商用車制動(dòng)系設(shè)計(jì),商用,制動(dòng),設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)報(bào)告書 題目： 汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) ——制動(dòng)器設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 專 業(yè) 車輛工程 學(xué)生姓名 梁振侖 學(xué)生學(xué)號(hào) 20113008049 指導(dǎo)教師 趙克剛 課程編號(hào) 130241 課程學(xué)分 2.0 起始日期 2014.6.27 教 師 評(píng) 語(yǔ) 教師簽名： 日期： 成 績(jī) 評(píng) 定 備 注 商用車制動(dòng)系設(shè)計(jì) 一． 選題背景 制動(dòng)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(shí)，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。 制動(dòng)系對(duì)汽車正常行駛以及行駛安全有著十分重要的作用和意義，因此在設(shè)計(jì)商用車時(shí)需要對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行具體細(xì)致的設(shè)計(jì)。 二． 方案論證 制動(dòng)系設(shè)計(jì)基本要求：（1）具有足夠的制動(dòng)效能。（2）工作可靠。（3）在任何速度下制動(dòng)時(shí)，汽車都不應(yīng)喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。（4）防止水和污泥進(jìn)入制動(dòng)器工作表面。（5）制動(dòng)能力的熱穩(wěn)定性良好。（6）操縱輕便，并具有良好的隨動(dòng)性。（7）制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)系產(chǎn)生的噪聲應(yīng)盡可能小，同時(shí)力求減少散發(fā)出對(duì)人體有害的石棉纖維等物質(zhì)。（8）作用滯后性應(yīng)盡可能好。（9）摩擦襯片應(yīng)有足夠的使用壽命。（10）應(yīng)有能消除間隙的機(jī)構(gòu)。（11）當(dāng)制動(dòng)驅(qū)動(dòng)裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時(shí)，汽車制動(dòng)系應(yīng)有音響或者燈光信號(hào)等報(bào)警提示。 鼓式制動(dòng)器可按其制動(dòng)蹄的受力情況分類（見圖2.1），它們的制動(dòng)效能，制動(dòng)鼓的受力平衡狀況以及對(duì)車輪旋轉(zhuǎn)方向?qū)χ苿?dòng)效能的影響均不同。 圖 2.1 鼓式制動(dòng)器簡(jiǎn)圖 (a) 領(lǐng)從蹄式（用凸輪張開）； （b）領(lǐng)從蹄式（用制動(dòng)輪缸張開）； （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）雙向増力式 制動(dòng)蹄按其張開時(shí)的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和制動(dòng)鼓的轉(zhuǎn)動(dòng)方向是否一致，有領(lǐng)蹄和從蹄之分。制動(dòng)蹄張開的轉(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。 　　典型的鼓式制動(dòng)器主要由底板、制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷等零部件組成。底板安裝在車軸的固定位置上，它是固定不動(dòng)的，上面裝有制動(dòng)蹄、輪缸、回位彈簧、定位銷，承受制動(dòng)時(shí)的旋轉(zhuǎn)扭力。每一個(gè)鼓有一對(duì)制動(dòng)蹄，制動(dòng)蹄上有摩擦襯片。制動(dòng)鼓是安裝在輪轂上的，是隨車輪一起旋轉(zhuǎn)的部件，它是由一定分量的鑄鐵做成的，形狀似圓鼓狀。當(dāng)制動(dòng)時(shí)，輪缸活塞推動(dòng)制動(dòng)蹄壓迫制動(dòng)鼓，制動(dòng)鼓收到摩擦減速，迫使車輪停止轉(zhuǎn)動(dòng)。 而領(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)整蹄片與制動(dòng)鼓之間的間隙。 根據(jù)設(shè)計(jì)車型的特點(diǎn)及制動(dòng)要求，并考慮到使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)較低，也便于附裝駐車制動(dòng)機(jī)構(gòu)等因數(shù)，前后制動(dòng)器均采用制動(dòng)效能較大且穩(wěn)定性能較好的領(lǐng)從蹄式的鼓式制動(dòng)器。