)量在 1 5t 以下的載貨汽車上 多在后輪制動器 上附加手操縱的機械式驅(qū)動機構(gòu) 使之兼起駐車制動和應(yīng)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用氣壓制動 故多對后輪制動器另設(shè)獨立的由氣壓控制 而以強力彈簧作為制動力源的應(yīng)急兼駐車制動驅(qū)動機構(gòu) 也不再設(shè)置中央制動器 但也 有一些重型汽車除了采用了上述措施外 還保留了由氣壓驅(qū)動的中央制動器 以便提高 制動系的可靠性 1 2 氣壓制動系的研究現(xiàn)狀 氣壓制動系統(tǒng)是發(fā)展最早的一種動力制動系統(tǒng) 其供能裝置和傳動裝置全部是氣壓 式的 其控制裝置大多數(shù)是由制動踏板機構(gòu)和制動閥等氣壓控制原件組成 也有的在踏 板機構(gòu)和制動閥之間還串聯(lián)有液壓式操縱傳動裝置 氣壓制動由于可獲得較大的制動驅(qū) 動力且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單聯(lián)接和斷 開都很方便 因此廣泛用于總質(zhì)量為 8t 以上尤其是 15t 以上的載貨汽車 越野汽車和客車上 但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機 貯氣罐 制動閥等裝置 使結(jié)構(gòu)復(fù)雜 笨重 輪廓尺寸大 造 價高 管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢 作用滯后時間較長 0 3 0 9s 因此在制動閥到制動 氣室和貯氣罐的距離較遠(yuǎn)時有必要加設(shè)氣動的第二級控制元件 繼動閥 即加速閥 以及 快放閥 管路工作壓力較低 一般為 0 5 0 7MPa 因而制動氣室的直徑大 只能置于制動器 之外 再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄 使非簧載質(zhì)量增大 另外 制動氣室排氣時也有 較大噪聲 汽車在行駛過程中駕駛員要經(jīng)常使用制動器 為了減輕駕駛員的工作強度 目前汽車基本上都采用了伺服制動系統(tǒng)或動力制動系統(tǒng) 載重汽車一般均采用動力制動 系統(tǒng) 2 制動系的總體設(shè)計 2 1 制動系統(tǒng)設(shè)計要求 1 能適應(yīng)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)的規(guī)定 各項性能指標(biāo)除滿足設(shè)計任務(wù)書的規(guī)定和國家標(biāo) 準(zhǔn)的有關(guān)要求外 也應(yīng)考慮銷售對象國家和地區(qū)的法規(guī)和用戶要求 2 具有足夠的制動效能 包括行車制動效能和駐坡制動效能 3 工作可靠 汽車至少應(yīng)有行車制動和駐車制動兩套制動裝置且它們的制動驅(qū)動機 構(gòu)應(yīng)是各自獨立的 行車制動裝置的制動驅(qū)動機構(gòu)至少應(yīng)有兩套獨立的管路 當(dāng)其中一 套失效時 另一套應(yīng)保證汽車制動效能不低于正常值的 30 駐車制動裝置應(yīng)采用工作 可靠的機械式制動驅(qū)動機構(gòu) 4 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(shù) 急劇減小而發(fā)生所謂的 水衰退 現(xiàn)象 一般規(guī)定在出水后反復(fù)制動 5 15 次 即應(yīng)恢 復(fù)其制動效能 良好的摩擦材料吸水率低 其摩擦性能恢復(fù)迅速 也應(yīng)防止泥沙 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 某些越野汽車為了防止水 相泥沙侵入而采用封閉的制動器 5 制動時的操縱穩(wěn)定性好 即以任何速度制動 汽車都不應(yīng)當(dāng)失去操縱性和方向穩(wěn) 定性 為此 汽車前 后輪制動器的制動力矩應(yīng)有適當(dāng)?shù)谋壤?最好能隨各軸間載荷轉(zhuǎn) 移情況而變化 同一軸上左 右車輪制動器的制動力矩應(yīng)相同 否則當(dāng)前輪抱死而側(cè)滑 時 將失去操縱性 后輪抱死而側(cè)滑甩尾 會失去方向穩(wěn)定性 當(dāng)左 右輪的制動力矩 差值超過 15 時 會發(fā)生制動時汽車跑偏 對于汽車列車 除了應(yīng)保證列車各軸有適當(dāng) 的制動力分配外 也應(yīng)注意主 掛車之間各軸制動開始起作用的時間 特別是主 掛車 之間制動開始時間的協(xié)調(diào) 6 制動效能的熱穩(wěn)定性好 7 制動踏板和手柄的位置和行程符合人 機工程學(xué)的要求 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地短 9 制動時不應(yīng)產(chǎn)生振動和噪聲 10 與懸架 轉(zhuǎn)向裝置不產(chǎn)生運動干涉 在車輪跳動 汽車轉(zhuǎn)向時不會引起自行制動 11 制動系中應(yīng)有音響或光信號等警報裝置 以便能及時發(fā)現(xiàn)制動驅(qū)動件的故障和 功能失效 12 制動系的機件應(yīng)使用壽命長 制造成本低 對摩擦材料的選擇也應(yīng)考慮到環(huán)保 要求 1 2 2 制動系參數(shù)的選擇 貨車的主要參數(shù) 長 寬 高 mm 11976 2395 3750 軸數(shù) 軸 距 mm 4 1950 4550 1350 質(zhì)心距前軸 mm 5250 質(zhì)心距后軸 mm 2600 前 輪 距 mm 2022 后 輪 距 mm 1830 最小離地間隙 mm 285 整車整備質(zhì)量 kg 12000 最大裝載質(zhì)量 kg 16000 前滿載軸荷分配 KG 6000 后滿載軸荷分配 KG 22000 最 高 車 速 km h 100 質(zhì)心高度 mm 空載 943mm 滿載 1800mm 2 3 汽車總質(zhì)量 汽車的總質(zhì)量是指整備完好 裝備齊全并按規(guī)定載滿客貨時的汽車質(zhì)量 