【正文】 ....................................................................................... 37 結(jié) 論 ....................................................................................................................... 38 參考文獻(xiàn) ................................................................................................................. 39 致 謝 .................................................................................................................. 40 附 錄 1 ......................................................................................錯誤 !未定義書簽。最終確定方案 采用液壓雙回路前后均為盤式制動器。如何開發(fā)出高性能的制動系統(tǒng)，為安全行駛提供保障是我們要解決的主要問題。隨著汽車市場競爭的加劇，如何縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高設(shè)計效率，降低成本等，提高產(chǎn)品的市場競爭力，已經(jīng)成為企業(yè)成功的關(guān)鍵。除此之外，它還介紹了 前后制動器、制動主缸的設(shè)計計算，主要部件的參數(shù)選擇及制動管路 布置形式等的設(shè)計過程。 附 錄 2 .................................................................................................................... 45 1 第 1 章 緒 論 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義 汽車制動系是汽車底盤上的一 個重要系統(tǒng) ,它是制約汽車運(yùn)動的裝置。本次畢業(yè)設(shè)計題目為 售貨車二類底盤設(shè)計 制動系統(tǒng)設(shè)計。前者的摩擦副中的旋轉(zhuǎn)元件為制動鼓，其工作表面為圓柱面；后者的旋轉(zhuǎn)元件為圓盤狀的制動盤，以端面為工作表面。 盤式制動器可分為鉗盤式制動器和全盤式制動器兩類。 對設(shè)計出的制動系統(tǒng)的各項指標(biāo)進(jìn) 行評價分析。一般摩擦式制動器按其旋轉(zhuǎn)元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。車輪制動器的制動鼓均固定在輪鼓上。所以內(nèi)張型鼓式制動器通常簡稱為鼓式制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)。領(lǐng)蹄所受的摩擦力使蹄壓得更緊，即摩擦力矩具有“增勢”作用，故又稱為增勢蹄；而從蹄所受的摩擦力使蹄有離開制動鼓的趨勢，即摩擦力矩具 2l領(lǐng)從蹄式制動器 有“減勢”作用，故又稱為減勢蹄。顯然，當(dāng)汽車倒車時這種制動器的兩制動蹄又都變?yōu)閺奶愎仕挚煞Q為單向雙領(lǐng)蹄式制動器。 （ 3） 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 當(dāng)制動鼓正向和反向旋轉(zhuǎn)時，兩制動助均為領(lǐng)蹄的制動器則稱為雙向雙領(lǐng)蹄式制動器。由于制動時兩蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一種非平衡式制動器。對雙向增力式制動器來說，不論汽車前進(jìn)制動或倒退制動，該制動器均為增力式制動器。因此，在轎車領(lǐng)域上己經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。 （ 1）鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)型式又可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 （ 2）全盤式 在全盤式制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓形盤，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。 （ 2）盤式制動器制動時，汽車減速度與制動管路壓力是線性關(guān)系，而鼓式制動器卻是非線性關(guān)系。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設(shè)計采 用 四輪盤式制動器 。 簡單制動系 簡單制動系即人力制動系，是靠司機(jī)作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源。其優(yōu)點是作用滯后時間短 (o． 1s— o． 3s)，工作壓力大 (可達(dá) 10 MPa— 12MPa)，缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機(jī)構(gòu)或制動塊的壓緊機(jī)構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，質(zhì)量小、造價低。但由于其操縱較沉重，不能適應(yīng)現(xiàn)代汽車提高操縱輕便性的要求，故當(dāng)前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車已極少采用。 （ 1） 、氣壓制動系 氣 壓制動系是動力制動系最常見的型式，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、連接和斷開均很方便，因此被廣泛用于總質(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。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。 伺服制動系 伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套出其他能源提供的助力裝置．使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機(jī)動力作為制功能源的制 10 動 系。其伺服能源分別為真空能 (負(fù)氣壓能 )、氣壓能和液壓能。這種分路布置方案在各類汽車上均有采用，但在貨車上用得最廣泛。其特點是結(jié)構(gòu)也很簡單，一回路失效時仍能保持 50％的制動效能，并且制動力的分配系數(shù)和同步附著系數(shù)沒有變化，保證了制動時與整車負(fù)荷的適應(yīng)性。 兩個獨立的問路分別為兩側(cè)前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器所組成，即半個軸與一輪對另半個軸與另一輪的瑚式，簡稱 LL 型。 LL 型與 HH 型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達(dá)到正常值的 50％左占。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串列雙腔制動主缸，單腔制動主缸已被淘汰。