東風EQ1090E型貨車制動系統(tǒng)及鼓式制動器總成的設計含5張CAD圖.zip

東風EQ1090E型貨車制動系統(tǒng)及鼓式制動器總成的設計含5張CAD圖.zip,東風,EQ1090E,貨車,制動,系統(tǒng),制動器,總成,設計,CAD 目 錄 II 摘 要 III Abstract IV 緒 論 1 1 汽車總體設計 2 1.1 汽車總體設計應滿足的基本要求 2 1.2 汽車形式的確定 2 1.3 汽車整體質(zhì)量的確定 3 1.4 汽車主要尺寸的確定 3 1.5 汽車性能參數(shù)的確定 4 1.6 發(fā)動機的選擇 5 2 鼓式制動器 6 2.1 結(jié)構(gòu)形式 6 2.2 方案選擇 6 3 制動力參數(shù)設計計算 8 3.1 制動過程車輪所受的制動力 8 3.2 制動距離與制動減速度計算 13 3.3 制動器的最大力矩 14 4 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件的設計計算 16 4.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 16 4.2 制動蹄 18 4.3 制動鼓 18 4.4 制動輪缸 19 4.5 摩擦片 19 5 鼓式制動器的設計計算 20 5.1 鼓式制動器的制動力的計算 20 5.2 制動蹄上的力矩 21 5.3 駐車制動制動能力的計算 24 5.4 制動因素計算 25 6 主要部件的強度計算和校核 28 6.1 制動蹄支承銷剪切應力計算 28 6.2 緊固摩擦片鉚釘?shù)募羟袘︱炈?29 7 制動器驅(qū)動機構(gòu)分析與計算 30 7.1 驅(qū)動機構(gòu)的方案選擇 30 7.2 制動管路的選擇 30 7.3 液壓驅(qū)動機構(gòu)的設計計算 31 8 結(jié) 論 35 參考文獻 36 致謝 37 東風 EQ1090E 型貨車制動系統(tǒng)及鼓式制動器總成的設計 摘 要 隨著社會經(jīng)濟的高速發(fā)展，私家車越來越多的被人們購買，推動汽車行業(yè)的快速發(fā)展。但與之帶來的是安全問題，汽車的安全與制動系統(tǒng)有著不可分割的關系。制動系統(tǒng)是由制動操縱機構(gòu)和制動器兩個主要部分組成。制動器也分為很多種，這次的設計主要是采用鼓式制動器?？紤]到汽車制動穩(wěn)定性和制動效能這兩方面，經(jīng)過綜合考慮最終選取領從蹄式鼓式制動器。因為這種制動器的制動效能居中，穩(wěn)定性比較好。 論文先介紹了汽車制動系發(fā)展情況和制動系統(tǒng)的意義。鼓式制動器是制動系統(tǒng)中一個重要的組成部分，故論文先對鼓式制動器進行了設計計算。進行鼓式制動器設計之前還需要對汽車整車的數(shù)據(jù)參數(shù)進行確定和設計。最終對制動系統(tǒng)的部分進行了設計，其中主要是對驅(qū)動方案的確定和設計計算。還總結(jié)了這次設計的收獲。 這次設計的東風 EQ1090E 型貨車制動系統(tǒng)的管路系統(tǒng)我選擇的是 II 型回來，前后輪的制動管路系統(tǒng)是相互獨立的，選擇這種制動管路系統(tǒng)是為了提高制動性能的穩(wěn)定性和安全性。這種制動管路系統(tǒng)在制動系統(tǒng)部分發(fā)生故障時，還能有一部分制動系統(tǒng)能正常運作， 提高了安全性。 關鍵詞：制動系統(tǒng)；鼓式制動器；制動力 IV The design of braking system and drum brake assembly for Dongfeng EQ1090E truck Abstract With the rapid development of social economy, more and more private cars are being purchased by people, thus promoting the rapid development of the automobile industry. But it brings with it the safety problem, and the safety of the vehicle is inseparable from the braking system. The braking system is composed of two main parts, the brake control mechanism and the brake. Brakes are also divided into many kinds. This design mainly adopts drum brakes. Taking into account the two aspects of vehicle braking stability and braking efficiency, after considering the comprehensive consideration, we finally selected the slave shoe type drum brakes. Because the braking efficiency of the brake is moderate and the stability is good. This paper first introduces the development of automobile brake system and the significance of braking system. Drum brake is an important part of the brake system, so the drum brake is designed and calculated first. Before