另外，驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)采用雙回路液壓制動(dòng)。 三． 過程論述 （一） 制動(dòng)器主要參數(shù)確定 1. 整車參數(shù)確定 （1）.確定空載和滿載時(shí)的質(zhì)心高度 空載：Hg=748mm 滿載：Hg=862.4mm （2）.確定空載和滿載時(shí)的前后軸載荷比 空載時(shí)載荷比為 52：48 滿載時(shí)載荷比為 33：67 （3）.確定軸距和質(zhì)心到前后軸距離 軸距L=3840mm 空載時(shí)質(zhì)心到前、后軸距離a=1843.2mm b=1996.8mm 滿載時(shí)質(zhì)心到前、后軸距離a=2572.8mm b=1267.2mm （4）.確定汽車裝載質(zhì)量、整車整備質(zhì)量、總質(zhì)量 汽車裝載質(zhì)量：4195kg 整車整備質(zhì)量: 2945kg 汽車總質(zhì)量: 7140kg （5）. 車輪滾動(dòng)半徑（mm）:438 2．制動(dòng)力分析 汽車制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車輪滾動(dòng)阻力矩和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角度>0的車輪，其力矩平衡方程為 -=0 （3-1） 式中：—制動(dòng)器對(duì)車輪作用的制動(dòng)力矩，即制動(dòng)器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反， —地面作用于車輪上的制動(dòng)力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱地面制動(dòng)力，其方向與汽車行駛方向相反，N； —車輪有效半徑，m。令 （3-2） 并稱之為制動(dòng)器制動(dòng)力，它是在輪胎周緣克服制動(dòng)器摩擦力矩所需的力。與地面制動(dòng)力的方向相反，當(dāng)車輪角速度>0時(shí)，大小亦相等，且僅由制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)所決定。即取決于制動(dòng)器結(jié)構(gòu)形式，尺寸，摩擦副的摩擦系數(shù)及車輪半徑等，并與制動(dòng)踏板力即制動(dòng)系的液壓或氣壓成正比。當(dāng)加大踏板力以加大，和均隨之增大。但地面制動(dòng)力受附著條件的限制，其值不可能大于附著力，即 =Z （3-3） 或 == Z （3-4） 式中—輪胎與地面間的附著系數(shù)； Z—地面對(duì)車輪的法向反力。 當(dāng)制動(dòng)器制動(dòng)力和地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值時(shí)，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動(dòng)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旋轉(zhuǎn)的周緣力的極限值。當(dāng)制動(dòng)到=0以后，地面制動(dòng)力達(dá)到附著力值后就不再增大，而制動(dòng)器制動(dòng)力由于踏板力增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見圖3.1） 圖 3.1 制動(dòng)器制動(dòng)力，地面制動(dòng)力與踏板力的關(guān)系 根據(jù)汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力分析，考慮到制動(dòng)時(shí)的軸荷轉(zhuǎn)移，可求得地面對(duì)前，后軸車輪的法向反力,為： = = （3-5） 式中：G — 汽車所受重力，N； L — 汽車軸距，mm； — 汽車質(zhì)心離前軸距離，mm； — 汽車質(zhì)心離后軸距離，mm； — 汽車質(zhì)心高度，mm； —附著系數(shù)。 取一定值附著系數(shù)=0.8；所以在空，滿載時(shí)由式（3-5）可得前后制動(dòng)反力Z為以下數(shù)值 故 滿載時(shí)Z1=7140*9.838401267.2+0.8*862.4=35662.39N Z2=7140*9.838402572.8-0.8*862.4=34309.60N 空載時(shí)Z1=2945*9.838401996.8+0.8*748.0=19505.22N Z2=2945*9.838401843.2-0.8*748.0=9355.78N 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力即為 表3.1 車輛工況 前軸法向反力，N 后軸法向反力,N 汽車空載 19505.22 9355.78 汽車滿載 35662.39 34309.60 圖 2.2 制動(dòng)時(shí)的汽車受力圖 3. 制動(dòng)力分配系數(shù)和同步附著系數(shù) 根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，貨車滿載時(shí)的同步附著系數(shù)≥0.5。 