aogm 12000 16000 28000Kg 2 4 制動力與制動力分配系數(shù) 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(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩 則任 一角速度 的車輪 其力矩平衡方程為 0 2 1 0fBeTFr f 713452 0289 mN 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(zhuǎn)方向fT 反力 mN 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 BF 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 52m er 令 2 2 ffeTFr 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(dāng)車輪角速度 時 大小亦相等 且fFB 0 僅由制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定 即 取決于制動器的結(jié)構(gòu)型式 尺寸 摩擦副的摩擦系f fF 數(shù)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(dāng)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fTfB B 于附著力 即F BZ 或 max 式中 輪胎與地面間的附著系數(shù) Z 地面對車輪的法向反力 當(dāng)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fFBF 移 此后制動力矩 即表現(xiàn)為靜摩擦力矩 而 即成為與 相平衡以阻止車輪再fT ffeTr BF 旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值 當(dāng)制動到 以后 地面制動力 達到附著力 值后就不在0 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 fFpr 圖 2 1 制動力與蹋板力 FP 關(guān)系 Figure 2 1 Braking force and ta board strength FP relations 直至 20 世紀(jì) 50 年代 當(dāng)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(cè)滑的后果也不是顯得像前輪抱死喪失轉(zhuǎn)向能力那樣嚴(yán)重 因此往往將 值定的較0 低 即處于常附著系數(shù)范圍的中間較偏區(qū)段 但當(dāng)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(yán)重 由于車速高 它不僅 會引起側(cè)滑甩尾甚至?xí){(diào)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(shù) 貨車取0 0 5 當(dāng) 時 利用率最高 0 0q1 汽車減速度為 0 5 9 8 4 9 0 dutg 即 制動強度0 附著系數(shù)利用率 或附著力利用率 來表達 可定義為 BFqG 式中 汽車總的地面制動力 汽車所受重力 制動強度 q 根據(jù)汽車制動時的整車受力分析 考慮到制動時的軸荷轉(zhuǎn)移 可求得地面對前 后 軸車輪的法向反力 為 1Z2 1234 9 816 2 85790 21 dtughLG 2 3 15206 9 48125 87920 12 dtughLG 2 4 式中 G 汽車所受重力 L 汽車軸距 L 汽車質(zhì)心離前軸距離1 L 汽車質(zhì)心離后軸距離2 汽車質(zhì)心高度gh g 重力加速度 汽車制動減速度 m sdtu2 汽車總的地面制動力為 1680 28021 GqdtugFBB 式中 前軸車輪的地面制動力1BF 后軸車輪的地面制動力2 由上面兩式可求得前后軸車輪附著力為 73406 815 062 85 7920 221 ggBqhLGhFLGF 91236 0 815 02 85 92 112 ggBqhLGhFLGF 上式表明 汽車在附著系數(shù) 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(shù) 而是制動強度 或總制動力 的函數(shù) 當(dāng)汽車各車輪制動器的制動力足qF 夠時 根據(jù)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(shù) 和坡度情況等 制動過程可能出現(xiàn)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 3 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(shù) 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 GFFBff 2121 1ggff hL 8 734056 011 B 692522 fF 式中 前軸車輪的制動器制動力1f 后軸車輪的制動器制動力2f 前軸車輪的地面制動力1B 后軸車輪的地面制動力2F 地面對前后軸車輪的法向反力1 G 汽車所受重力 汽車質(zhì)心離前后軸距離1L2 汽車質(zhì)心高度gh 由上式可知 前后輪同時抱死時 前 后輪制動器的制動力 是 的函數(shù) 1fF2f 將上式繪成以 為坐標(biāo)的曲線 即為理想的前 后輪制動器制動力分配曲線 1fF2f 簡稱 I 曲線 如圖 圖 2 2 載貨汽車的 曲線與 線 Figure 2 2 Truck Curve and beta line 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1fF2f 車在任何附著系數(shù) 