drum brake design, data parameters of vehicle must be determined and designed. Finally, some parts of the braking system were designed, including the determination of the driving scheme and the design calculation. The harvest of the design was also summed up. This design of the Dongfeng EQ1090E truck brake system in the pipeline system I choose II type back, the front and rear wheels of the braking system is independent of each other, the selection of this brake system is to improve the stability and safety of braking performance. When the brake pipe system fails, some part of the braking system can operate normally, and the safety is improved. Key words: brake system; drum brake; braking force 緒 論 現(xiàn)代社會正在高速發(fā)展，人們生活水平普遍有所提高，購買私家車的人也是與日俱增， 推動了汽車行業(yè)的發(fā)展。汽車的數(shù)量也在增加，發(fā)生汽車安全事故的概率變大，汽車安全性就顯得尤為重要，因此人們在追求汽車舒適度的同時也開始追求汽車的安全性能。汽車安全性與汽車的制動系統(tǒng)有著不可分割的關系[1]。因此對于制動系統(tǒng)的研究開發(fā)是必不可少的。 制動距離得不到保障是導致事故的重要因素之一，汽車制動距離過長導致不能在一定距離內(nèi)規(guī)避事故，從而危及車內(nèi)人員的安全。汽車防抱死系統(tǒng)是一種通過自動調(diào)節(jié)制動管路的壓力提高汽車安全性的系統(tǒng)[2]。在遇到緊急情況下，人們通常會下意識地選擇踩死制動踏板使車輪抱死的情況。而汽車防抱死系統(tǒng)正是規(guī)避這一危害乘員安全的問題的高新技術產(chǎn)品。 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，ABS 的運用越來越廣泛，已經(jīng)成為汽車設備不可缺少的重要組成部分。汽車制動系統(tǒng)主要是向兩個方向發(fā)展。一方面是制動系統(tǒng)能控制的范圍變得更加的廣泛以及增強控制力度；另一方面是制動系統(tǒng)控制更加精確精準，時時調(diào)整制動。 汽車已有百年歷史了，隨著汽車歷史的發(fā)展制動控制系統(tǒng)形式也在隨之發(fā)展，在電子技術高速發(fā)展的今天，汽車的制動系統(tǒng)也不可避免的走向集成電路發(fā)展方向。 39 1 汽車總體設計 1.1 汽車總體設計應滿足的基本要求 汽車外形設計與汽車行駛道路有一定的關系。行駛車道的寬度是一定的，同時車道上不僅有汽車，可能還存在其余非機動車。為了避免交通事故的發(fā)生，同時盡量是行駛車道上的車輛盡可能多的行駛，這就需要對汽車進行造型與車身輕量化的設計。 汽車外形設計還與自然環(huán)境有一定的聯(lián)系。比如汽車在雨天行駛就需要進行防風擋雨的設計。自然環(huán)境有許多種，汽車需要適應盡可能多的自然環(huán)境而安全行駛，這就需要有相關的法律法規(guī)來強制企業(yè)執(zhí)行。這些強制的法規(guī)是我們進行汽車設計需要考慮的條件之一。 只有滿足了下面幾點基本要求，汽車設計才有可能合格。 （1）對汽車進行設計時，需要對汽車的性能有設計并達到企業(yè)的規(guī)定要求，同時需要考慮汽車生產(chǎn)成本問題。 （2）我國有許多與汽車相關的法律法規(guī)，這些法規(guī)在我們設計時需要嚴格遵守，其中的專利法需要我們特別注意。 （3）現(xiàn)代汽車都是大批量生產(chǎn)的，都有統(tǒng)一的零部件標準，汽車設計要生產(chǎn)出來就需要符合這些要求。 （4）汽車設計出來是用來行駛的，這就需要汽車能有正常的運動。 （5）拆卸裝配與售后維修便利簡單。 中國的汽車方面的法律法規(guī)、標準一方面是結(jié)合了中國具體的實際來制定的，另一方面是參考國外先進制造技術國家的來制定的，并進行不斷的完善。我們需要特別注意其中 40 多項強制性標準。 1.2 汽車形式的確定 汽車的分類：按照 GB/T3730.1-2001 標準將汽車分為乘用車和商用車。 如果車輛的用途主要是運載乘客及其隨身物品，且包括駕駛座在內(nèi)的座位數(shù)不超過 9 的汽車，就是乘用車[3]。 若車輛的用途主要是運送人員及貨物，就是商用車。 汽車由于汽車軸數(shù)、驅(qū)動形式、和布置形式的不同時各類汽車有著很大的區(qū)別。 （1）軸數(shù) 汽車的軸數(shù)有許多種，兩軸汽車、三軸汽車等等。汽車的總質(zhì)量、與汽車軸載質(zhì)量有關的法規(guī)和輪胎的負荷能力以及車輛的結(jié)構(gòu)等方面是汽車軸數(shù)選取的主要影響因素。 汽車軸數(shù)選取與總質(zhì)量有關，總質(zhì)量在 19t 以內(nèi)的車輛一般均選用結(jié)構(gòu)簡單，成本便宜的兩軸方案，19t-26t 的一般選用三軸方案，大于 26t 的用四軸或更多軸的方案。 這次設計的貨車是 9t 的貨車，選擇兩軸布置方案。 （2）驅(qū)動形式 汽車總質(zhì)量小于 19t 的汽車一般采用 4×2 的驅(qū)動，19t-26t 的選用 6x4 或 6×2 的驅(qū)動， 大于 26t 的選用 8×4 的驅(qū)動方案。 本設計是 9t 重的載貨汽車，所以本設計采用 4×2 的驅(qū)動方案。 （3）布置形式 貨車布置形式主要有根據(jù)駕駛室位置以及根據(jù)發(fā)動機位置這兩大類。 這次設計選用平頭式布置，并且發(fā)動機前置后橋驅(qū)動。選擇平頭式布置形式是因為這樣布置汽車的總長和軸距小，汽車能更好的轉(zhuǎn)彎，靈活性好，同時能減輕總體質(zhì)量，得到更好的視野。 1.3 汽車整體質(zhì)量的確定 （1）汽車整車整備質(zhì)量 m0 在只有汽車本身的車身以及內(nèi)部的裝飾等且此時的汽車加滿汽油、水已經(jīng)潤滑油等， 這時的汽車質(zhì)量就是汽車整車整備質(zhì)量。影響汽車的制造成本以及汽車的油耗。 這次設計任務書中給定整車整備質(zhì)量 m0 =4080kg （2）汽車裝載質(zhì)量 me 汽車在硬質(zhì)良好的道路上行駛，按規(guī)定允許裝載的質(zhì)量就是汽車的裝載質(zhì)量。它需要符合企業(yè)的規(guī)定，同時需要考慮汽車的用途。 這次設計任務書中給出了裝載質(zhì)量 me=5000kg。 （3）汽車總質(zhì)量 汽車整備質(zhì)量與汽車裝載質(zhì)量以及在規(guī)定允許的情況下汽車能夠乘載的人員質(zhì)量，這三個質(zhì)量的和就是汽車總質(zhì)量。即 ma =m0+me+n×65kg 式中，n 表示總的乘車人數(shù)。式中 65kg 為絕大多數(shù)人的平均個人質(zhì)量。 代入數(shù)據(jù)，貨車一般為兩人座則 n=2，m0=4080kg，me=5000kg,可得到總質(zhì)量 ma=9210kg。 1.4 汽車主要尺寸的確定 （1）外廓尺寸 外廓尺寸是指汽車的縱向長度尺寸，橫向?qū)挾瘸叽缫约吧舷碌母叨瘸叽纭Ｔ诠飞闲旭偟钠囆枰磭业姆煞ㄒ?guī)以及企業(yè)的標準來設計。 根據(jù) GB1589-1989 規(guī)定：貨車的總長度要在 12m 以內(nèi)，寬不超過 2.5m（不包括后視鏡），高度小于等于 4m（空載情況以及頂窗關閉），后視鏡一側(cè)向外伸出量在 250mm 以內(nèi)， 頂窗開啟高度要在 300mm 內(nèi)。 汽車室內(nèi)高度 hB，一般在1120-1380mm 之間選取值。汽車車頂高度 ht 一般約在 20～ 40mm 這個范圍里面選取值。 選取 9t 貨車的外廓尺寸為6900mm′ 2500mm′ 2300mm（長寬高）。 根據(jù)任務書上給出的數(shù)據(jù)， 空載時的質(zhì)心高度 hg0=845mm， 滿載時的質(zhì)心高度 hga=1170mm。 （2）軸距 軸距 L 影響汽車的許多參數(shù)，例如汽車的整備質(zhì)量、總體長度、最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度等等。這些參數(shù)與軸距屬于同增同減的關系。設計是軸不能設計過短，這樣容易產(chǎn)生車廂長度不足、制動軸荷轉(zhuǎn)移過大使制動性和穩(wěn)定性變壞等問題。 表 1.1 顯示了各類汽車的軸距和輪距 車型 汽車總質(zhì)量 ma/t 軸距 L/mm 輪距 B/mm 商用車（4x2 貨車） ≤1.8 1700-2900 1150-1350 1.8-6.0 2300-3600 1300-1650 6.0-14.0 3600-5500 1700-2000 ≥14.0 4500-5600 1840～2000 選取軸距L=3950mm （3）前輪距 B1 和后輪距 B2 汽車的總體寬度是有限的，左右兩輪直間的距離不能過大或過小，根據(jù)規(guī)定知道寬度在 2.5m 內(nèi)。前輪兩輪直接需要放置許多裝置，而且這些裝置之間要有一定的間隙來使他們能夠正常的運作。后輪兩輪之間也需要考慮一些裝置的布置如縱梁的距離及間隙等。 選擇此 9t 重的中型汽車的 B1=1810mm，B2=1810mm。 （4）前懸 LF 和后懸 LR 汽車的許多性能受到前懸尺寸的影響，例如碰撞時確保人員安全的性能、人員上下車方便舒適性、汽車通過性、行駛時視野情況是否良好等等。前懸尺寸的選取要在布置下規(guī)定總成的同時盡量的短。平頭式車發(fā)生碰撞時，通過車頭吸收足夠多的能力來使其中的人員能在碰撞后安全，這對于車身的尺寸有要求。 這次設計的 9t 重中型貨車選取的前懸LF =800mm 。 這次設計的貨車是重 9t 的貨車，它的重量在 1.8-4t 之間，故后懸架的取值范圍在1200mm 到 2200mm 之間。選取值時要考慮到后懸尺寸對于汽車部分性能的影響，以及軸對于懸架尺寸的限制。 考慮完這些因素后，對于這次設計的中型貨車的后懸 LR 選取 1300mm 作為一個可能地值。 1.5 汽車性能參數(shù)的確定 （1）動力性參數(shù) 動力性參數(shù)可以具體分為五個參數(shù)，分別是 Vamax、t、上坡能力、比功率和比轉(zhuǎn)矩等。 最高車速與道路實際情況有關，汽車在干燥平坦的水泥道路上行駛時相對比在泥濘不平的道路上行駛車速快。這次設計任務書中給定最高車速 Vamax=90km/h。 汽車靜止起步用最大加速度達到一定的汽車速度且此時道路平直良好，這段時間稱為汽車加速時間 t[4]。 滿載時，汽車在良好的道路情況下能達到的最大坡度阻力系數(shù)，這個系數(shù)就是汽車上坡能力。選取這個系數(shù)為 0.3. 汽車的動力性能用汽車的比功率 Pb 來表示。在 GB7258-1997 中規(guī)定：農(nóng)用車和運輸用拖拉機的比功率 Pb≥4.0kw/t，其他機動車要大于等于 4.8kw/t。