【文章內(nèi)容簡介】 非簧載質(zhì)量增大；另外制動氣室排氣時也有較大噪聲。 2)氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構(gòu)，它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的 管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為 9t11t 的中型汽車上也有所采用。 3)全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操作輕便、制動反應(yīng)快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機構(gòu)及其他輔助設(shè)備共同液壓泵和儲油等優(yōu)點。其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應(yīng)用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重礦用自卸汽車上。 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)一套除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)動機動力作為制動能源的制動系，在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應(yīng)用。 按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分，其伺服能源分別為真空能（負氣壓能）、氣壓能和液壓能。 根據(jù)賽規(guī)及經(jīng)驗要求，確定本次設(shè)計采用 簡單液壓制動。中國農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)士論文 第 2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 10 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 圖 21 液壓分路系統(tǒng)形式 為了提高制動工作的可靠性，應(yīng)采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。 雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的物種分路形式 (如圖 21所示 )： 1） 一軸對一軸（ II）型，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路。 2） 交叉型（ X） ，前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對策車輪制動器同屬一個回路。 3） 一周半對半軸（ HI）型，兩側(cè)前制動器的板書輪 缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬另一回路。 4） 半軸一輪對半軸一輪（ LL)型，兩個回路分別對兩側(cè)前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器起作用。 5） 雙半軸對雙半軸（ HH）型，每個回路均只對每個前、后制動器的半數(shù)輪缸起作用。 II 型管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的但輪崗鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用車商用得最廣泛。對于這種形式，若后制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動能力。對于采用前輪驅(qū)動因而前制動器強于后制動器的乘用車，當(dāng)前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴重不足 （小于正常情況下的一半），并且，若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。 X型的結(jié)構(gòu)也很簡單。直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持正常值的 50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時前輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負值（達 20mm)的汽車上。這時，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動，改善了汽車的穩(wěn)定性。 HI、 HH、 LL 型結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜。 LL型和 HH型在任一回路失效時，前后制動力比值均與 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)士論文 第 2章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 11 正 常情況下相 同，剩余總制動力可達正常值的 50%左右。 HI型單用一軸半回路時剩余制動力較大， 但此時與 LL 型一樣，緊急制動情況下后輪很容易先抱死。 綜合以上各個管路的優(yōu)缺點，最終選擇 X 型管路。 液壓制動主缸的設(shè)計方案 為了提高汽車行駛的安全性，并根據(jù)交通法則的要求，現(xiàn)代汽車的行駛制動系統(tǒng)都采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串聯(lián)雙缸制動主缸，單缸制動主缸已經(jīng)被淘汰。 儲存罐中的油經(jīng)每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓分別經(jīng)各自的出油閥和各 自的管路傳到前、后輪制動器的輪缸。 主缸不工作時，前、后倆工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各自的旁通孔和補償孔之間。 當(dāng)踏下制動踏板時，踏板傳動機構(gòu)通過推桿推動后缸活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔液壓升高。在后腔液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前缸活塞向前移動，前腔壓力也隨之升高。當(dāng)繼續(xù)下踩制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)升高，使前、后輪制動器制動。 撤除踏板力后，制動踏板機構(gòu)、主缸前后腔活塞和輪缸活塞，在各自的復(fù)位彈簧作用下回位，管路中的制動液借其壓力推開回油閥門流回主缸 。于是接觸制動。 當(dāng)迅速放開制動踏板時，由于油液的粘性和管路阻力的影響，油液不能及時流回主缸并填充因活塞右移而讓出的空間，因而在旁通孔開啟之前，壓油腔中產(chǎn)生一定的真空度。