初選=0.825 同步附著系數(shù)為0.825 大于地面附著系數(shù)0.8 即滿載時(shí)是前輪先抱死，不會(huì)出現(xiàn)后輪先抱死的危險(xiǎn)情況。 由 消去 得 （3-6） 初定β=0.52，由可得：=0.846 4. 制動(dòng)強(qiáng)度和附著系數(shù)利用率 當(dāng)<時(shí)，可得到的最大總制動(dòng)力取決于前輪剛剛首先抱死的條件，此時(shí)總制動(dòng)力，則總制動(dòng)力、制動(dòng)強(qiáng)度q和附著系數(shù)利用率分別為 5. 制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩 對(duì)于選取較大值的汽車，從保證汽車制動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性出發(fā)，來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q＜，故需要的后軸和前軸的最大制動(dòng)力矩為 ： 6. 制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)與參數(shù)系數(shù) （1）制動(dòng)鼓內(nèi)徑和制動(dòng)鼓厚度 輸入力F一定時(shí)，制動(dòng)鼓內(nèi)徑越大，制動(dòng)力矩越大，且散熱能力也越強(qiáng)。但制動(dòng)鼓內(nèi)徑D收到輪輞內(nèi)徑的限制。制動(dòng)鼓直徑與輪輞的直徑之比D/Dr,范圍為 貨車：D/Dr =0.70—0.83 。 由表3-2知當(dāng)輪輞的名義直徑為20 英寸時(shí)制動(dòng)鼓的最大內(nèi)徑為d=420mm，現(xiàn)取d=400mm,同時(shí)確定制造厚度為10mm。D/Dr=0.787,符合要求。 表3-2 （2）摩擦襯片寬度b和包角β 摩擦襯片寬度尺寸b的選取對(duì)摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，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(dòng)鼓全面接觸，并且增加成本。 制動(dòng)鼓內(nèi)徑R確定后，襯片的摩擦面積為AP=Rβb（式中：β為摩擦襯片包角，rad） 制動(dòng)器各蹄襯片總的摩擦面積ΣAP 越大，制動(dòng)時(shí)所受的單位面積的正壓力和能量負(fù)荷越小，從而磨損特性越好。根據(jù)國(guó)外統(tǒng)計(jì)資料分析，單個(gè)車輪鼓式制動(dòng)器的襯片面積隨汽車總質(zhì)量增大而增大。由指導(dǎo)書267頁(yè)表9-2知，當(dāng)貨車總質(zhì)量為7140kg時(shí)，單個(gè)制動(dòng)器總的襯片摩擦面積AP為550-1000cm2。實(shí)驗(yàn)表明，摩擦襯片β=90°~ 100°時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最高。所以選擇β=100°。 襯片寬度b較大可以減少磨損，但太大將不易保證與制動(dòng)鼓全面接觸。設(shè)計(jì)時(shí)一般按照b/D=0.16～0.26。取b=90mm, b/D=0.225,則ΣAP=2βRb=628.2cm2,符合設(shè)計(jì)要求。 表3-3 （3）摩擦襯片起止角 一般將襯片布置在制動(dòng)蹄外緣的中央，即令=90°-β/2=40°。有時(shí)為了適應(yīng)單位壓力的分布情況，將襯片相對(duì)于最大壓力點(diǎn)對(duì)稱布置，以改善磨損均勻性和制動(dòng)效能。 （4）制動(dòng)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(dòng)鼓內(nèi)下，應(yīng)使距離a盡可能的大，以提高制動(dòng)效能。初步設(shè)計(jì)時(shí)選 a=0.8R=0.8*200mm=160mm。 （5）制動(dòng)蹄支撐點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c 在保證兩蹄支承面不互相干涉的條件下，使得a盡可能的大而c盡可能的小，以提高制動(dòng)效能。初步選定: a=0.8R=0.8*200mm=160mm。同時(shí)確定c=20mm。 （6）摩擦片摩擦系數(shù)f 選擇摩擦片時(shí)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(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。由下表選取SY-0204規(guī)格選取摩擦襯片摩擦系數(shù)為0.35。 