汽車牽引力可以用汽車比轉(zhuǎn)矩 Tb 來反映。 任務書給定的最大功率 Pemax=99kw 最大轉(zhuǎn)矩 Temax=158N*m （2）燃油經(jīng)濟性參數(shù) 本設計中選取 3.0L/(100t-km）作為貨車的油耗性能。 （3）汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 Dmin 這次設計的貨車能轉(zhuǎn)過 12.5m 直徑彎道，Dmin=12.5m。 1.6 發(fā)動機的選擇 根據(jù)任務書要求選擇發(fā)動機為 EQ6100-1 型具體參數(shù)如下： 氣缸直徑(鑲干式缸套)：100mm 活塞行程：115mm 工作容積：5.42L 壓縮比：6.75 氣缸壓縮壓力：不低于 0.83MPa 額定功率：(當發(fā)動機轉(zhuǎn)速在 3000r/min 時) 99kW 額定轉(zhuǎn)矩：(當發(fā)動機轉(zhuǎn)速在 1200-1400r/min 時)353N·m 點火次序：1-5-3-6-2-4 化油器形式：EQH102 型，上置下吸式單腔化油器燃油種類：汽油 70(MON) GB489-86 最低汽油消耗量：不高于 306g/(kW·h) 2 鼓式制動器 2.1 結(jié)構(gòu)形式 鼓式制動器可進行如下分類（見圖 2.1）。 圖 2.1 制動器的結(jié)構(gòu)形式 蹄片固定支點的數(shù)量是區(qū)分鼓式制動器種類的一個要點；同時張開裝置的形式、數(shù)量和張開力的作用點和作用方向也可以使鼓式制動器產(chǎn)生不同；不同的鼓式制動器兩蹄片之間是否能夠產(chǎn)生相互作用也是鼓式制動器的區(qū)別所在[5]。 0 蹄片在不同指點固定以及張開會使制動器制動效能產(chǎn)生上下浮動。而制動效能表現(xiàn)為鼓式制動器受到壓力時產(chǎn)生的動力或力矩。制動效能因素的無因次指標常常被用來評比各種形式的制動器的制動效能。制動效能因素 K 即為制動鼓或盤上的摩擦力（Mμ/R）和輸入力 F0 進行比值運算所得。即 2.2 方案選擇 2.2.1 制動效能因素 K = M m /（R ′ F ） 評價制動器的優(yōu)劣有兩個標準，這兩個標準是制動效能和穩(wěn)定性。這兩標準對于同一個制動器是對立的，制動效能好的制動器那么他的穩(wěn)定性相對的就差。 制動器的制動效能可用制動器效能因素 BF 來作為評判標準，它的表達式如下： （fN1 + fN 2 ) BF = P 鼓式制和盤式制動器的制動因數(shù) BF 與摩擦系數(shù) f 間的關系如圖 2.2 所示。 圖 2.2 制動器因素 BF 與摩擦系數(shù)f 的關系曲線 l 一增力式制動器；2 一雙領蹄式制動器；3 一領從蹄式制動器； 4 一盤式制動器；5 一雙從蹄式制動器 2.2.2 本設計中鼓式制動器方案的優(yōu)選 從評價制動器優(yōu)劣的兩個標準來考慮，選擇領從蹄式制動器，這樣保證了制動器的制動因素與穩(wěn)定性都不會太差[6]。同時為了方便調(diào)整間隙和方便附裝駐車制動裝置，選擇活塞直徑相等的制動輪缸。這種結(jié)構(gòu)的領從蹄式制動器，可以很輕易的達到制動力分配為 Ff1>Ff2 的效果，這樣前后輪有許多零件的尺寸相同。 3 制動力參數(shù)設計計算 3.1 制動過程車輪所受的制動力 汽車的制動過程就是反向力作用的過程，提供汽車制動的反向力有地面和空氣阻力。但是由于空氣阻力的大小與汽車的車速有關，制動時車速不會太快，故空氣阻力可以忽略。所以反向作用力絕大部分是由地面提供的力，所以被稱之為地面制動力。 （1）地面制動力 車輪在平直良好路面上制動時的受力情況如圖 3.1 所示。 圖 3.1 制動時受力簡圖 Tμ 是車輪制動器中摩擦片與制動鼓或盤發(fā)生相對滑動時的摩擦力矩，單位為 N.m； Fxb 是地面制動力，單位為 N； W 為車輪垂直載荷； Fp 為車軸對車輪的推力； Fz 為地面對車輪的法向反作用力，它們的單位均為 N。從力矩平衡得到 式中，r 為車輪的有效半徑（m） （2）制動器制動力 Fxb = Tm （3-1） r 制動力是克服摩擦力矩需要的力用符號Fm 表示， F = Tm m r  （3-2） 式中：Tμ 是車輪制動器摩擦副的摩擦力矩。 制動力受到制動器的型式、車輪半徑等產(chǎn)生摩擦力的結(jié)構(gòu)件的影響。 主要的制動力有三個，分別是地面制動力、車輪制動力及附著力，它們的關系如圖 3.2 所示。第一段水平是指地面制動力為 0 是，即 Fxb=0，是因為這段時間里面是我們踩下踏 板時由于存在間隙需要消除這段間隙后才能有地面制動力產(chǎn)生。制動開始階段，汽車不會立馬停下來，車輪還在滾動，地面制動力足以克服制動器產(chǎn)生的制動力。兩者的大小相等， 且這兩者隨著時間線性增加。 圖 3.2 地面制動力、車輪制動力及附著力之間的關系 但是地面附著力存在上限值，超過這個上限值地面就不能提供地面制動力了。這個值也就是地面制動力的最大值。 Fxb ≤ Fj = Fzj （3-3） Fxb max = Fj = Fzj （3-4） 當?shù)孛嬷苿恿_到最大值時，此時繼續(xù)踩下踏板，提供制動器的制動力，這時制動器的制動力大于地面制動力，使輪胎抱死，汽車在地面上滑移而不是車輪滾動前進。由于踏板有最大行程，制動器的制動力在踏板達到最大行程是達到最大值且一直保持最大值，一直持續(xù)到汽車停止這時制動力歸零或松開制動踏板制動力也歸零。 （3）地面對前、后車輪的法向反作用力 汽車在水平且路面狀況良好沒有濕滑等不利因素的路面上制動受力如圖 3.3 所示，假設汽車前進是不產(chǎn)生滾動力偶，汽車減速時不產(chǎn)生慣性阻力[7]。 圖 3.3 制動時的汽車受力圖 空氣阻力是隨汽車的速度上升而增加的，但要是空氣阻力達到較大值時，汽車需要的車速很高，一般貨車都無法到達，故空氣阻力可以忽略不算。