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(shù)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1fF 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(shù) fF f1 又由于在附著條件所限定的范圍內(nèi) 地面制動力在數(shù)值上等于相應(yīng)的制動周緣力 因此 又可通稱為制動力分配系數(shù) 前面已分別給出了制動強度 q 和附著系數(shù)利用率 根據(jù)所選定的同步附著系數(shù) 求 0 得 2 5 468 085 71602 1 Lhg01 進而求得 qGqFgB 021 hLg 012 1 當(dāng) 時 故 q 0 1BF 2B FB 1 當(dāng) 0 4 時 可能得到的最大總制動力取決于前輪剛剛首先抱死的條件 即 由上面的式得 1 FB 22 106538 405 626289 02 ghLG 6 q 3748 1 405 62 02ghL 9506202 g 當(dāng) 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 即時6 有上面的式得 2 FB 3 15982 506 2562890 01 gBhLGF 2 7 q 8 1 506 25 01ghL 970201 g 對于 值恒定的汽車 為使其在常遇到附著系數(shù)范圍內(nèi) 不致過低 其 值總是選 0 得小于可能遇到的最大附著系數(shù) 所以在 的良好路面上緊急制動時 總是后輪先抱0 死 2 5 制動器最大制動力矩 為了保證汽車有良好的制動效能和穩(wěn)定性應(yīng)合理地確定前后輪制動器的制動力矩 最大制動力是在汽車附著質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的 這時制動力與地面作用車輪 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21 的制動力之比為 2 8 80 01221 gfhLF 式中 L L 汽車質(zhì)心離前后軸的距離1 同步附著系數(shù)0 h 汽車質(zhì)心高度g 通常上式的比值 轎車約為 1 3 1 6 貨車約為 0 5 0 8 制動器所能產(chǎn)生的制動力矩受車輪的計算力矩所制約 即 2 1 38752 087341 efrFT mN 9 54692ef 2 10 式中 前軸制動器的制動力1fF 后軸制動器的制動力2f 作用于前軸車輪上的地面法向反力1 作用于后軸車輪上的地面法向反力2 車輪的有效半徑er 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(shù) 值的汽車 0 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0 0 7 此時制動強度 前 后軸的車輪制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為 q 2 11 egef rhLGrT 21max1 52 068 160 857920 40134 4N 2 12 max1max2ffT 4 03468 45622 8N 對選取較大 值的各類汽車 則應(yīng)從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā) 來確定各軸的0 最大制動力矩 當(dāng) 時 相應(yīng)的極限制動強度 故所需的后軸和前軸的最大制 q 動力矩為 2 13 egf rqhLGT 1max2 52 06 8 16025 8790 45478 4N 2 14 max2max1ffT 4 57846 0 40007 3N 式中 該車所能遇到的最大附著系數(shù) q 制動強度 r 車輪有效半徑 一個車輪制動器應(yīng)有的最大制動力矩為上列公式計算結(jié)果的值一半 3 制動器的設(shè)計與計算 制動器是制動系統(tǒng)中用以產(chǎn)生阻礙車輛運動或運動趨勢的力的部件 后一提法適用于 駐車制動器 一般制動器都是通過其中的固定元件對旋轉(zhuǎn)元件施加制動力矩 使后者的 旋轉(zhuǎn)角速度降低 同時依靠車輪與路面的附著作用 產(chǎn)生路面對車輪的制動力 以使汽 車減速 制動器主要有摩擦式 液力式和電磁式等幾種形式 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 但因成本高 只在一部分總質(zhì)量較大的商用車商上用作 車輪制動器或緩速器 液力式制動器一般只用作緩速器 目前廣泛使用的仍為摩擦式制 動器 凡利用固定元件與旋轉(zhuǎn)元件工作表面的摩擦作用產(chǎn)生制動力矩的制動器動器 都 稱為摩擦制動器 行車制動 駐車制動及第二 或應(yīng)急 制動系統(tǒng)所用的制動器 幾乎 都屬于摩擦制動器 摩擦制動器可分為鼓式和盤式兩大類 前者摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓 其工作表 面為圓柱面 后者的旋轉(zhuǎn)元件則為圓盤狀的制動盤 以端面為工作表面 旋轉(zhuǎn)元件同裝在車輪或半軸上 即制動力矩分別直接作用于兩側(cè)車輪上的制動器 稱 為車輪制動器 旋轉(zhuǎn)元件固裝在傳動系統(tǒng)的傳動軸上 其制動力矩須經(jīng)過驅(qū)動橋再分配 到兩側(cè)車輪上的制動器 則稱為中央制動器 車輪制動器一般用于行車制動 也有兼用 于第二制動 或應(yīng)急制動 和駐車制動的 中央制動器一股只用于駐車制動和緩速制動 鼓式制動器又分為多種形式 領(lǐng)從蹄式 單向雙領(lǐng)蹄式 雙向雙領(lǐng)蹄式 雙從蹄式 單向增力式和雙向增力式等結(jié)構(gòu)形式的制動器 領(lǐng)從蹄式制動器主要由制動鼓 制動蹄 和驅(qū)動裝置組成 蹄片裝在制動鼓內(nèi) 結(jié)構(gòu)緊湊 密封容易 領(lǐng)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 倒退行使的制動效果不變 結(jié)構(gòu)簡單成本 低 便于附裝駐車制動驅(qū)動機構(gòu) 