表3-4 內(nèi)張?zhí)闶街苿?dòng)器襯片型號(hào)性能及用途 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 0.35-0.42 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 （二） 前后制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 行車制動(dòng)系的設(shè)計(jì)計(jì)算簡(jiǎn)要過程如下，根據(jù)整車參數(shù)和附著系數(shù)計(jì)算出理想制動(dòng)力矩，根據(jù)初定的制動(dòng)器和驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)尺寸計(jì)算出實(shí)際制動(dòng)力矩，制動(dòng)器及驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的尺寸要使實(shí)際制動(dòng)力矩滿足理想制動(dòng)力矩的要求。之后，要進(jìn)行摩擦襯片的磨損特性計(jì)算和制動(dòng)器的熱容量和溫升核算，如不滿足要求則要修改制動(dòng)器及驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的尺寸重復(fù)上面步驟，直到滿足要求。 1. 理想最大制動(dòng)力和最大制動(dòng)力矩的計(jì)算 2. 制動(dòng)器的制動(dòng)因素計(jì)算 選擇支承銷式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器 =100*2π360-sin100°cos194.25°4*sin50°sin97.125°=0.88795 單個(gè)領(lǐng)蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 單個(gè)從蹄的制動(dòng)蹄因數(shù)為 支承銷式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器整個(gè)制動(dòng)器因數(shù)BF 3. 張開力的計(jì)算 后軸單個(gè)制動(dòng)器應(yīng)能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩: Tf2=Tf2max/2=6077.0N*M 前軸單個(gè)制動(dòng)器應(yīng)能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩: Tf1=Tf1max/2=6583.5N*M 前輪制動(dòng)器張開力 后輪制動(dòng)器張開力 4. 制動(dòng)蹄自鎖條件檢驗(yàn)計(jì)算 計(jì)算鼓式制動(dòng)器，必須檢查蹄有無自鎖的可能。對(duì)于支承銷式領(lǐng)從蹄制動(dòng)器，領(lǐng)蹄自鎖條件為： 則此時(shí)。 如果f＜A（a`/r）/B，則不會(huì)自鎖。 又知 A（a`/r）/B=0.88795*（161.25/200）/0.936=0.764> f = 0.35 所以 經(jīng)檢驗(yàn)得出 制動(dòng)蹄不會(huì)自鎖。 5. 摩擦襯片的磨損特性計(jì)算 （1） 比能量耗散率e 汽車的制動(dòng)過程是將其機(jī)械能得以部分轉(zhuǎn)化為熱量而耗散的過程。在制動(dòng)強(qiáng)度很大的緊急制動(dòng)過程中，制動(dòng)器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動(dòng)力的任務(wù)。，產(chǎn)生制動(dòng)器的能量負(fù)荷，能力越大摩擦片的磨損越嚴(yán)重。 制動(dòng)器的能量負(fù)荷常以其比能量耗散率e作為評(píng)價(jià)，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. （3-7） 總質(zhì)量3.5t以上的貨車取v1 =80km/h（22.2m/s）；j為制動(dòng)減速度，計(jì)算時(shí)取j=0.6g；A1為前制動(dòng)器襯片的摩擦面積；β為制動(dòng)力分配系數(shù)。緊急制動(dòng)到v2 = 0時(shí)，可近似認(rèn)為：t=（v1- v2 ）/j =(22.2-0）/（0.6*9.8）=3.78s 由于鼓式制動(dòng)器的比能量耗散率以不大于1.8 W/ mm2 為宜，所以符合要求。 （2） 比摩擦力 比摩擦力是單位摩擦面積的摩擦力，單個(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為 前制動(dòng)器 =Tf1 /（RA）=6077.0N*m/（0.2m*698.1*100）=0.435N/ 后制動(dòng)器 =Tf2 /（RA）=6583.5N*m/（0.2m*698.1*100）=0.472N/ （3） 平均壓力 由 ：式中N為摩擦襯片與制動(dòng)鼓間的法向力，A為摩擦襯片的摩擦面積。取后制動(dòng)器較大值計(jì)算。 符合要求。 （4） 比滑摩功 磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯片在制動(dòng)過程中有最高制動(dòng)初速度至停車所完成的單位襯片（襯塊）面積的滑磨功即比滑磨功來衡量： （3-8） 由于 故符合要求。 （三） 前、后制動(dòng)器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 1. 制動(dòng)鼓 制動(dòng)鼓應(yīng)具有非常好的剛性和大的熱容量，制動(dòng)時(shí)氣溫升不應(yīng)超過極限值。制動(dòng)鼓的材料應(yīng)與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。輕型貨車和一些轎車則采用由鋼板沖壓形成的腹板與鑄鐵鼓桶部分組合成一體的組合式制動(dòng)鼓。也可用在鋼板沖壓的制動(dòng)鼓內(nèi)側(cè)離心澆鑄上合金鑄鐵內(nèi)鼓筒，組合形成制動(dòng)鼓。 采用由鋼板沖壓成型的腹板與鑄鐵鼓筒部分鑄成一體的組合式制動(dòng)鼓。制動(dòng)鼓在工作載荷作用下會(huì)變形，致使蹄鼓間單位壓力不均勻，且損失少許踏板行程。古銅變形后的不圓柱度過大容易引起自鎖或踏板振動(dòng)。為防止這些現(xiàn)象需提高制動(dòng)鼓的剛度。為此，沿鼓口外緣鑄有整圈的加強(qiáng)肋條，也有的加鑄若干軸向肋條以提高散熱能力。制動(dòng)鼓壁厚取8mm，符合要求7 ～12mm。 已知輪輞的名義直徑為20 英寸。于是，我們可以選擇組合式制動(dòng)鼓，制動(dòng)鼓的最大內(nèi)徑為d=420mm，現(xiàn)取d=400mm.制動(dòng)鼓的制造厚度為10mm，制動(dòng)鼓材料為HT200灰鑄鐵。 2. 制動(dòng)蹄 制動(dòng)蹄采用T形型鋼板焊接制成。制動(dòng)蹄腹板和翼緣的厚度選為10mm，摩擦襯片的厚度為10mm，制動(dòng)蹄寬度為90mm，襯片采用鉚接在制動(dòng)蹄上。 3. 制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)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(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 4. 制動(dòng)底板 制動(dòng)底板是除制動(dòng)鼓外制動(dòng)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(dòng)底板承受著制動(dòng)器工作時(shí)的制動(dòng)反力矩，故應(yīng)有足夠的剛度。為此，由鋼板沖壓成形的制動(dòng)底板都具有凹凸起伏的形狀。重型汽車則采用可鍛鑄鐵KTH 370—12的制動(dòng)底座以代替鋼板沖壓的制動(dòng)底板。剛度不足會(huì)導(dǎo)致制動(dòng)力矩減小，踏板行程加大，襯片磨損也不均勻。 5. 制動(dòng)蹄的支承 二自由度制動(dòng)蹄的支承，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，并能使制動(dòng)蹄相對(duì)制動(dòng)鼓自行定位。 為了使具有支承銷的一個(gè)自由度的制動(dòng)蹄的工作表面與制動(dòng)鼓的工作表面同軸心，應(yīng)使支承位置可調(diào)。青銅偏心輪可保持制動(dòng)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(zhǎng)支承銷的支承能可靠地保持制動(dòng)蹄的正確安裝位置，避免側(cè)向偏擺。有時(shí)在制動(dòng)底板上附加一壓緊裝置，使制動(dòng)蹄中部靠向制動(dòng)底板，而在輪缸活塞頂塊上或在張開機(jī)構(gòu)調(diào)整推桿端部開槽供制動(dòng)蹄腹板張開端插入，以保持制動(dòng)蹄的正確位置。 6. 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(duì)滑動(dòng)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(jī)械強(qiáng)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(dòng)輪。 制動(dòng)摩擦材料應(yīng)具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能好，不能在溫度升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有較高的耐擠壓和耐沖擊性能；制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生噪聲和不良?xì)馕?，?yīng)盡量采用少污染和對(duì)人體無害的摩擦材料。 