Fz1、Fz2 分別表示前后輪的地面法向反向作用力?？梢杂霉奖硎緸椋? ìF(xiàn) = G (b + zhg) ? z1 L í G （3-5） ?F = (b - zhg) ?? z 2 L 式中： du dt = zg ，z 為制動強度， G—汽車所受重力； L—汽車軸距； L1—汽車質(zhì)心離前軸距離； L2 —汽車質(zhì)心離后軸距離； hg—為汽車質(zhì)心高度（滿載時 =920mm）； g—重力加速度； 汽車剎車剎死時（即車輪都抱死），且地面的附著系數(shù)為j 的路面上行駛時，這時 Fxb = Fj = Gj或 du d = j g 。則反向作用力可以表示為： t ìF(xiàn) = G (b + jhg) ? z1 L í G （3-6） ?F = (b - jhg) ?? z 2 L 式（3-5）、（3-6）反向作用力的方程表達式均為直線方程，可以得到前后輪的方向作用力的大小變化是相反的，即一個增大另一個就減小，且隨著附著力的改變而改變。 （4）理想情況下的制動力分配曲線汽車總的地面制動力為： F = F + F = G du = Gq （3-7） 式中：z—制動強度； B B1  t B 2 g d FB1—前軸車輪的地面制動力； FB2—后軸車輪的地面制動力。求得前、后軸車輪附著力： ìF(xiàn) = (G L2 + F hg )j = G (L + qhg)j ? j1 L B L L 2 í L hg G （3-8） ?Fj 2 = (G 1 - FB )j = (L1 + qhg)j ?? L L L 當汽車前后輪都抱死時，可以得到理想的制動力分配曲線，同時此時的汽車有較有利 的方向穩(wěn)定性[8]。車輪抱死時，制動力等于各自輪胎的地面附著力，即 ìF(xiàn)u1 + Fu 2 = jG ?F = j F （3-9） í u1 z1 ?F = j F 代入車輪附著力方程式中，得 ? u 2 z 2 ìF(xiàn)u1 + Fu 2 = jG í u1 = ? F b + jhg ? F a - jhg  （3-10） ? u 2 式中：Fu1—前軸車輪的制動器制動力， Fu1 = Fxb1 = j Fz1 Fu2—后軸車輪的制動器制動力， Fu 2 = Fxb 2 = j Fz 2 Fxb1—前軸車輪的地面制動力； Fxb2—后軸車輪的地面制動力； Z1，Z2—地面對前、后軸車輪的法向反力； G—汽車重力； a，b—汽車質(zhì)心離前、后軸距離； hg—汽車質(zhì)心高度。消去變量j ，得 Fu 2 1 é G = ê 2 ê? hg - (Gb + 2F )ù h u1 ú g ú? （3-11） 在知道汽車基本的一些參數(shù)的情況下可以繪制車輪抱死時制動力的理想分配關系曲線。這種理想的曲線被簡稱為 I 曲線，如下圖 3.4 所示 圖 3.4 I 曲線示意圖 根據(jù)反向作用力的方程組也可以直接繪制汽車在車輪抱死時制動力的理想分配曲線 [9]。將j 取一些特定的值并代入方程組，可以得到兩條直線的交點，將這些交點用平滑的曲線連接起來就可以繪制成理想曲線 I，如圖 3.5. 圖 3.5 理想的前后制動器動力分配曲線 所設計的貨車達到額定載重時的各項數(shù)據(jù)： L=3950mm ， L =2950mm L =1000mm ， G=mg =9.21′ 9.8′103 =90258N ，j =0.4 ， a b hg =1170mm 。 將以上數(shù)據(jù)代入，得 Fu1=Fxb1=Fj1=13538.7N , Fu 2 =Fxb 2 =Fj 2 =22564.5N Fz1=33846.75N,Fz 2 =56411.25N 。 （5）前、后制動器的制動力 制動力分配系數(shù)用b 來表示。這次設計的貨車是兩軸式貨車，它的前后制動力比值一定。分配系數(shù)b ，公式表達： b = Fm1 Fm （3-12） 式中， Fu1 為前制動器制動力； Fu 為汽車總制動器制動力， F m = Fu1 + Fu 2 ， Fu 2 為后輪制動器制動力。故 Fm1 = b Fm, Fm 2 = (1- b ) Fm 且 （3-13） Fm1 = b  （3-14） Fm 2 1- b 假設 Fu 2 = B(Fu1) ，則這是一條經(jīng)過原點的直線，斜率為 tanq = 1- b b q 就是制動器動力實際分配線： b 線。如下圖 3.6 所示的曲線圖。  （3-15） 圖 3.6 載貨汽車的I 曲線和 β 曲線 3.2 制動距離與制動減速度計算 （1）制動距離與制動減速度 制動距離的長短影響著汽車的安全性能的好壞評價。制動距離受天氣、路況等諸多因素影響。 制動減速度表現(xiàn)的是制動時汽車在車速下降上的變化速度，受到地面制動力以及制動 器的制動力影響[10]?？梢杂密囁賹r間的導數(shù)來表示即 du dt 由于 Fxb = jbG  (3-16) 減速度（m/s 2 ）為 ab max = jbg  （3-17） 前、后輪同時抱死，則 ab max = jsg 式中：G—汽車所受重力，N； js —滑動附著系數(shù)；（js =0.4）  （3-18） g —重力加速度， g = 9.8 v —制動初速度，m/s； 代入數(shù)據(jù)得到 m/s2； ab max =0.49.8=3.92 m/s （2）制動距離的分析 S = 1 ?t + t 2 ? 2 + a 0 3.6 ? 2 2 ÷ ua 0 25.92a （3-19） u 2 è ? b max 式中：t 2' —制動機構(gòu)滯后時間，單位 s；（0.2s～0.45s，計算時取 0.3s） t 2'' —制動器制動力增長過程所需的時間，單位 s；（一般為 0.2s） t 2 —制動器的作用時間，一般在 0.2s～0.9s 之間； v —制動初速度，m/s；計算時總質(zhì)量 3.5t 以上的汽車取v =65km/h=18.1m/s； 代入數(shù)據(jù)得： 1 ? 