易于調(diào)整蹄片與制動鼓之間的間隙 從而廣泛應(yīng)用于 中 重型貨車前后輪及轎車后輪制動器 盤式制動器摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件是以端面工作的金屬盤 此圓盤稱為制動盤 其固定 元件則有多種結(jié)構(gòu)形式 大體上可分為兩類 一類是工作面積不大的摩擦塊與其金屬背 板組成的制動塊 每個制動器中有 2 4 個 這些制動塊及其促動裝置都裝在橫跨制動盤 兩側(cè)的夾鉗形支架中 總稱為制動鉗 這種制動盤和制動鉗組成的制動器 稱為鉗盤式 制動器 另一類固定元件的金屬背板和摩擦片也呈圓盤形 因其制動盤的全部工作面可 同時與摩擦片接觸 故該類制動器稱為全盤式制動器 3 1 鼓式制動器的主要參數(shù) 汽車類別選用乘用車 汽車的總質(zhì)量 m 為 28t 汽車質(zhì)心高度 h 1 8m 軸距a g L 7 85m 汽車質(zhì)心離前軸距離 l 5 25m 汽車質(zhì)心離后軸距離 l 2 6m 其它幾何參數(shù)如1 2 圖 3 1 圖 3 1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) Fig3 1 The main geometric parameters of drum brakes 3 1 1 制動鼓內(nèi)徑 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 D 的增0 大受輪輞內(nèi)徑限制 而且 D 的增大也使制動鼓的質(zhì)量增大 使汽車的非懸掛質(zhì)量增加 不利于汽車的行駛平順性 制動鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙 通常要求該間隙不小 于 20mm 否則不僅制動鼓散熱條件差 而且輪輞受熱后可能粘住內(nèi)胎或烤壞氣門嘴 制 動鼓應(yīng)有足夠的壁厚 用來保證有較大的剛度和熱容量 以減少制動時的溫升 制動鼓 的直徑小 剛度就大 并有利于保證制動鼓的加工精度 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 D 之比的一般范圍為 r 轎車 D D 0 64 0 74r 貨車 D D 0 70 0 83 轎車制動鼓內(nèi)徑一般比輪輞外徑小 125mm 150mm 載貨汽車和客車的制動鼓內(nèi)徑一般 比輪輞外徑小 80mm 100mm 對于深槽輪輞由于其中間深陷部分的尺寸比輪輞名義直徑小 得多 所以其制動鼓與輪輞之間的間隙有所減小應(yīng)予注意 設(shè)計時亦可按輪輞直徑初步 確定制動鼓內(nèi)徑如表 3 1 13 表 3 1 制動鼓最大內(nèi)徑 Tablet 3 1 The largest diameter brake drum 輪輞直徑 in 12 13 14 15 16 20 22 5 轎車 180 200 240 260 制動鼓最大內(nèi)徑 mm 貨車 客車 220 240 260 300 320 420 制動鼓內(nèi)徑尺寸應(yīng)符合 QC T 309 1999 制動鼓工作直徑及制動蹄片寬度尺寸系列 的規(guī)定 由上述表格和輪胎標(biāo)準(zhǔn)初選制動鼓內(nèi)徑 420mm 3 1 2 摩擦襯片寬度 b 及包角 制動鼓半徑 R 既定后 摩擦襯片寬 b 和包角 便決定了襯片的摩擦面積 A 而 P A Rb 制動蹄各蹄總的摩擦面積 越大則單位壓力愈小從而磨損特性愈好 根據(jù)P pA 國外統(tǒng)計資料分析 單個車輪蹄式制動器總的襯片摩擦面積隨汽車總重而增加具體數(shù)如 表 3 2 2 表 3 2 摩擦襯片面積 Tablet 3 2 Friction lining area 汽車類別 汽車總重力 G KN0單個制動器的襯片摩擦面積 A cmP2 轎車 9 1515 25 100 200200 300 貨車 10 15 15 25 25 35 35 70 70 120 120 170 100 200 150 250 250 400 300 650 550 1000 600 1500 由根據(jù)表 2 2 選取對于車總質(zhì)量分配 m 7t 12t 時 A 550 1000 cm1aP2 制動鼓半徑 R D 2 420 2 210mm 確定后 襯片的摩擦面積為 A Rb 初選 100 初選 A 1000 2 500cm2 P 則 b A R 238 1mm 根據(jù) ZBT24005 89 選取 b 240mmP 3 1 3 摩擦襯片起始角 0 一般將襯片布置在制動蹄的中央 即令 0 100 2 100 100 2 50 3 1 4 制動蹄支撐點位置坐標(biāo) a 和 c 應(yīng)在保證兩蹄支撐端毛面不致互相干涉的條件下 使 a 盡可能大而 c 盡可能小 初步 設(shè)計選 a 0 8R 168mm c 40mm 3 1 5 制動器中心到張開力 F0作用線的距離 e 在保證輪缸或制動凸輪能夠布置于制動鼓內(nèi)的條件下 應(yīng)使距離 e 盡可能大 以提高 制動效能 初步設(shè)計時暫定 e 0 8R 168mm 3 1 6 摩擦襯片的型號及摩擦系數(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 不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù) 應(yīng)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的要求 后者對蹄式制動器是非常重要的 摩 擦襯片的型號及性能如表 3 3 3 表 3 3 內(nèi)張?zhí)闶街苿悠饕r片型號性能及用途 Tablet 3 3 Shoe brake linings Model Properties and Applications 產(chǎn)品規(guī) 格 摩擦系數(shù) 硬度 HBS 適用范圍 SY 1107 0 39 0 45 20 50 主要用于轎車等輕負(fù)荷車 SY0204 0 36 0 42 20 50 主要用于中型載重汽車 SY 9002 0 38 0 43 20 50 主要用于重型載貨汽車 由表 3 3 選取 