此時進油腔液壓高于壓油腔，因而進油腔的油液便從前、后缸活塞的前密封皮碗的邊緣與缸壁間的間隙流入各自的壓油腔以填補真空。與此同時，儲液室中的油液經(jīng)補償孔流入各自的進油腔?；钊耆珡?fù)位后，旁通孔已開放，由制動管路繼續(xù)流回主缸而顯多余的油液便可經(jīng)前、后缸的旁通孔流回儲液室。液壓系統(tǒng)中因密封不良而產(chǎn)生的制動液漏泄，和因溫度變化而引起的制動液 膨脹或收縮，都可以通過補償孔和旁通孔得到補償。 若與前腔連接的制動管路損壞樓有時，則在踩下制動踏板時只后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到前缸活塞前端頂?shù)街鞲左w上。此后，后缸工作腔中液壓方能升高到制動所需的值。 若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則在踩下制動踏板時，起先只是后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后缸活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。 由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當(dāng) 制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙缸制動主缸的另一腔仍能夠工作，只是所需踏板行程加大，導(dǎo)致汽車制動距離增長，制動力減小。大大的提高了工作的可靠性。 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)士論文 第 3章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 12 第 3 章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 相關(guān)主要參數(shù) 所示 。 表 汽車相關(guān)主要參數(shù) 編號 名稱 符號 數(shù)值 單位 備注 1 質(zhì)量 M0 kg 2 重力 G N 3 質(zhì)心高 hg mm inch 4 軸距 L mm inch 5 質(zhì)心至前軸的距離 a mm inch 6 質(zhì)心至后軸的距離 b mm inch 7 前軸負荷 Wf N % 8 后軸負荷 Wr N % FSAE贊助輪胎相關(guān)參數(shù)如表 。 表 2021 年 FSAE 贊助輪胎相關(guān)參數(shù) 規(guī)格 180/530R13 標準輪輞內(nèi)距 8 輪胎胎面寬 (mm inch) 223 輪胎外徑 (mm inch) 533 輪胎接地面寬 (mm inch) 185 輪胎半徑 (mm) 244 輪胎周長 1626 輪輞內(nèi)距 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)士論文 第 3章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 13 同步附著系數(shù)的分析 （ 1） 當(dāng) 0??? 時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力； （ 2） 當(dāng) 0??? 時：制動時總 是后輪先抱死，這是容易發(fā)生后軸策劃而使汽車喪失方向穩(wěn)定性； （ 3） 當(dāng) 0??? 時：制動時汽車前后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。 分析表明，汽車在同步系數(shù)為 ? 的路面上制動（前后輪同時抱死）時，其制動減速度為gqgdtdu ??? ? ，即 q= 0? ,q 為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或者后輪即將抱死的制動強度 q 0? ,這表明只有在 0??? 的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據(jù)相關(guān)資料查出賽車 0? =，故取 0? =。 地面對前、后輪的法向反作用力 若在不同附著系數(shù)的路面上，前、后輪同時抱死（不論是同時抱死或分別先后抱死），此時?? GFF b ??X 或 gdtdu ??/ 。地面作用于前、后輪的法向反作用力為 ）gZ1 ( hbLGF ??? （ 31） )(gZ2 haLGF ??? （ 32） 前后輪同時抱死制動時地面對前、后輪法向反作用力的變化如表 所示 表 前后輪同時抱死地面對前、后輪法向反作用力的變化 φ /NZ1F /NZ2F /GZ1F /GZ2F 0 1474 1662 47% 53% 1533 1603 49% 51% 1592 1544 51% 49% 1650 1486 53% 47% 1709 1427 55% 46% 1768 1368 56% 44% 1827 1309 58% 42% 1886 1250 60% 40% 1944 1192 62% 38% 2021 1133 64% 36% 2062 1074 66% 34% 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)士論文 第 3章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 14 制動器有關(guān)計算 確定前后制動力矩分配系數(shù) ? 根據(jù)公式：g0 h bL ?? ?? （ 33） 得到： ?????? L bh?? （ 34） 制 動器制動力矩的確定 應(yīng)急制動時，假定前后輪同時抱死拖滑，此時所需的前橋制動力矩為 egμ1 )( rhbLGM ???? （ 35） 式中， G 為賽車重力； L 為軸距； a 為汽車質(zhì)心到前軸的距離； gh 為汽車質(zhì)心的高度； ? 為附著系數(shù)； er 為輪胎有效半徑。 當(dāng) ? = 0? = 時， N / )()( egμ1 ???????? rhbLGM ?? 即 3 1 3 N /mm ax1 ??M 因為 ? =????MM=23 (36) 所以 2 0 9 N /mm ax2 ??M 盤式制動器主要參數(shù)確定 1） 制動盤直徑 D 制動盤直徑 D應(yīng)盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的 70％一 79％ ?？傎|(zhì)量大于 2t 的汽車應(yīng)取上限。 這里去制動盤的直徑 D為輪輞直徑的百分之70%，即 2 3 1% ????D mm 2） 制動盤厚度的選擇 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)士論文 第 3章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 15 制動盤厚度對制 動盤質(zhì)量和工作時的溫升有影響。為使質(zhì)量小些，制動盤厚度不宜取得 大；為了降低溫度，制動盤厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風(fēng)的需要在制動盤中間鑄出通風(fēng)孔道。一般實心制動盤厚度可取為 10～ 20mm，通風(fēng)式制動盤厚度取為 20