0.3 ? 2 18.12 S = 3.6 ? 0.3 + 2 ÷′18.1 + = 6.4m 25.92 ′ 3.4335 è ? T 綜合國外有關標準和法規(guī)：制動距離的最大值為：ST m； v 的單位常用 m/s。代入數(shù)據(jù)得： T S = 0.15v + v2 /115 = 0.15 ×18.1+18.12 /115 = 6.62m  S = 0.15v + v 2 /115 ，單位常用 顯然， S＜ ST ，故本設計符合要求。 3.3 制動器的最大力矩 正確的制動力矩是保證汽車具備優(yōu)良的穩(wěn)定性和制動性的前提。 當汽車的附著質(zhì)量被完全使用的情況下，制動器能達到最大制動力。理想情況下，前后輪制動力的比值可以用下式表示： Fu1 = Fz1 = b + j0hg （3-20） Fu 2 Fz 2 a - j0hg 式中： a , b —汽車質(zhì)心離前、后軸距離； j0 ——同步附著系數(shù)； hg ——汽車質(zhì)心高度。 實際產(chǎn)生的制動力矩需要在計算出的理想制動力矩下進行制約，即 Tu1 = Fu1rx Tu 2 = Fu 2rx 式中： Fu1 —前軸制動器的制動力， Fu1 = Fz1j ； Fu 2 —后軸制動器的制動力， Fu 2 = Fz 2j ； Fz1 —作用于前軸車輪上的地面法向反力； Fz 2 —作用于后軸車輪上的地面法向反力；  （3-21） （3-22） re —車輪有效半徑。 汽車在平時的路面情況下行駛不可能達到實驗室的理想條件，且車速不會太高從而選取較小的同步附著系數(shù)。這種情況下為了能讓制動達到前后輪抱死滑移的效果，產(chǎn)生的最大制動力矩也就是： T = F jr = G (b + jh )jr （3-23） u1max z1 x L g x T = 1- b T  （3-24） u 2 max b u1max 如果汽車選取的地面附著系數(shù)較大，則此時前后軸的最大制動力矩為 T = G (a - zh )jr  （3-25） u 2 max T L g x = 1- b T  （3-26） u1max b u 2 max 式中：j —該車所能遇到的最大附著系數(shù)； z —制動強度，由式du = zgdt 確定； re —車輪有效半徑。 本設計中，同步附著系數(shù)j0 的值為 0.4，將以下數(shù)據(jù) b L=3950mm ， La =2950 mm L =1000mm ， G=mg =9.21′ 9.8′103 =90258N j =0.4 ， hg =1170mm ， rx = 0.37N ， b = 0.4612 。代入式中，得 Tu1max = 16715.12N.m Tu 2 max = 19527.55N.m 4 制動器的結(jié)構(gòu)及主要零部件的設計計算 4.1 鼓式制動器的結(jié)構(gòu)參數(shù) 1．制動鼓內(nèi)徑 D F0 的值恒定不變時，制動鼓的內(nèi)徑在增大的同時，制動力矩也會隨之增加，散熱性也會提升。制動鼓內(nèi)徑需要與輪輞內(nèi)徑之間保持不小于 20-30mm 的間隙，否則散熱性能會大打折扣，更會令輪輞過熱破壞氣門嘴結(jié)構(gòu)。制動鼓對于強度和熱容量有較高的要求，這就需要制動鼓內(nèi)壁有足夠的厚度。如圖 4.1，為鼓式制動器示意圖。 圖 4.1 鼓式制動器主要幾何參數(shù) 制動鼓直徑 D：輪輞直徑 Dr 存在一定的范圍，范圍值分乘用車和商用車，選擇如下： 乘用車商用車 D / Dr =0.64-0.74 D / Dr =0.70-0.83 制動鼓內(nèi)徑在選擇尺寸時需滿足 QC/T309—1999 標準[11]。載貨汽車不同于其他小型車車型，其制動鼓內(nèi)徑和輪輞外徑大約相差 80mm-100mm，在設計過程中，我們可根據(jù)輪輞直徑大小來推出制動鼓內(nèi)徑的大小（見表 4.1）。 表 4.1 制動鼓最大內(nèi)徑 輪輞直徑/in 12 13 14 15 16 20 制動鼓最大內(nèi)徑/mm 轎車 180 200 240 260 -- -- 貨車、客車 220 240 260 300 320 420 選擇輪輞直徑 20 英寸，那么輪輞直徑Dr =20 ′ 25.4mm=508mm 制動鼓最大內(nèi)徑為D =420 ， D /Dr =420/508=0.826 ，滿足要求。 2．摩擦襯片寬度b 和包角b 摩擦片的使用壽命和襯片的寬度尺寸是同向的線性關系，若襯片寬度尺寸小則壽命 短，反之亦然。但是襯片尺寸大了就帶來了加工和成本的問題。制動鼓內(nèi)徑?jīng)Q定了每個制動器的摩擦面積 A? ,即 1 2 AS = p Db(b + b ) / 360mm2 式中： D —制動鼓內(nèi)徑（mm）； b —制動蹄摩擦襯片寬度(mm)； b1, b2 —分別為兩蹄的摩擦襯片包角，（°）  （4-1） 經(jīng)過實驗證明，想要制動鼓獲得最佳性能，包角選擇應在 90-100 度范圍內(nèi)。汽車總質(zhì) 量越大，制動器的襯片摩擦面積也會隨之增大，如表 4-2 所示。而單獨的襯片摩擦的面積大小受制動鼓半徑大小和襯片寬度以及包角的影響，即： A = Rb b （4-2） 式中,β是以弧度為單位，當A，R，β確定后，由上式也可初選襯片寬b的尺寸。 表 4.2 制動器襯片摩擦面積 車類型 汽車總質(zhì)量 m a /t 單個制動器總的襯片摩擦面 積? A /mm 2 轎車 0.9-1.5 100-200 1.5-2.5 200-300 1.0-1.5 120-200 1.5-2.5 150-250(多為 150-200) 客車與貨車 2.5-3.5 3.5-7.0 250-400 300-650 7.0-12.0 550-1000 12.0-17.0 600-1500(多 600-1200) 在此次設計中，襯片包角定為 90，寬度要符合 QC/T309-1999 標準，因此選擇寬度 b 為 140mm。