SY 9002 規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為 0 4 3 2 鼓式制動器的計算 3 2 1 計算有一個自由度的緊蹄摩擦片的徑向變形規(guī)律 除摩擦片因有彈性容易變形外 制動鼓 蹄片和支撐也有變形 所以計算法向壓力 在摩擦襯片上的分布規(guī)律比較困難 通常只考慮襯片徑向變形的影響 其他零件變形的 影響較小而忽略不計 如圖 3 2 蹄片在張開力和摩擦力作用下 繞支撐銷轉(zhuǎn)動 dr 角 由于 dr 角很小 可 認(rèn)為 A 1B1B1 90 所以摩擦襯片表面的徑向變形為 1 B1C1 A1B1Sin r1dr OA1 OB 1 R A1B1 Sin R Sin r 1 R Sin dr 由此公式可看出蹄片壓力沿摩擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律 圖 3 2 制動蹄片受力分析圖 Fig3 2 Brake shoe stress analysis 3 2 2 計算蹄片上的制動力矩 制動轉(zhuǎn)矩目前一般采用效能因數(shù)法或分析圖解法計算 本書采用效能因數(shù)法計算 為此必需先求出制動蹄的效能因數(shù) 而后求制動力矩 設(shè)制動蹄的制動力矩和效能因數(shù) 分別為 T 和 Kt 輸入張開力 F 制動鼓半徑為 R 則 3 3 1 KTt 效能因數(shù) 是單位為 1 的系數(shù) 對于一定結(jié)構(gòu)型式的制動蹄 只要已知制動鼓轉(zhuǎn)向 制t 動蹄的主要幾何參數(shù)的相對值 即這些參數(shù)與 R 之比 以及摩擦系數(shù) 該蹄的 即可確tK 定 然后根據(jù)既定的 F 和 R 值求 T 1 領(lǐng)蹄 假定蹄鼓之間的單位壓力是沿周向均勻分布的 這一假定與實際情況相 差較遠(yuǎn) 據(jù)此算出的制動力矩較實際數(shù)值大 根據(jù)上面的分析計算可知 蹄片壓力沿摩 擦襯片長度的分布符合正弦曲線規(guī)律 根據(jù)數(shù)學(xué)推導(dǎo)得領(lǐng)蹄效能因數(shù)為 1tK 3 2 1sinco 1 Kt 式中 6 120 68 ReaRh 732fK 4 1301684arcsinrcsinrcsin 221 襯片包角 取為 1 sin 2sin4 273509o1 51 tansiarctn 08 214 t 3 75o0 將以上所計算得到的數(shù)值代入式 3 2 中可得出 53 1 tK 2 從蹄制動效能因數(shù) 其公式為2tK 3 3 1sinco 2 t 式中 6 120 68 ReaRh 0 2fK 43rcsinrcsin21 a 1 i 2i4 273509o1 5 12 tansiarct 08 4 rn o 4762o0 代入公式 3 3 tK 前面已經(jīng)分析領(lǐng)從蹄中頂端推力 F1 F2 則可得 1 26 05312 tttK 對于凸輪張開機構(gòu) 張開力 F 3 4 1 5 0BTf 有前面所算數(shù)據(jù)所得 T 代入公式 3 4 中 便可得到 F 值為 21360N 汽車制動力總和f F 與整車質(zhì)量 m 的百分比 a 6097 102 1360 amF 則可知該制動力符合標(biāo)準(zhǔn) 根據(jù)以上計算后得到的 值 F 值 以及已知的 R 值代入公式 3 1 中 最終到 tK 2 897102136 mNRT 3 2 3 檢查制動蹄有無自鎖 計算鼓式制動器 必須檢查蹄有無自鎖的可能 如果 f c cos 1 R1 c Sin 1 就不會自鎖 f 0 4 c 2ac m3 7684022 摩擦力的作用半徑 2 2 1 sin2si cos2 s co4 RR 27117 7204 SCCo 235 2mm 式中 00 0 264arcsin42 126 061 o32 9 sin2i coarctn 1 4 0826017 35so1 1 fR 所以制動器不會自鎖 合格 3 3 襯片磨損特性的計算 摩擦襯片 襯塊 的磨損受溫度 摩擦力 滑磨速度 制動鼓 制動盤 的材質(zhì)及加工 情況 以及襯計 襯塊 本身材質(zhì)等許多因素的影響 因此在理論上計算磨損性能極為困 難 但試驗表明 影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力 從能量的觀點來說 汽車制動過程即是將汽車的機械能 動能和勢能 的一部分轉(zhuǎn)變 為熱量而耗散的過程 在制動強度很大的緊急制動過程中 制功器幾乎承擔(dān)了汽車全部 動能耗散的任務(wù) 此時 由于制功時間很短 實際上熱量還來不及逸散到大氣中 而被 制動器所吸收 致使制動器溫度升高 這就是所謂制動器的能量負(fù)荷 能量負(fù)荷越大 則襯片 襯塊 磨損將越嚴(yán)重 對于盤式制動器的襯塊 其單位面積上的能量負(fù)荷比鼓式 制動器的襯片大許多倍 所以制動盤的表面溫度比制動鼓的高 各種汽車的總質(zhì)量及其制動襯片 襯塊 的摩擦面積各不相同 因面有必要用一種相 對的量作為評價能員負(fù)荷的指標(biāo) 目前 各國常用的指標(biāo)是比能量耗散率 即每單位襯 片 襯塊 摩擦面積的每單仿時間耗散的能量 通常所用的計量單位為 比能量耗2 Wm 散率有時也稱為單位功負(fù)荷 或簡稱能量負(fù)荷 3 3 1 比能量耗散率 單位功負(fù)荷 能量負(fù)荷 雙軸汽車單個后輪制動器比能量耗散率為 e2 m a v12 v22 1 4tA 2 3 5 其中 ma為汽車總質(zhì)量 t 初選乘用車 28t 為汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) 緊急制動停車時 v2 0 認(rèn)為 1 v1為制動初速度 對于總質(zhì)量 3 5t 以上的貨車 v1 65Km h 18m s j 為制動減速度 計算時一般取 j 0 6g m s2 j du dt A2為后制動器襯片的摩擦面積 t 為制動時間 t v 1 v2 j 18 0 0 6g 3 07 s 為制動力分配系數(shù) F f1 Ff1 Ff2 前軸車輪的制動器制動力 F f1 Z 1 后軸車輪的制動器制動力 F f2 Z 取 軸距 L 