在主缸前、后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓，分別經(jīng)各 自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。當(dāng)繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的 13 值。大大提高了工作的可靠性。 分析表明，汽車在同步附著系數(shù)為 ? 的路面上制動 (前、后車輪同時抱死 )時，其制動減速度為 gqgdtdu0???，即 0??q ， q 為制動強(qiáng)度。輪轂直徑為 355mm，機(jī)制動盤直徑的范圍為 ～ 。通常，實心制動盤厚度可取為 10 mm～ 20 mm；只有 通風(fēng)孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20 mm～ 50 mm，但多采用 20 mm～30 mm。本次設(shè)計中根據(jù)制動盤直徑取摩擦襯塊外徑 R2 為 123mm。本次設(shè)計中摩擦襯塊的工作面積為 96 2cm ，厚度為 14mm。輪轂直徑為355mm，機(jī)制動盤直徑的范圍為 ～ 。通常，實心制動盤厚度可取為 10 mm～ 20 mm；只有通風(fēng)孔道的制動盤的兩丁作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為 20 mm～ 50 mm，但多采用 20 mm～30 mm。本次設(shè)計中根據(jù)制動盤直徑取摩擦襯塊外徑 R2 為 115mm。本 18 次設(shè)計中摩擦襯塊的工作面積為 76 2cm ，厚度為 14mm。那么盤式制動器制動力矩為： eRFfM ??? 021? （ 36） 為了保證汽車有良好的制動穩(wěn)定性，汽車前輪先抱死，后輪后抱死（滿載時候）則汽車的前輪制動器的產(chǎn)生的制動力矩等于前輪的附著力矩。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風(fēng)槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約 20％一 30％，但盤的整體厚度較厚。 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構(gòu)成，兩者直接牢固地壓 嵌或鉚接或粘接在一起。故應(yīng) 按襯片或襯塊規(guī)格模壓。輪缸的缸體由灰鑄鐵 HT250 制成。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。 包括了制動系統(tǒng) 相關(guān)主要參數(shù)的選擇和分析。并對同步附著系數(shù)進(jìn)行了驗算。 3? ， 4? —— 分別為 盤 式制動器的變形與制動 盤 的變形而引起的輪缸活 27 塞行程。 3? ， 4? —— 分別為 盤 式制動器的變形與制動 盤 的變形而引起的輪缸活 28 塞 行程。 IFF Pp /39。其中包括了對前后輪盤式制動器的液壓操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算，制動主缸的工作容積的計算。此時 j = mrM r ?/總 （ 51） 式中 總M ：汽車前、后輪制動力矩的總合。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。此即所謂制動器的能量負(fù)荷。 ? ? 6 0 5 8 51411111212 ???? ????? ?tAAme a 2/mmw 盤式制動 器的比能量耗散率應(yīng)不大于 2/mmw ， 故符合要求。 hg ：汽車質(zhì)心高度。 1Larc tg L hg?? ?? ? （ 56） = 8 5 6 0 0 1 1 9 ???arctg =15? 最大停駐坡高度應(yīng)不小于 16%～ 20%，故符合要求。由計算可知人力無法滿足制動力的要求，加裝了真空助力器。同時，畢業(yè)設(shè)計也是對我 大學(xué)四年學(xué)習(xí)情況的一次檢驗，使我受益匪淺。最后設(shè)計的汽車制動系統(tǒng)基本達(dá)到了預(yù)期的目標(biāo)。 38 結(jié) 論 畢業(yè)設(shè)計是以 售貨車二類底盤 的制動系統(tǒng)為研究對象，通過對 二類底盤制動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和形式進(jìn)行分析后，對制動系統(tǒng)的前、后制動器，制動管路布 置，制動主缸進(jìn)行了設(shè)計及計算，并繪制出了前、后制動器裝配圖、 制動管路布置圖。 (2)汽車可能停駐的極限下坡路傾斜角 39。 Lf = 6882 441580 2?? =1497J/ 2cm 在 1000J/ 2cm ～ 1500J/ 2cm 范圍內(nèi) 故符合要求。 比能量耗散率 雙軸汽車的單個前輪制動器和單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 22121 1()122am v ve tA? ??? （ 53） 22122 2()1 (1 )22am v ve tA? ???? （ 54） 34 式中： ? ：汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，緊急制動時 02?v ， 1?? ； am ：汽車總質(zhì)量 ， kg； 1v ， 2v ：汽車制動初速度與終速度， m /s ； 計算時 本車 取 /s ； t ：制動時間， s ；按下式計算 t=jvv 21?= j ：制動減速度， 2/sm ， gj ?? =10? 6 2/sm ； 1A ， 2A ：前、后制動器制動襯塊的摩擦面積； 1A =9600mm2 , 2A =7600mm2 ? ：制動力分配系數(shù)。在制動強(qiáng)度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散汽車全部動力的任務(wù)。 制動距離 S 在勻減速度制動時，制動距離 S為 S=1/（ t1 2 + t1 1 2 /2） Va+ Va2 /254? （ 52） 式中， t1 2 :制動盤與摩擦襯塊間隙時間，取 t1 1 2 ：制動力增長過程所需時間 ， 取 故 S=1/（ + ） 30+ 302 /254 = 33 最大制動距離為： ST =+V2 /150 V取 30km/小 時。 32 第 5 章 制動性能分析 制動減速度 j 制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。 /PF =1710/5=342N＜ 500N700N 所以符合要求 30 制動踏板工作行程 )( 21 mmmpp six ?? ??? （ 48） 式中： 1m? —— 主缸推桿與活塞的間隙，一般取 ～ 2mm；取 1m? =2mm 2m? —— 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(jīng)過的行程； 根據(jù)上式得： )2218(4 ???px =88mm＜ 100～ 150mm 符合設(shè)計要求。 29 ms = md =21mm 制動踏板力與踏板行程 制動踏板力 根據(jù)公式 ：?? 114 2 pmp ipdF ? （ 47） 式中： md —— 制動主缸活塞直徑； P—— 制動管路的液壓； pi —— 制動踏板機(jī)構(gòu)傳動比；取 pi =4 ?—— 制動踏板機(jī)構(gòu)及制動主缸的機(jī)械效率，可取 ? =～ 。 一個輪缸的工作容積