得 A = Rbb = 210 ′140 ′ 100 ′p = 512.86cm 180 結(jié)果符合表 4-2 所給出的的要求。 得 AS = p Db(b1 + b2 ) / 360 = π× 420 ′140 ′(100 +100) / 360 = 102573cm2 3．摩擦襯片起始角bo b0 = 90o - (b / 2) = 40o 4．制動器中心到張開力 F 0 作用線的距離e 初步設計時，可以暫時取e = 0.8R ，因為要使制動效能盡可能的高，就需要使距離 a 盡可能的大且要能夠布置的下輪缸和凸輪。取e = 172mm 5．制動蹄支承點位置坐標a 和c 兩蹄支承端面不相互影響，a 值應選最大值，c 值應選最小值（圖 4-1）?？扇 = 0.8R 左右。 a = 0.8R = 0.8′ 210 = 168mm ，c的值取為40mm 。 4.2 制動蹄 本次論文設計的貨車是9t 重的貨車屬于中型貨車偏小型貨車采用T 形鋼碾壓或板鋼沖壓焊接制造形成。T 形結(jié)構(gòu)形狀使制動蹄的剛度到達要求，為使彎曲剛度變小，便在制動蹄腹板上開一兩個徑向槽。 一般情況下，商用車和乘用車的制動蹄腹板在厚度上存在一定的數(shù)值差別，商用車一般取值為 6mm,而乘用車取值則較小，一般在 3～5mm 間。同樣的，在襯片厚度上商用車多選擇在 8 mm 及其以上，而乘用車襯片選取范圍是 4.5～5 mm。制動蹄上的襯片可分為鉚接在上面的和用膠粘貼在上面的兩種。這兩種各有優(yōu)缺，鉚接在上面的噪聲小，膠粘貼在上面的有更長的使用壽命，但是更換襯片比較麻煩。 綜合考慮，襯片鉚接在制動蹄上的形式更適合本次設計。 4.3 制動鼓 圖 4.3 制動鼓的結(jié)構(gòu)形式 由于灰鑄鐵有著良好的加工性能，常常被用來鑄造制動鼓。制動鼓在工作時受載易變形需要在外圓周上加鑄強肋（圖 4.3a）。制動鼓壁的厚度對熱容量有一定的影響，在一定的范圍內(nèi)，壁厚越厚熱容量越高。但是不能太厚，經(jīng)過試驗知道 11mm 往后，壁厚的增加對熱容量的影響不大，故鑄造貨車制動鼓的壁厚為 13-18mm[12]。 如圖 4.3b 所示制動鼓，圓柱部分的制造材料可用鑄鐵，腹板部分的材料使用鋼板沖壓， 此類方法制造的制動鼓為組合型制動鼓?；蛘呖梢灶愃朴趫D 4.3c，內(nèi)側(cè)選用材料為鋼板沖壓件。等等類似的使用多種工藝的方式組合制造的鼓式制動器就是組合式鼓式制動器。此類制動器摩擦系數(shù)高，不易磨損，質(zhì)量輕盈。 4.4 制動輪缸 本設計中的制動輪缸都為等直徑的活塞且液壓驅(qū)動的制動輪缸。 4.5 摩擦片 摩擦襯片在選取材料時必須符合七個基本要求： （1）摩擦因數(shù)穩(wěn)定。摩擦因數(shù)要盡可能的保持在一個定制，不能隨著溫度等影響而發(fā)生改變。 （2）耐磨性好。有足夠的摩擦壽命，不能需要經(jīng)常換襯片。 （3）變形小。摩擦片的變形如果過大影響制動系統(tǒng)的正常運作。 （4）噪音小，無污染。 （5）無毒無害的材料。 （6）抗剪切能力好。 （7）導熱率固定在一個范圍。 隨著材料的開發(fā)研究進步，以前使用的石棉摩阻材料因其污染和有毒等問題逐漸被淘汰了，現(xiàn)在使用的半金屬摩阻材料，因其耐熱性和耐磨性得到了大多數(shù)廠家的認可應用。 5 鼓式制動器的設計計算 5.1 鼓式制動器的制動力的計算 1．計算所需的制動力 通過受力分析可以知道 Z1，Z2 為： Z = G (L + hg du ) 1 L 2 g dt （5-1） Z = G (L - hg du ) 2 汽車總的地面制動力為：  L 1 g dt （5-2） F = F + F = G du = Gq B B1 B2 g dt （5-3） 前、后軸車輪附著力為： F = (G L2 + F hg )j = G (L  + qh )j j1 L B L L 2 g （5-4） F = (G L1 - F hg )j = G (L - qh )j j 2 L B L L 1 g （5-5） 故所需的制動力 F =F = (G L1 - F hg )j = G (L - qh )j ?? 需 j 2 L B L L 1 g =36815.96N 2．制動器產(chǎn)生的制動力計算 由制動器因數(shù) BF 的表達式（即， BF =  fN 1+ fN2 ） P 本質(zhì)是制動器在單位面積內(nèi)傳輸壓力或者在受到力的作用而輸出的力或力矩。制動器因數(shù)可表示為摩擦力：輸入力，公式表達： BF = Tf PR 式中Tf ——制動器的摩擦力矩； R——制動鼓的作用半徑； P——輸入力，  （5-6） 儲氣罐壓力的取值范圍是 0.67Mpa－0.73Mpa，所能承受的壓力最大值是 0.9Mpa。此時應選擇壓力最小值：0.67Mpa。 張開力的計算公式為 P = Qh a Q ——制動氣室的推桿推力； h —— Q 力對凸輪軸軸線的力臂； ——兩蹄的張開力 P 對凸輪中心的力臂。 選擇h＝104，a＝ 42 。 制動氣室的推力計算公式Q = 0.67 A0 0 活塞式制動器的氣室的工作面積A =0.021m2 ＝ 0.021 ′ 106 mm2  （5-7） 得到 Q =14070N ； 代入式(5.11)中，得到P = 34840N ； 由制動器效能因數(shù)的定義[13]，可得制動器所能產(chǎn)生的制動力 F 能=BF×P×R/re =1.788×34840×210/229 =57125.4 N 所以能產(chǎn)生的制動力 F=4×F 能=22850N F=2F 能 =114250.8N > F 需 =36815.96N 經(jīng)驗算，選擇的參數(shù)適合用于設計。 