7 85m 質(zhì)心高度 hg 1 8m 汽車質(zhì)心離前軸距離 L1 5 25m 汽車質(zhì)心離后軸距離 L2 2 6m 附著系數(shù) 0 7 見表 3 4 表 3 4 路面狀況與附著系數(shù)對應(yīng)表 Tablet 3 4 Pavement behavior and coefficient of adhesion correspondence table 路面狀態(tài) 附著系數(shù) 干燥水泥路面 0 7 1 0 潮濕水泥路面 0 4 0 6 Ff1 Z1 G L 2 hgj g L 0 7 28000 9 8 2 6 1 8 0 6 9 8 9 8 7 85 90045N Ff2 Z2 G L1 h gj g L 0 7 2800 9 8 5 25 1 8 0 6 9 8 9 8 7 85 102034 8 N 90045 90045 102034 8 0 468 e2 1 2800 182 0 1 0 468 4 3 07 140000 1 59W mm2 1 8 W mm 2 合格 鼓式制動器的比能量耗散率以不大于 1 8W mm 為宜 2 2 3 3 2 襯片單位摩擦面積的制動器摩擦力 f0 比摩擦力 單個車輪制動器的比摩擦力為 Ff0 3 6 RATf 式中 T f 單個制動器的制動力矩 R 制動鼓半徑 A 單個制動器的襯片摩擦面積 由前面計算 Tf 71344 R 210mm A 1000mm 代入式得 Ff0 0 34N mm2 0 48N mm2 3 3 3 駐車制動計算 圖 3 3 為汽車在上坡路上停駐時的受力情況 圖 3 3 汽車在上坡路上停駐時受力分析 Fig3 3 Stress Analysis of the ascent vehicle docked 上 下坡時可能停駐的極限坡路傾角為 arc tan L 1 L h g arc tan 0 7 2 6 7 85 0 7 1 8 15 4 arc tan L 1 L h g arc tan 0 7 1 8 5 25 0 7 0 943 12 03 經(jīng)過計算 與 都不小于 16 20 合格 3 3 4 應(yīng)急制動 應(yīng)急制動時 后輪都將抱死滑移 故后輪制動力為 96792 8N 此時所需的后輪制動力矩為 12gazB hLgmF egeBrhLr 2 9587 1 N m 式中 為汽車滿載重力 L 為軸距 為汽車質(zhì)心到前軸的距離 為質(zhì)心高度 為路面gma 1Lgh2BF 對后橋的法向反力 為附著系數(shù) 為車輪有效半徑 er 3 4 制動鼓主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 4 1 制動鼓 制動鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大量的熱容量 制動時其溫升不應(yīng)超過極限值 制動鼓 的材料應(yīng)于摩擦襯片的材料相匹配 以保證具有高的摩擦系數(shù)并使工作表面磨損均勻 中型 重型載貨汽車和中型 大型客車多采用灰鑄鐵 HT200 或合金鑄鐵制造的制動 鼓 在工作載荷作用下制動鼓會變形 導(dǎo)致蹄與鼓間的單位壓力不均勻 且會損失少許 踏板行程 鼓筒變形后的布圓柱度過大時也易引起制動器的自鎖或踏板振動 為防止這 些現(xiàn)象發(fā)生 應(yīng)提高制動鼓的剛度 為此 沿鼓口的外緣鑄有整圈的加強肋條 也常加 鑄一些軸向肋條以提高其散熱性能 也有在鋼板沖壓的制動鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵 內(nèi)鼓筒 組合構(gòu)成制動鼓 制動鼓在工作載荷作用下會變形 致使蹄鼓間單位壓力不均勻 且會損失少許踏板行 程 鼓筒變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板扳動 為防止這些現(xiàn)象需提高制動 鼓的剛度 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 其散熱件能 制動鼓相對于輪轂的對中是以某一直徑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(nèi)工作表面 以保證兩者的軸線重合 兩者裝配后還需進行動平衡 其 許用不平衡度對轎車為 15Ncm 20Ncm 對貨車為 30Ncm 40Ncm 制動鼓壁厚的選取主要是從其剛度和強度方面考慮 壁厚取大些也有利于增大其熱容 量 但試驗表明 壁厚由 11mm 增至 20mm 時 摩擦表面的平均最高溫度變化并不大 一般鑄造制動鼓的壁厚 轎車為 7mm 12mm 中 重型載貨汽車為 13mm 18mm 制動鼓 在閉口一側(cè)外緣可開小孔 用于檢查制動器間隙 本車選用 HT200 鑄造制動鼓 3 4 2 制動蹄 轎車和微型 輕型載貨汽車的制動蹄廣泛采用 T 形型鋼輾壓或鋼板沖壓 焊接制成 大噸位載貨汽車的制動蹄則多用鑄鐵 鑄鋼或鑄鋁合金制成 制動蹄的結(jié)構(gòu)尺寸和斷面 形狀應(yīng)保證其剛度好 但小型車用鋼板制的制動蹄腹板上有時開有一 兩條徑向曹 使 蹄的彎曲剛度小些 以便使制動蹄摩擦襯片于制動鼓之間的接觸壓力均勻 因而使襯片 的磨損較為均勻 并可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 轎車的約為 3mm 5mm 貨車的約為 5mm 8mm 摩擦襯 片的厚度 轎車多為 4 5mm 5mm 貨車多為 8mm 以上 襯片可鉚接或粘貼在制動蹄上 粘貼的允許其磨損厚度較大 使用壽命增長 但不易更換襯片 鉚接的噪聲較小 本車制動蹄 HT200 鑄造 3 4 3 制動底板 制動底板是除制動鼓外制動器各零件的安裝基體 應(yīng)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 因此它應(yīng)有足夠的剛度 為此 由鋼 板沖壓成形的制動底板均具有凹凸起伏的形狀 重型汽車則采用可鍛鑄鐵 KTH370 12 的 制動底板 剛度不足會使制動力矩減小 踏板行程加大 襯片磨損也不均勻 3 4 4 凸輪式張開機構(gòu) 凸輪式張開機構(gòu)的凸輪及其軸是由 45 號鋼模鍛成一體的毛坯制造 在機加工后經(jīng)高 