目前在制動(dòng)器中廣泛采用著模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結(jié)劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑(由無機(jī)粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成)與噪聲消除劑(主要成分為石墨)等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應(yīng)按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點(diǎn)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和其他性能。 另一種是編織材料，它是先用長(zhǎng)纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織成布，再浸以樹脂粘合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動(dòng)蹄或制動(dòng)帶上。在100℃～120℃溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)( f =0.4 以上)，沖擊強(qiáng)度比模壓材料高4～5 倍。但耐熱性差，在200℃～250℃以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此這種材料僅適用于中型以下汽車的鼓式制動(dòng)器，尤其是帶式中央制動(dòng)器。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分(占質(zhì)量的 60％～80％)，加上石墨、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(jià)高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動(dòng)器負(fù)荷重的汽車。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數(shù)可達(dá)0.7。設(shè)計(jì)計(jì)算制動(dòng)器時(shí)一般取 0.3～0.35。選用摩擦材料時(shí)應(yīng)注意，一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。 這里取制動(dòng)器取模壓材料，取摩擦材料的摩擦系數(shù)為f=0.35。 7. 制動(dòng)輪缸 是液壓制動(dòng)系采用的活塞式制動(dòng)蹄張開機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在車輪制動(dòng)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。活塞外端壓有鋼制的開槽頂塊，以支承插入槽中的制動(dòng)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封圈或靠在活塞內(nèi)端面處的橡膠皮碗密封。多數(shù)制動(dòng)輪缸有兩個(gè)等直徑活塞。 8. 制動(dòng)器間隙 制動(dòng)鼓與摩擦襯片之間在未制動(dòng)的狀態(tài)下應(yīng)有工作間隙，以保證制動(dòng)鼓能自由轉(zhuǎn)動(dòng)。一般，鼓式制動(dòng)器的設(shè)定間隙為0.2～0.5mm。此間隙的存在會(huì)導(dǎo)致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應(yīng)盡量小?？紤]到在制動(dòng)過程中摩擦副可能產(chǎn)生機(jī)械變形和熱變形，因此制動(dòng)器在冷卻狀態(tài)下應(yīng)有的間隙應(yīng)通過試驗(yàn)來確定。另外，制動(dòng)器在工作過程中會(huì)因?yàn)槟Σ烈r的磨損而加大，因此制動(dòng)器必須設(shè)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)。 設(shè)定本車制動(dòng)器間隙為0.5mm。 （四） 前、后制動(dòng)器驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 制動(dòng)輪缸設(shè)計(jì)計(jì)算 制動(dòng)輪缸是用于將主缸產(chǎn)生的液壓轉(zhuǎn)換成給予制動(dòng)蹄張力的部件。本次采用的是雙活塞式制動(dòng)輪缸。 2. 制動(dòng)輪缸直徑與工作容積的確定 制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)蹄施加的張開壓力F0與輪缸直徑dw和制動(dòng)管路壓力p的關(guān)系 為 dw=4F0πp （3-9） 制動(dòng)油路壓力一般不超過10-12Mpa， 取P=10Mpa （1） 前制動(dòng)器 dw1=44.21mm 得輪缸直徑應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm 取dw1=45mm （2） 后制動(dòng)器 dw2=46.01mm 取dw2=50mm （3） 工作容積的確定 ξ為輪缸活塞在完全制動(dòng)時(shí)的行程，鼓式制動(dòng)器可取ξ=2.5mm，每個(gè)輪缸的工作容積V=2*（π/4）**ξ （3-10）， 所以前制動(dòng)輪缸的總工作容積 V=2*（π/4）**ξ=2*(π/4)*452mm2*2*2.5=15904.3mm2 后制動(dòng)的輪缸工作總?cè)莘e為 V=2*（π/4）**ξ=2*(π/4)*502mm2*2*2.5=19635.0mm2 所以輪缸總工作容積為 V=15904.3+19635.0mm2=35539.3 mm2 3. 