5.2 制動蹄上的力矩 如果不知道制動蹄壓緊在制動器的制動鼓上所受到的力和力矩，我們將無法對鼓式制動器進行計算。 為了力矩精簡計算，故選用張開力計算。 圖 5.1 張開力計算用簡圖 圖 5.2 制動力矩計算用簡圖 增勢蹄產(chǎn)生的制動力矩可表達如下： TTf 1 = fN r （5-8） 1 1 式中 N 1 ——單元法向力的合力； r1 ——摩擦力 fN1 的作用半徑(見圖 5.2)。 由力 N1 與張開力 P1 的關系，得出制動蹄上力的平衡方程式： P cos a + S - N (cos d + f sin d ) = 0 （5-9） 1 0 1x 1 1 1 Pa - S C ￠ + f r N = 0 （5-10） 1 1x 1 1 式中 d1 —— x1 軸與力 N1 的作用線之間的夾角 S1x ——支承反力在 x 軸上的投影。 得N = hP / [c￠(cos d + f sin d ) - f r ] （5-11） 1 1 1 1 1 P B 對于增勢蹄： TTf 1 = P fh r / [c￠(cos d + f sin d ) - f r ] = （5-12） 1 1 1 1 1 P B 1 1 對于減勢蹄： TTf 2 = P fh r / [c￠(cos d - f sin d ) + f r ] = （5-13） 2 2 2 2 2 2 2 為了確定 r1 ，r2 及d1 ，d 2 ，需要知道法向力 N 及其分量。假設將 dN 看作是在 x1 軸和 y1 軸上分量dNx 和dN y 投影的合力，則有： a a ￠￠ N = dN sin =q bR a ￠￠sin2a da =q bR(2b - sin 2a ￠￠ + sin 2a ￠) / 4 （5-14） x òa ￠ max òa ￠ max a ￠￠ N = dN cos a =q bR a ￠￠ sin2a cos ad a =q bR(2a ￠￠ - cos 2a ￠￠) / 4 （5-15） y òa ￠ max òa ￠ max 因此 d = arctan(N y ) = N x arctan[(cos 2a ￠ - cos 2a ￠ ) /(2b - sin 2a ￠ + sin 2a ￠)] 式中 b 由于 = a ￠￠ - a ￠ 。 N = 1 那么就有 r = [4R(cos a￠ - cos a￠￠)] / + (2b - sin 2a￠￠ + sin 2a￠)2 （5-16） P B 如果a￠ 和a￠ 不同，那么兩種蹄的d 和 r 值也不同。對與有兩種制動蹄的制動器來說， 其制動鼓上的制動力矩等于兩蹄摩擦力矩之和，即 Tf = TTf 1 + TTf 2 = + P B （5-17） 2 2 1 1 由之前的計算可得上式各參數(shù)如下： c' = c2 + k 2 =168mm ?h = a + c = 168 + 168 = 340mm a ' = 25° a '' = 125° cos 2a ' - cos 2a '' 則： d = d = d = arctan 1 2 2b - sin 2a '' + sin 2a ' = arctan 110° cos(2 ′ 25°) - cos(2 ′125°) r = r  =11.03o = r = [4R(cosa ' - cosa '')] / 2 ′ ′ 3.14 - sin(2 ′125o) + sin(2 ′ 25o) 180° = 1 2 [4 ′ 210(cos 25° - cos125°)] / = 234.9mm P B 由式對于增勢蹄： TTf 1 = P fh r / [c￠(cos d + f sin d ) - f r ] = 1 1 1 1 1 1 1 = 34840 ′ 0.4 ′ 340 ′ 234.9 / [173.17(cos11.03° + 0.4 ′sin11.03°) - 0.4 ′ 234.9] = 12207N × m 對于減勢蹄： TTf 2 = P2 fhr2 /[c￠(cosd 2 - f sin d 2 ) + fr2 ] = P2B2 = 34840 ′ 0.4 ′ 340 ′ 234.9 / [173.17(cos11.03° + 0.4 ′sin11.03°) + 0.4 ′ 234.9] P B = 4090.4N × m 故對于單個鼓式制動器有：Tf = TTf 1 + TTf 2 = + P B 2 2 1 1 =12207 + 4090.4 =16297N × m 對于前軸有：T = 4,Tf = 65189N × m 由r = [4R(cos a ￠ - cos a ￠￠)] / + (2b - sin 2a ￠￠ + sin 2a ￠)2 可知自鎖條件。如果該公式的分母為零時，那么蹄自鎖： c￠(cos d + f sin d ) - f r = 0 1 1 1 1 如果式 f < c￠ cos d r - c￠ sin d 1 1 成立，那么制動蹄不會自鎖，代入之前數(shù)據(jù)得： c￠cosd1 = r ￠ d 173.17 ′cos11.03° ° 1 - c sin 1 234.9 -173.17 ′sin11.03 = 0.81 > f = 0.4 式f < c￠ cos d 1 r - c￠ sin d 成立，不會自鎖 1 1 可求出領蹄表面的最大壓力為 q max 1 = Ph r 1 1 1 2 1 bR 2(cos a ￠ - cos a ￠￠)[c￠(cos d + f sin d ) - f r ]  （5-18） b——摩擦襯片寬度； f ——摩擦系數(shù)。 qmax1 = 34840 ′ 340 ′ 234.9 140 ′ 2102 (cos 25° - cos125°)[173.17(cos11.03° + 0.4 ′sin11.03°) - 0.4 ′ 234.9] ＝1.1692Mpa 5.3 駐車制動制動能力的計算 汽車在爬坡制動時，車輛受力簡圖如圖 5.3 所示。 圖 5