頻淬火處理 凸輪及其軸是由可鍛鑄鐵或球墨鑄鐵的支架支撐 而支架則用螺栓或鉚釘 固定在制動底板上 為了提高機構(gòu)的傳動效率 制動時凸輪是經(jīng)過滾輪推動制動蹄張開 滾輪由 45 號鋼制造并高頻淬火 3 4 5 摩擦材料 摩擦材料的基本要求 1 摩擦系數(shù)高而穩(wěn)定 一般摩擦材料的摩擦系數(shù) 都隨溫度 壓力 相對滑動速度 工作表面的清潔程度而變化 其中溫度影響尤為顯著 2 耐磨性好 3 有一定的機械強度和良好的工藝性 4 有一定的耐油 耐濕 抗腐蝕及抗膠合性能 5 容許比壓力大及不傷制動輪 當(dāng)前 在制動器巾廣泛采用著模壓材料 它是以石棉纖維為主并均樹脂粘站劑 調(diào) 整摩擦性能的填充刑 出無機粉粒及橡膠 聚合樹脂等配成 勺噪聲消除別 主要成分為石 墨 等混合后 在高溫廠模壓成型的 模壓材料的撓性較差 故應(yīng)佐按襯片或襯塊規(guī)格模 壓 其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料 使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及 其他性能 無石棉摩擦材料是以多種金屬 有機 無機材料的纖維或粉末代替石棉作為 增強材料 其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同 若金屬纖維和粉末的含 量在 40 以上 則稱為半金屬摩擦材料 這種材料在美 歐各國廣泛用于轎車的盤式制動 器上 已成為制動摩擦材料的主流 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分 占 總質(zhì)量的 60 80 摻上石墨粉 陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑 用粉末冶 金方法制成 其抗熱衰退和抗水衰退性能好 但造價高 適用于高性能轎車和行駛條件 惡劣的貨車等制動器負(fù)荷重的汽車 3 4 6 支承 二自由度制動蹄的支承 結(jié)構(gòu)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鼓的工作表面同軸心 應(yīng)使支承位置 可調(diào) 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 其支座為可鍛 鑄鐵 KTH 370 12 或球墨鑄鐵 QT 40018 偏心輪可保持制動蹄腹板上的支承孔的完好件 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止確安裝位置 避免側(cè)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(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動蹄腹板張開端插入 以保持制動蹄的正確位置 4 氣壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 氣壓制動系必須采用空氣壓縮機 貯氣罐 制動閥等裝置 使結(jié)構(gòu)復(fù)雜 笨重 輪廓尺寸 大 造價高 管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢 作用滯后時間較長 0 3 0 9s 因此在制動 閥到制動氣室和貯氣罐的距離較遠(yuǎn)時有必要加設(shè)氣動的第二級控制元件 繼動閥 即加 速閥 以及快放閥 管路工作壓力較低 一般為 0 5 0 7MPa 因而制動氣室的直徑大 只能 置于制動器之外 再通過桿件及凸輪或楔塊驅(qū)動制動蹄 使非簧載質(zhì)量增大 另外 制動氣 室排氣時也有較大噪聲 圖 4 1 為一汽車的氣壓雙回路制動系示意圖 圖 4 1 氣壓雙回路制動系示意圖 Fig4 1 Schematic diagram of dual circuit brake system pressure 1 氣喇叭 2 氣喇叭開關(guān) 3 氣壓調(diào)節(jié)閥 4 前制動器室 5 雙針氣壓表 6 主儲氣筒 供后 制動器 7 放水閥 8 低壓報警器 9 取氣閥 10 儲氣筒單向閥 11 主儲氣筒 供前制動器 12 快放閥 13 后制動器室 14 連接頭 15 掛車分離開關(guān) 17 梭閥 18 安全閥 19 濕儲 氣筒 20 并列雙腔制動閥 21 單缸空氣壓縮機 此制動系統(tǒng)中 它備有兩個主儲氣筒 11 和 6 單缸空氣壓縮機 21 輸出的壓縮空氣首 先經(jīng)儲氣筒單向閥 9 進入濕儲氣筒并進行油水分離 然后分為兩個回路 一個回路經(jīng)主 儲氣筒 11 及并列雙腔制動閥 20 的后腔 通向前制動器室 4 另一回路經(jīng)主儲氣筒 6 及并 列雙腔制動閥 20 的前腔和快放閥 12 通向后制動氣室 13 當(dāng)其中一個回路因故障而失 效時 另一回路可繼續(xù)工作 以使汽車保持有一定的制動能力 因此也提高了汽車的行 駛安全性 然而 絕不應(yīng)如此僅利用一個制動回路長時間行車 以免發(fā)生意外 其中 空氣壓縮機以壓力達到 1 0Mpa 的壓縮空氣向貯氣罐充氣但由調(diào)壓器調(diào)定的貯 氣罐壓力 一般為 0 67 0 73Mpa 而安全閥限定的貯氣罐最高壓力則為 0 9Mpa 左右 為了在空氣壓縮機停止工作的時間內(nèi)仍能保證制動氣室 空氣伺服氣室 駐車制動操縱 氣缸以及汽車上的其他氣動裝置正常工作 在計算時可取工作氣壓為 0 6Mpa 貯氣罐有 也應(yīng)有較大的容積儲備 為了減少氣壓制動系統(tǒng)尤其是貯氣罐的體積和質(zhì)量 個別車型 也有采用貯氣罐壓力達 1 8Mpa 工作壓力達 0 9Mpa 的高壓氣制動系統(tǒng)的 氣壓系統(tǒng)設(shè)計首先要解決好空氣壓縮機 貯氣罐等壓縮空氣的供給裝置與制動氣室 空氣伺服氣室 駐車制動操縱氣缸等氣壓使用裝置間的合理匹配 為此 就要進行初步 的設(shè)計計算 4 1 制動氣室 制動氣室有膜片和活塞式兩種 膜片式的結(jié)構(gòu)簡單 對室壁的加工要求不高 無摩 擦副 密封性較好 但所容許的形成較小 膜片壽命也不及活塞式的 活塞式制動氣室 的行程較長 