制動(dòng)主缸設(shè)計(jì) 制動(dòng)裝置采用雙回路制動(dòng)系統(tǒng)，制動(dòng)主缸為串列雙腔制動(dòng)主缸。 （1）直徑的確定 主缸直徑的尺寸系列為19,20.5，22,24,26,28,30,32,35,38mm等，取=38mm （2） 制動(dòng)主缸的工作容積 式中：V為所有輪缸的總工作容積，V`為制動(dòng)軟管的容積變形。 在初步設(shè)計(jì)時(shí)，制動(dòng)主缸的工作容積可取為（貨車） （3）主缸活塞行程 可用確定，一般=（0.8～1.2）。 經(jīng)計(jì)算得，= 38.10mm，滿足=（0.8～1.2） 4. 制動(dòng)踏板力設(shè)計(jì)計(jì)算 由于采用助力式伺服制動(dòng)系，其制動(dòng)踏板力Fp用下式計(jì)算： （3-11） 式中，為踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，取=3，為助力器助力比，取=7 ，為踏板機(jī)構(gòu)及液壓主缸的機(jī)械效率，=0.82～0.86，取=0.85。 制動(dòng)踏板力應(yīng)滿足以下要求，最大踏板力一般為700N（貨車）。 5. 制動(dòng)踏板工作行程計(jì)算 制動(dòng)踏板工作行程計(jì)算用下式表示 （3-12） 式中，為主缸中推桿活塞間的間隙和伺服閥柱塞與反饋盤之間的間隙，、取=3.0mm，為主缸活塞空行程，取=1.5mm。踏板全行程對(duì)貨車不大于180mm ＜180mm 所以符合要求。 四、結(jié)果分析 （一） I曲線和β曲線 x=0:1:40000; G=7140*9.8;hg=862.4; b=1267.2; L=3840; G0=2945*9.8;hg0=748;b0=1996.8; y1=0.923*x;%β曲線 y2=((G*(b.^2+4*hg*L*x./G).^(1/2))./hg-(G*b./hg+2*x))./2;%滿載I曲線 y3=((G0*(b0.^2+4*hg0*L*x./G0).^(1/2))./hg0-(G0*b0./hg0+2*x))./2;%空載I曲線 y4=0.846*7140*9.8-x; % 附著系數(shù)為0.846 plot(x,y1,x,y2,x,y3,x,y4); axis([0 40000 0 40000]) title('貨車I線與β線') xlabel('前制動(dòng)器制動(dòng)力F1/N'); ylabel('后制動(dòng)器制動(dòng)力F2/N'); gtext('I曲線(空載)') gtext('I曲線(滿載)') gtext('β線') 圖4-1 （二） ECE法規(guī)校核 1.根據(jù)ECE法規(guī) 確定前后軸利用附著系數(shù) 設(shè)汽車制動(dòng)減速度為du/dt，制動(dòng)力分配系數(shù)為b 。則前輪制動(dòng)器制動(dòng)力為 Fu1=Fxb1= βGz （4-1） 前輪地面法向反力 Fz1=G(b+zhg)/L （4-2） 則前輪利用附著系數(shù)為 f =Fxb1/Fz1=βzL/(b+zhg) （4-3） 同理可得后輪制動(dòng)器制動(dòng)力為 Fu2=Fxb2=(1－β)Gz （4-4） 后輪地面法向反力 Fz2=G(a－zhg)/L （4-5） 則后輪利用附著系數(shù)為 r=Fxb1/Fz1=(1－ β)zL/(a－zhg) （4-6） 2. 根據(jù)ECE法規(guī)進(jìn)行汽車制動(dòng)力分配 根據(jù) ECE 法規(guī)對(duì)貨車制動(dòng)力分配要求，可得如下不等式當(dāng) z=0.15～0.3 時(shí)， f≥r （4-7） β/(b+zhg)≥(1－β)/(a－zhg) （4-8） 當(dāng) z=0.2～0.8 時(shí)， f≤(z+0.07)/0.85 （4-9） r≤(z+0.07)/0.85 （4-10） 式（4-9）、式（4-10）可寫成 βzL/(b+zhg) ≤(z+0.07)/0.85 （4-11） (1－β)zL/(a－zhg) ≤(z+0.07)/0.85 （4-12） 由式（4-8）、式（4-11）、式（4-12）構(gòu)成下列不等式組， 進(jìn)而到三條制動(dòng)力分配系數(shù)的控制曲線。 β≥(b+zhg)/L （z=0.15～0.3） （4-13） β≥1-(z+0.07)(a-zhg)/(0.85zL) （4-14） （z=0.2～0.8） β≤(z+0.07)(b+zhg)/(0.85zL) （4-15） （z=0.2～0.8） 圖 4-2 A 線和B 線分別稱為上控制線和下控制線，C線稱為抱死順序控制線，也可以稱為第二下控制 線。從圖4-2 可以看出只有β在上下控制區(qū)域內(nèi)（在虛線區(qū)域內(nèi)）才滿足ECE 法規(guī)。 圖4-2 3. 滿足ECE法規(guī)火車β值的確定 當(dāng) z=0.3 時(shí)，由式(4-13)得到的b 值滿足ECE 法規(guī)的第二下控制線的最大值。即 βdmax2=(b+0.3hg)/L （4-16） 同理，當(dāng)z=0.8時(shí)，由式（4-14）得到的β值是滿足ECE法規(guī)的第一下控制線的最大值。即 βdmax1=1-1.28(a-0.8hg)/L （4-17） 為了確定制動(dòng)力分配系數(shù)β的范圍，約定將下控制線的最大值作為β的最小值；將上控制線的最小值作為β的最大值 (b+0.3hg)/L≥1-1.28(a-0.8hg)/L （4-18） 即 a≤2.6hg （4-19） β min= βdmax1=1-1.28(a-0.8hg)/L （4-20） 若 a＞2.6hg （4-21） βmin= βdmax2=(b+0.3hg)/L （4-22） 由式（4-15）得 dβdz=0,上控制線最小值 Z2hg=0.07b （4-23） z=0.07bhg (4-24) β max=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L) （4-25）當(dāng) βmax≥ βmin 時(shí)，取 βmin≤ β ≤βmax （4-26） 滿足 ECE 法規(guī)， 4. 本設(shè)計(jì)實(shí)際校核 （1）. 滿載 由a=2.5728m＞2.6hg=2.242 故由式（4-22）得 βmin= βdmax1=(b+0.3hg)/L=0.3973 由式（4-25） βmax=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L)=0.5811 由式（4-26）βmin≤ β ≤βmax 故滿載時(shí)選擇初選β2=0.52 合理。 （2）. 空載 由于 a=1.8432＞2.6hg=2.197 故由式（4-22）得 βmin= βdmax1=(b+0.3hg)/L=0.5784 由式 （4-25） βmax=( g g 2 0.07bh + b + 0.07bh )/(0.85L)=0.91 故空載時(shí)選用β=0.52 不合理。 由式（4-26）βmin≤ β ≤βmax 此時(shí)選擇β1=0.62。 因此需加裝制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置。 五、課程設(shè)計(jì)總結(jié) 在本次課程設(shè)計(jì)之中，收獲了很多，體會(huì)到了很多。感觸最深的一點(diǎn)就是以一個(gè)團(tuán)隊(duì)進(jìn)行合作的過程當(dāng)中，每個(gè)人的做的事都會(huì)可能對(duì)其他人造成影響，這就告訴了我們不管做什么事都要細(xì)心細(xì)致，也許你的一個(gè)錯(cuò)誤可能不只用你一個(gè)人的時(shí)間就可以彌補(bǔ)，我們也應(yīng)該培養(yǎng)一種謹(jǐn)慎的習(xí)慣，也許作為一個(gè)將來的工程師，一個(gè)錯(cuò)誤不是你可以彌補(bǔ)的。同時(shí)在本次課程設(shè)計(jì)當(dāng)中也遇到了許多的問題，比如在設(shè)計(jì)過程當(dāng)中很多東西由于第一次接觸是非常陌生的，這要靠查閱資料，認(rèn)真的思考；同時(shí)在課程設(shè)計(jì)當(dāng)中由于資料有限，很多想知道的東西都無法查閱到，很多東西也沒有參考標(biāo)準(zhǔn)，最后還要靠大家的討論分析猜測(cè)從而完成設(shè)計(jì)。 這也告訴了我們遇到問題我們需要多思考，多動(dòng)腦，也要培養(yǎng)一種發(fā)散思維，讓我們能勇于突破，勇于想象，勇于創(chuàng)造，這也是我們以后不可或缺的一種能力。 在本次課程設(shè)計(jì)中學(xué)到了很多，體會(huì)到了很多，這讓我們?cè)谝院蠊ぷ?，生活的道路上更能克服困難，培養(yǎng)了解決問題的能力。 參考文獻(xiàn) [1]．陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊(cè)）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2009:303-388 [2]．王望予.汽車設(shè)計(jì)（第四版）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011:257-285 [3]．余志生.汽車?yán)碚摚ǖ谖灏妫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009:89-129 [4]．馬明星,王豐元.汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書（第一版）[M].中國(guó)電力出版社,2000:172-194 [5]．張立軍，朱博，賈云雷.依ECU法規(guī)進(jìn)行汽車制動(dòng)力分配新方法[N].遼寧工程技術(shù)大學(xué)學(xué)報(bào),2005-4（24） 22