推力一定 但有摩擦損失 制動氣室輸出的推桿推力 Q 應(yīng)保證制動器制動蹄所需的張力 例如 當(dāng)采用非平衡 式凸輪張開裝置時 兩蹄的張開力與制動氣室輸出的推力 Q 之間的關(guān)系可由下式 Q 13 8705N 4 1 21pha 式中 a 2 P1P2 對凸輪中心的力臂 h Q 力對凸輪軸線的力臂 根據(jù)凸輪形狀的不同 a 和 h 可能會隨凸輪轉(zhuǎn)角而變化 a 取 30mm h 取 328mm 為了輸出推力 Q 則制動氣室的工作面積應(yīng)為 A cm2 4 2 hpP2 1 aQ 1450687 式中 p 制動氣室的工作壓力 對于活塞式制動氣室 A 2D4 式中 D 活塞或氣缸直徑 hpP1a D 和 d 由表 4 1 15 選取 重型貨車初選型號為 24 表 4 1 活塞式制動氣室的參數(shù) Tablet Diaphragm brake chamber parameters 型號 D mm d mm d D 沖壓殼體壁 厚 mm 卡箍壁 厚 mm 推桿最大行 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 若已知制動蹄端部行程及制動凸輪輪廓幾何參數(shù) 便于求出制動時所需的凸輪轉(zhuǎn)角 并據(jù)以求得尺寸 a 與 h 于是制動氣室推桿行程為 4 4 l2 式中 行程儲備系數(shù) 其中還考慮了摩擦襯片容許磨損量的影響 對于在使用過程 中推桿行程不變的剛性中間傳動機構(gòu) 取 1 2 1 4 對于帶有摩擦副的中間傳動機構(gòu) 則 2 2 2 4 或更大些 這里取 2 3 代入式 15 55mm 符合要求lah21 435283 制動氣室的工作容積 可按下式計算 sV 4 2 貯氣罐 貯氣罐由鋼板焊成 內(nèi)外涂以防銹漆 也有用玻璃鋼制造的 其防腐性很好 貯氣 罐的容積大小應(yīng)適當(dāng) 過大將使充氣時間過長 過小將使每次制動后罐中壓力降落太大 因而當(dāng)空氣壓縮機停止工作時 可能進行的有效制動次數(shù)太少 當(dāng)汽車具有空氣懸架 氣動車門開閉機構(gòu)等大量消耗壓縮空氣的裝備時 往往加裝副貯氣罐 主 副貯氣罐間 應(yīng)有壓力控制閥 使得只有在主貯氣罐的氣壓高于 0 60 0 63MPa 左右時才向副貯氣罐充 氣 主貯氣罐的氣壓達到上述壓力值時方可出車 貯氣罐上裝有安全閥 貯氣罐底裝有 放水閥 設(shè)貯氣罐容積為 全部制動管路的總?cè)莘e為 各制動氣室壓力腔最大容積之cVgV 和為 通常 約為 的 25 50 sgs 4 5 31028 52 cms 制動前貯氣罐與制動管路 制動氣室隔絕 制動氣室壓力腔的容積為零 管路中的 絕對壓力與大氣壓 相等 若此時貯氣罐中的相對壓力為 則制動前由貯氣罐 制動管0p cp 路 制動氣室系統(tǒng)中空氣的絕對壓力與容積的乘積之總和為 goccVpV 0 完全制動時 貯氣罐中的壓縮空氣經(jīng)制動閥進入所有制動管路和各制動氣室 直至 管路和氣室中的相對壓力達到制動閥所控制的最大工作壓力 后 再度將貯氣罐與制動maxp 管路及制動氣室隔絕為止 此時制動氣室壓力腔容積達到最大值 同時貯氣罐中的sV 相對壓力降至 此時上述系統(tǒng)中的空氣絕對壓力與容積的乘積得總和為 cp 0max0 pVVpsgcc 設(shè)系統(tǒng)中空氣的膨脹過程為等溫過程 則 即 0max000 pVVppVp sgccgcc 所以在空氣壓縮機不工作時 進行一次完全制動后的貯氣罐壓力將為 cgsgcc p 0max 相對于調(diào)壓器調(diào)定的貯氣罐氣壓的壓力降 應(yīng)不超過 0 03Mpa 設(shè)計時一般取貯氣 罐的總?cè)莘e為 20 40 38580cm2cVs 設(shè)計時還應(yīng)考慮在空氣壓縮機停止工作的情況下 貯氣罐中氣壓由最大壓力降至最 小安全壓力前的連續(xù)制動次數(shù) n 為 n 1lg min axcgscVP 式中 貯氣罐內(nèi)空氣的最高絕對壓力和最低絕對壓力 cmaxin 一般要求 n 8 12 次 貯氣罐的直徑遠(yuǎn)大于其壁厚 是一薄壁結(jié)構(gòu) 應(yīng)按薄壁圓筒對其壁厚進行強度計算 如圖所示 在貯氣罐壁上取一單元體 其左右側(cè)面作用著拉應(yīng)力 上下側(cè)面作用著拉x 應(yīng)力 單元體的外表面為自由表面 內(nèi)面為圓筒壁 作用著內(nèi)壓 根據(jù)材料力學(xué)的y cp 公式 可求出 x t4DPc yt2c 式中 貯氣罐內(nèi)的氣壓cp D 貯氣罐圓筒部分內(nèi)徑 t 貯氣罐壁厚 圖 4 2 儲氣罐強度計算簡圖 Fig4 2 Tank strength calculation diagram 由于徑向應(yīng)力 有從里面的 到外面的 0 的變化 在壁厚非常薄的情況下 值z cp z 與 值比較起來非常小 故可忽略不計 再者 由于容器的對稱性 故單元體界面x y 上也不應(yīng)有剪切應(yīng)力作用 這樣 單元體的三個主應(yīng)力 01 yt2DPc2 xt4Pc3 z 按第三強度理論的強度條件 有 r31 0 t2Pc tDc 4 3 空氣壓縮機 空氣壓縮機的出氣率應(yīng)根據(jù)汽車各個啟動裝置耗氣率的總和來確定 每次制動所消 耗的壓縮空氣的容積 V 為 B 1286 2 1208 3600cm3 gsB 式中 V 制動氣室的工作容積 s V 制動管路的工作容積g 空氣壓縮機是發(fā)動機的附件是氣源裝置中的主體 是提供一定氣壓的壓縮空氣來驅(qū) 動車輛氣制動系統(tǒng)和輔助用氣系統(tǒng)的裝置 它是將原動機 通常是電動機 的機械能轉(zhuǎn) 換成氣體壓力能的裝置 是壓縮空氣的氣壓發(fā)生裝置 空氣壓縮機的種類很多 按工作 原理可分為容積型壓縮機和速度型壓縮機 容積型壓縮機的工作原理是壓縮氣體的體積 使單位體積內(nèi)氣體分子的密度增加以提高壓縮空氣的壓力 速度型壓縮機的工作原理是 提高氣體分子的運動速度 使氣體分子具有的動能轉(zhuǎn)化為氣體的壓力能 從而提高壓縮 空氣的壓力 5 技術(shù)經(jīng)濟性分析 以發(fā)動機的動力驅(qū)動空氣壓縮機作為制動器制動的唯一能源 而駕駛員的體力僅作 為控制